2022年3冷却系统计算评估及改进设计报告 .docx

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1、精品_精品资料_报告编号： 13冷却系统运算评估及改进设计报告柴油机开发课题名称： 4100QBZL经济型国 3编 写：杨崴校 对：陈 希颖审 核：缪 雪龙批 准：居 钰生无锡油泵油嘴讨论所二六年五月可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_冷却系统运算评估及改进设计报告一、4100 经济型国 3 柴油机冷却系统设计与原机相比国3 柴油机要采纳冷却 EGR 系统,需对引入废气进行冷却, 所以原冷却系统需重新进行设计校核.1. 总体思路 油泵所方案）：对于引入 EGR系统的 4100 柴油机来说,冷却水不仅要冷却柴油机仍必需冷却引入的废气,而柴油机本身又同时存在大循环和小循环两条水路,所以

2、如 何布置 EGR冷却水路将成为一个复杂的问题.依据发动机整体布置情形,在原冷却系统 见图 1 所示）基础上重新从水泵口引水冷却EGR,也就是说 EGR冷却器仍与原冷却系统公用同一个冷却水泵,同时考虑尽量不影响原冷却水路,因节温器中冷器散热器出水管风扇气缸盖水泵气缸体机油冷却器图 1 原冷却系统示意图节温器出水管中冷器散热器风扇机油冷却器气缸盖气缸体水泵EGR 冷却器此系统改进方案 见图 2 所示）采纳并联冷却方案：在冷却水泵出水口,依据机体换热量和 EGR冷却器换热量安排冷却水流量.从EGR冷却器出口出来的冷却水回到节温器端 .图 2 增加 EGR系统后冷却系统示意图 油泵所方案）可编辑资料

3、 - - - 欢迎下载精品_精品资料_2. 云内方案云内考虑到尽可能连续原机布置,因此从机油冷却器处引出EGR冷却器冷却水,经 EGR冷却器后重新进入水泵,见图 3 所示.由于对 EGR进行冷却的冷却水是流经机体和机油冷却器的,所以水温较高,因此该方案对EGR系统的冷却成效不佳.而且经过EGR冷却器的冷却水直接经水泵重新进入机体,因此该 方案对机体冷却成效也会造成肯定程度的影响.详细影响程度由后期试验测试.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_节温器中散风扇冷热器器水泵出水管气缸盖气缸体可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_机油冷却器EGR 冷却器图 3 增加 EGR系统后

4、冷却系统示意图 云内方案）二、冷却系统才能校核及改进设计一） .冷却水泵才能校核和冷却管路设计及校核1. 冷却水泵才能校核1）. 冷却系统带走的热量冷却系统散走的热量 Qw,受很多复杂因素的影响,很难精确运算,初步估算时可以采纳体会公式kJ/s ）式中A传给冷却系统的热量占燃料热能的百分比,对柴油机A=0.180.25, 假如发动机装置水冷式机油散热器,就要增加机油的散热量,即将Qw增大5% 10%.ge 燃油消耗率 .Hu 燃料低热值 kJ/kg）,柴油低热值取 Hu=41870 kJ/kg.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_于是被冷却水带走的热量范畴为 标定点）当 A=0.2

5、3 时,同时考虑水冷式机油散热器散热量,将QW增大 8% 后得到 Qw = 56.43 kJ/s依据 EGR 系统报告, EGR 冷却废气所需总传热量 QE总=11.5 kJ/s,考虑到EGR 冷却器的冷却效率,取 QE = 1.07QE 总 = 12.31 kJ/s.所以,冷却系统需带走的热量为2）. 冷却水的循环量依据散入冷却系统中的热量,可以算出冷却水的循环量式中 tw 冷却水在发动机内循环时容许的温升,对强制循环冷却系统,可取 tw=612,本运算取 wt=8.w 水的密度,近似取为 1000kg/m3.cw 水的比热,近似取为 4.187kJ/kg .将 QE 代入冷却水循环量运算公

6、式,就 EGR 系统所需冷却水循环量未引入 EGR 系统前即原机冷却系统）所需冷却水循环量：引入 EGR 系统后所需冷却水循环量：3）.水泵才能校核为保证发动机的正常运行,一般把标定工况作为冷却系统的设计工况.所以在以下运算中选取标定点的冷却水循环量作为运算量.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_1 ）.确定水泵泵水量 Vp式中 v 水泵的容积效率,主要考虑到水泵中冷却水的泄漏,一般取0.6 0.85.为保证循环水量,取 Vp2.7 10-3 m3/s.未引入 EGR 系统前水泵泵水量为：5）. 水泵才能分析 判定方法：依据所需流量进行水泵扬程校核）图 4 为云内 4100QBZL

7、 所采纳水泵的性能曲线表,点 1 和点 2 代表未引入 EGR 系统前,在满意发动机要求冷却水量前提下,水泵所能供应的扬程范畴.点 3 和点 4 代表引入 EGR 系统后,在满意发动机要求冷却水量前提下,水泵所能供应的扬程范畴.图 4 云内 4100QBZL水泵的性能曲线表从表 1 可知,引入 EGR系统后,在满意流量要求的前提下,水泵所供应的最小扬程为 12.8m.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_-3表 1 原机和引入 EGR系统后流量与扬程对应表可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_流量10m3/s ）扬程m）可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_原机1

8、1.9814.922.813.9引入 EGR系统32.4114.4后43.4212.8依据体会数据统计,克服缸体缸盖水套阻力的扬程安排为1.251.5mH2O, 克服散热器或冷却器阻力的扬程安排为22.5 mH2O,克服水管阻力的扬程安排为0.751.25 mH2O,因此整个冷却系统的流通阻力为 45.25 mH2O.此外加上水冷机油冷却器流通阻力 1.25 mH2O和EGR冷却器流通阻力 2 mH2O ,得到冷却系统最大总阻力为 8.5 mH2O .现有水泵在满意最大流量 3.42 m3/s的同时,可供应扬程为 12.8m,因此现有水泵可满意引进 EGR系统的发动机使用要求,不需改动.此段数

9、据出自于柴油机设计手册中册第十八章）4）.冷却水泵其他数据的运算1）.水泵泵水压力的确定 体会估算）水泵的泵水压力应当足以克服水冷系中全部的液体流淌阻力,并获得必要的冷却水循环的流淌速度.同时为了冷却牢靠,在工作温度下,水在任一点的压力均应大于此时的饱和蒸汽压力,以免产愤怒蚀现象.在没有试验数据的情形下,依据发动机统计数据,总阻力在40103 53103 Pa之间.为了安全起见,一般泵水压力取为150103 Pa,而对于该水泵可依据供应的最大扬程14.4mH2O 打算泵水压力,取值为141 103 Pa.2）.水泵所消耗的功率式中 水泵的泵水压力 Pa）,为了安全起见对于车用发动机,一般取泵水

10、压力,该水泵取 141 103 Pa.h 水泵的液力效率, h 0.6 0.8,取中间值 0.7.m 水泵的机械效率,在现有结构中,可取0.90.97,取 0.95.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_于是.车用发动机水泵消耗的功率一般为发动机标定功率的0.5 1.0%.在答应范畴内.3）. 水泵的转速水泵的转速越高,水泵叶轮的尺寸及重量就越小,但水泵转速受到气蚀条件和叶轮材料机械强度的限制,其转速不能太高.目前各类型水泵都未达到材料机械强度所限制的转速,因此水泵转速主要是受到气蚀条件的限制.原云内 4100QBZL 发动机冷却水泵和冷却风扇同轴,并通过皮带一级传动与发动机曲轴连接

11、.依据原传动比,水泵转速为3300r/min.小结：依据体会数据估算,现有水泵在满意最大流量3.42 m3/s 的同时,可供应扬程为 12.8m,因此现有冷却水泵可满意引进 EGR 系统的发动机使用要求,不需改动.但由于运算多采纳体会数据估算,实际冷却成效仍需试验进行验证.5）水泵特性和系统阻力特性及其匹配假如要精确判定水泵才能,可按下述方法.图5中示出其特性曲线 1.图中仍示出了系统流淌阻力特性曲线 2.由水泵特性可知 , 随着水泵泵水压力的逐步增大 , 泵水量逐步削减 , 当泵水压力增大到某一值时 , 与系统阻力平图5 水泵特性曲线可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_衡,曲线

12、1 与曲线 2 交于 B 点, 该点所对应的水流量 V W B 即为水泵稳固泵水量, 值应与求出的 V W 值接近, 否就, 必需调剂水泵转速或重新挑选水泵 , 以达到正确匹配.2. 冷却系统管路设计校核1）.油泵所方案管路设计1）.管路设计可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_4节温器中散风扇冷热机油冷却器出水管气缸盖可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_器器1水泵2气缸体可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_EGR 冷却器图 6油泵所方案冷却系统运算示意图图 6 中截面 2 和截面 4 处的水头如下：,另外：,进出 EGR冷却器的管路直径挑选为相同）依据粘性流

13、体总流的伯努利方程： H2 为管路循环缺失）总水头由发动机冷却系统最大总阻力为8.5mH2O,查水泵特性表,可得对应冷却水可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_-3总流量为 510m3/s ,水泵进口压力为 -22.2kPa .在水泵的平稳状态,水泵提可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_供的水头正好和发动机阻力平稳,即：.所以由上述推导,可得：.式中：由于 4 截面靠近水泵进水口,因此认为该截面压力等于水泵进口压力,即 P4 =-22.2kPa .依据连续性方程：,可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_而设计期望,可得.综合上述,可得就 EGR冷却管路内径为,取

14、整 D=13m.m2）. 冷却水量校核由得到：.由连续性方程可得：由结果明显可知：,.可见按该方案进行的冷却水管路设计可同时满意发动机和EGR系统的冷却要求.2）.云内方案管路设计校核1）.管路设计可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_节温器中散风扇冷热器器水泵12出水管气缸盖气缸体机油冷却器可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_EGR 冷却器图 7 按云内方案冷却系统运算示意图依据体会数据,通过缸套传给冷却介质的热量QL 约占冷却水带走总热量的3238%）,通过缸盖传给冷却介质的热量QH约占冷却水带走总热量的 50%左右,通过水冷机油冷却器传给冷却介质的热量QC 约占冷却

15、水带走总热量的510%）.本文中取 QL 占 38%,QH 占 54%, QC占 8%.由前文可知冷却水从发动机带走的热量 标定点） Qw = 56.43 kJ/s,从 EGR冷却器带走的热量 QE =可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_12.31 kJ/s.结合该发动机管路循环实际情形,两管路循环需带走的热量如下：,.将管路循环需带走的热量代入冷却水循环量运算公式,就1 管路循环所需冷却水循环量：.2 管路循环所需冷却水循环量：由发动机冷却系统最大总阻力为8.5mH2O,查水泵特性表,可得对应冷却水可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_-3总流量为 510m3/s ,水

16、泵进口压力为 -22.2kPa .可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_依据连续性方程：,而设计期望,可得,与油泵所方案管路设计同理可得：式中：由于 2 截面靠近水泵进水口,因此认为该截面压力等于水泵进口压力,即 P2 =-22.2kPa .综合上述,可得就 EGR冷却管路内径为,取整 D=20m.m2）. 冷却水量校核a. 设计管路冷却水量校核由得到：.由连续性方程可得：由结果明显可知：,.可见按该方案进行的冷却水管路设计可同时满意发动机和EGR系统的冷却要求.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_b. 沿用原有管路冷却水量校核原 4100 发动机从机油冷却器返回冷却水泵

17、的管路内径为15mm,由得到：.由连续性方程可得：由结果知：,基本满意冷却水流量要求,因此可沿用原管路内径.但该管路设计安排给EGR冷却器的冷却水相对较少,余量不多, 可能会影响 EGR冷却器的冷却,但由于本运算为体会估算,所以该方案详细冷却情形仍需试验验证.小结：如采纳油泵所方案进行管路布置,在保持原机体进水口面积不变的前提下,只需在水泵出水腔上加一个内径 13mm分支进行 EGR系统的冷却,其余冷却管路不变.如采纳云内方案进行管路布置,最好加大原有机油冷却器 EGR冷却器冷却水泵沿途冷却管路内径,以达到良好的冷却水分流情形.二） . 散热器才能校核及改进设计1. 散热器才能校核1）.散热器

18、传热系数 K 的确定1）2其中： w为水的导热系数,当管内水流速度vw=0.2 0.6m/s 时,可取 w=20223500kcal/m h. 为材料厚度,可取 0.000150.0002m. 22为材料的热传导系数. a为空气的导热系数,一般为 60105kcal/m h.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_2kcal/mh =387.49 kJ/mh可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_2）.散热器散热面积校核依据散热器的散热量、形状几何条件,可运算出散热器散热面积、正面积和散热器基本尺寸.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_散热面积式中： 为散热器储备系

19、数,考虑到焊接不良、水垢及油泥影响,一般取=1.1 1.15 .t 为冷却水和空气的平均温差,取柴油机最高答应出水温度t w=95,由于散热器前装了中冷器,空气先对中冷器进行了冷却,进入散热器的空气已经被加热,取 t a=55.2该值大于原散热器散热面积 15.4m ,所以散热器需进行改动.2. 散热器改进设计1）.提高散热器散热才能方法1）. 转变散热器的尺寸在几何尺寸答应的范畴内,可选用迎风面积尽可能大的散热器芯,增加散热器散热面积,提高散热才能.2）. 转变散热器的材料,提高传热系数选用热传导性优良的散热器材料,提高传热系数.3）. 提高液气平均温差2）.详细改进方案散热器基本尺寸确定：

20、1） 散热器正面积 FR2FR=Va /va=3.25/11=0.30m其中va为空气通过散热器时流速,对汽车 va = 1015m/s ,现取偏下限值 va= 11 m/s .2） 芯部的高度 h 和宽度b依据总布置要求确定芯部的高度 h 和宽度b , b =FR / h.3） 散热器芯部厚度 l R式中： 为散热器芯部的容积紧凑性系数,表示单位散热器芯部所具有的散热面积,其值越大,散热面积越小,但空气阻力也大,一般取=370 900m2/m3.可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_4） 散热器的水管数 n n = V W / vWf 0）2vW为水在散热器水管中的流速,一般取 v

21、W=0.6 0.8m/s .f 0为每根水管的横断面积.2小结：经运算,在引进 EGR系统后,散热器散热面积应大于 17.86m ,而原散热器散热面积仅为 15.4m ,所以散热器需进行改动.依据散热器的进展趋势,设计时应扩大散热器正面积 FR,削减芯部厚度.散热器厂家可依据上述散热面积和散热器正面积,在总布置答应的空间范畴内,重新挑选芯部高度和宽度,同时结合本厂散热器冷却水管截面,打算冷却水管的排列情形.如总布置不答应加大散热器尺寸,就要依靠提高散热系数和液气平均温差的方法提高散热才能.三） .冷却风扇才能校核及改进设计1. 冷却风扇才能校核1）.冷却空气需要量冷却空气的需要量 Va 一般依

22、据散热器的散热量确定.散热器的散热量一般等于冷却系统的散热量Qw：.3式中 t a空气在散热器进出口处的温差,通常t a1030 a空气的密度,一般a1.01 kg/m cp空气的定压比热,可取 cp1.047 kJ/kg将 Qw代入冷却空气需要量运算公式有未引入 EGR系统前冷却空气需要量：2）.冷却风扇才能校核在风扇功率的确定运算中,同样以标定点作为运算工况.1）.风扇压力的确定 体会估算）冷却空气流过散热器时 ,要遇到一系列阻力 ,为了使冷却空气顺当通过散可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_热器并且把散热量带走,风扇所供应的冷却空气必需具有肯定的压力,以克服空气道的阻力.风扇

23、的供气压力是依据冷却系的类型、详细布置与结构而确定的.由于类型、详细布置与结构的差异,风扇供气时所需要克服的空气通道阻力也不同.水冷式冷却系空气通道的阻力 p 一般为：式中为散热器的阻力,当风速为 816m/s 时,管片式散热器阻力约为 100 500Pa,取稍大值 380Pa.为除散热器外的全部空气通道,如百叶窗、导风罩,发动机罩等的阻力,它约等于0.4 1.1 ）,取0.8.于是.2）. 风扇才能分析风扇外径分析由于风扇轮叶扫过的环面积等于散热器芯部正面积的45% 60%, 而风扇轮叶内径与外径之比 D 1/D2 = 0.28 0.36,就, 即m）经运算, D2 = 433509mm,目

24、前风扇外径为 420mm,不在范畴内.在保证发动机结构紧凑的前提下,依据风扇外径举荐尺寸,选取D2 = 450mm.2. 冷却风扇改进设计 减小至0.01 D 2 时,风扇的容积效率可提高 1/3 .风扇散热器的安装位置也影响风扇冷却空气利用程度.2）.详细改进设计1）.风扇外径 D2 处的圆周速度,原风扇为 72.5m/s一般 u2 掌握在 70m/s,最高不超过 110m/s.2）.风扇外径 D2 处的压力系数风扇外径 D2 处的压力系数不应超过 0.6 ,这样可使叶片载荷减小,也使风扇工作点离风扇喘振线仍有肯定距离.3）.风扇叶轮内径 D1D 1/D2 =0.28 0.36 ,D 1=0

25、.28 0.36D 2 =126162mm,取下限值 D1=126mm.4）.风扇气流的有效轴向速度 c5）.风扇外径 D2 处的无因次流量系数可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_6）.节流系数7）.风扇的容积效率 va. 确定风扇外径与风扇护风圈之间的间隙s从提高风扇效率动身 ,间隙愈小愈好 ,但因散热器与装风扇的发动机分别用弹性支撑装在底盘上,在运行时它们可能有相对位移,如间隙过小,就风扇 和护风圈可能相碰 ,所以一般将 s取在520mm之间,原机 s=20mm,就原机 = 20/420 =0.048 ,该值较大.现取 s=10mm,就=s/D2=10/450=0.022 .b

26、. 确定容积效率 v如图 8 所示为不同节流系数下,容积效率v 与相对间隙 s/D2）的关系,由图查得, v=0.55图 8 容积效率与相对间隙的关系8）.通过风扇轮叶气流的实际轴向速度c9）.空气气流周向分速度 Cu可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_式中, h为风扇液力效率,一般为 0.550.75 ,取 0.68 .10）.气流平均相对速度 wm11）.平均气流角 m, m=31.40,取 m=3212）.风扇轮叶的安装角 = +m式中： 为攻角13）.风扇轮叶宽度 b图 9 风扇断面参数示意图式中： Z 为风扇轮叶数,取 Z=7.Ca 为升力系数运算至此,由风扇厂家依据上述

27、数值,结合本厂风扇叶片不同截面的空气动力性能曲线 图 10 为某型叶片空气动力性能曲线）选取攻角 和升力系数Ca,从而确定风扇叶片的安装角 和风扇轮叶宽度 b.图 10 某型叶片空气动力性能曲线可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_选取原就： a.本设计中 s/D2 较大,可通过加大安装角 的方法来增加风量,但留意不能使风扇所需功率增加过多.b.等安装角的风扇效率较低,但制 造便利,为了提高风扇效率,可采纳变安装角叶片,将叶片沿长度方向扭曲.c. 在选取 Ca 值应尽量选用效率较高的攻角 .14）.风扇的消耗功率式中 h风扇的液力效率,取值 h0.68 . v风扇的容积效率,此值需要

28、依据风扇外径和风扇护风圈间的间隙打算,依据图表举荐值,取 v0.55 . m风扇的机械效率,由风扇传动方式打算.用三角皮带传送时,m0.6 0.95 ,皮带弹性及风扇支座条件良好时可取上限值,一般取 m0.88 .于是.车用发动机风扇消耗的功率一般为发动机标定功率的512%.在答应范畴内.小结：经运算,为满意散热要求,风扇外径D2 应大于 450mm,而现有风扇为 420mm,已不满意要求,需更换.同时为提高风扇性能,需减小风扇外径与风扇护风圈之间的间隙 s,由原先 20mm减至 10mm.风扇安装角、叶片宽度等参数由风扇厂家依据本厂风扇叶片不同截面的空气动力性能曲线确定.另外,在整车装配时,

29、应保证风扇叶片投影宽度的1/22/3在风扇导风罩内.风扇尽量煽散热器的偏上部分.风扇前段与散热器散热带后端的间隙大于30mm,有利于气流组织的均布.四） . 冷却系统才能优化的其他方法降低冷却系统阻力冷却系统阻力分为沿程阻力h f和局部阻力 h j两部分,降低冷却系统的阻力即总能头缺失可以有效的利用水泵扬程,形成足够的雷诺数,是提高水循环量的一个重要并且经济的途径.降低冷却系统阻力的实现途径：可编辑资料 - - - 欢迎下载精品_精品资料_1. 检查冷却水管路,对管路截面突变的位置进行改进,使两端管径接近或相同,防止显现节流现象,通过降低平均流速v,改善局部阻力 hj .2. EGR 冷却器的冷却.在布置EGR冷却器冷却水路时,应留意尽量紧凑布置,通过削减管长 l 来有效削减冷却水沿途阻力 hf .可编辑资料 - - - 欢迎下载