基于热平衡试验分析冷却系统对高强化柴油机的影响

张博，张萍，郭旭，曾凡明

(1.海军工程大学 动力工程学院，武汉 430033；2.中国人民解放军驻芜湖军代室，安徽 芜湖 241000)

传统冷却水泵通过齿轮系与柴油机相联，泵的转速完全取决于发动机转速，与柴油机运行状态的冷却需求无关，随着电子控制技术的发展，智能冷却已成为现代柴油机冷却系统的主要发展趋势，智能冷却可以根据柴油机的冷却需求提供精确的冷却液流量，实现热平衡的智能控制，提高热效率。有研究人员设计电子水泵，可根据发动机冷却需求控制冷却流量，进而优化发动机动力性和经济性。适当减少冷却液流量可以减少散热、提高热效率，但也可能导致活塞、缸盖等高温部件热负荷过大，表明发动机的动力性、经济性和可靠性之间存在着制约关系，因此最佳冷却液流量应既能满足发动机的散热需求，又要保证发动机安全运行。为此，以某船用柴油机为研究对象，设计智能控制冷却热平衡试验系统。开展原机热平衡试验，分析柴油机与冷却系统的匹配特性以及活塞、缸盖不同区域的热负荷状态，开展变冷却液流量热平衡试验，分析冷却液流量对有效功率、燃油消耗率、爆发压力、燃烧室组件高热负荷区域和累计放热量的影响规律，为冷却系统运行参数的优化提供参考。

1 热平衡试验系统原理及试验方案

1.1 试验系统总体设计

研究对象为直列、6缸、增压、水冷、四冲程船用高强化柴油机。额定转速1 800 r/min，额定功率690 kW，爆发压力17.0 MPa。冷却系统由高温、低温双循环系统组成，冷却水泵为机带泵。

试验目的是分析冷却液流量对柴油机主要性能参数的影响。为实现冷却液流量可控调节，将原机冷却系统进行电控化改造，水泵由变频电动机直接驱动，中央控制器根据操作面板指令输出控制信号(电压信号)，对变频电动水泵转速进行调控，可变冷却液流量热平衡试验系统见图1。试验系统主要由电动淡水泵、电动海水泵、电子比例阀、加热器、电子控制单元(ECU)、数据采集系统、变频器、流量传感器、温度传感器和传感导线组成。ECU接收淡水流量信号，并判断淡水流量与目标流量之差。当淡水流量高于(低于)目标值时，变频器降低(增加)电动淡水泵的转速，以降低(增加)水流量。ECU控制电动海水泵转速，控制中冷器后的增压空气温度稳定。ECU发送水温控制信号，调整电子比例阀滑阀位置，调节进入加热器和散热器的淡水流量，使发动机进口淡水温度保持在(343+2)K。图1中T、P和Q表示相应位置的温度、压力和流量传感器。试验系统现场布置见图2。

图1 试验系统原理示意

图2 试验系统和电子控制单元

试验装置见表1，其中热式气体流量计的精度是1%R，电磁流量计的精度是0.3%R，均属于高精度仪表，R为实际读数的±1%。

表1 测试设备及传感器选型

1.2 缸盖和活塞温度传感器布置

该型柴油机为单体式缸盖，选择其中一缸进行试验。根据试验测得，额定工况下各缸流量()及流量不均匀度()见表2，流经第1、3缸的水流量最小，表明热边界条件相同的条件下，第1缸的热负荷最高，因此选取第1缸为研究对象。

表2 各缸流量及不均匀度

活塞温度的测量采用存储式测量装置。该装置为电路集成密封块型式，固定安装在活塞销座上，随活塞一起运动，密封块内含有实时时钟芯片、数据存储器和电池等元件，测温传感器为Omega TT-K-40热电偶，在试验过程中，温度信号被传输并存储在电路集成密封块的存储器中，试验完成后通过专用软件读取数据，该装置省去了信号外输线路，避免了信号干扰，精度更高。测点布置见图3，测点1位于火力岸中间部位，测点2位于进气门避阀坑，测点3位于活塞顶面中心突起区域，测点4位于燃烧室底部凹坑区域，测点5位于排气门避阀坑。

图3 活塞温度测点布置

缸盖温度测量采用铠装热电偶。在缸盖上加工安装孔，将热电偶装入孔中，用2胶水封固好。测点布置见图4，测点A位于2进气门之间鼻梁区，测点B位于进气门与排气门之间鼻梁区，测点C位于2排气门之间鼻梁区，测点D位于排气门边缘，测点E位于喷油器安装孔附近，每组测点分为上、下两层，分别距离缸盖火力面(即底面)16 mm和9 mm处。由于缸盖内部结构复杂，热源分布不均匀导致热应力较大，缸盖钻孔过多容易导致缸盖热裂失效，因此选择第3缸安装A、B测点，第1缸安装C、D、E测点。

图4 缸盖温度测点布置

1.3 试验方案

试验环境温度为27 ℃，大气压为100 kPa，空气湿度60%，淡水进口温度为(343+2)K。

1)原机热平衡试验。柴油机推进工况下，分析发动机与冷却系统的匹配特性，以及缸盖和活塞的热负荷状态。试验工况见表3。

表3 试验工况

试验中，通过ECU控制，将电动海、淡水泵模拟为传统机带型。

2)变冷却液流量热平衡实验。推进工况下，分析热平衡、燃油消耗率、爆发压力、累积放热量、气缸盖和活塞温度场随淡水泵转速的变化规律，淡水泵转速为1 600、1 900、2 200、2 600和3 000 r/min共计5种情况。

2 原机热平衡试验结果分析

2.1 燃油消耗率及热平衡随推进工况的变化

2.1.1 燃油消耗率变化规律

随着柴油机负荷的降低，油耗率先缓慢下降，然后迅速上升见图5。在25%额定负荷下，燃油消耗率高达249 g/(kW·h)。说明在中、低负荷工况下柴油机的燃油经济性较差，有改进的空间。在高负荷工况下(75%额定负荷以上)，燃油消耗率稳定在206～210 g/(kW·h)，燃油经济性较好。

图5 燃油消耗率的变化

2.1.2 热平衡变化规律

假定燃油燃烧总放热量为100%，有效功率、废气和淡水系统带走热量占85%左右；随着柴油机负荷的降低，有效功率占比逐渐减小，淡水系统带走热量占比逐渐增大，在25%额定负荷点，有效功率占比降低到30.54%，淡水系统带走热量占比升高到29.17%，见图6。

图6 热平衡图

2.1.3 原因分析

由于淡水泵为机带型式，不能根据柴油机运行状态“按需调节”冷却强度，在中、低负荷工况点，柴油机被过度冷却，冷却系统带走过多热量，燃烧室温度较低，同时由于柴油机低负荷和低转速，导致缸内喷油量及进气量较少，喷油雾化质量及油气混合不均匀，导致燃油燃烧不充分，热效率降低，燃油消耗率升高。随着柴油机转速和负荷的增加，每循环进气流量和喷油量增加，燃油燃烧释放的热量增加，因此缸内温度升高，缸内温度升高有利于燃油的雾化和与空气的均匀混合，因此燃油燃烧质量提高，热效率提高，燃油消耗率下降。并且随着柴油机负荷升高，冷却系统的冷却强度逐渐与柴油机的散热需求相匹配，冷却水温升高，冷却系统带走热量占比逐渐降低，整机热量分配更加科学，燃油经济性变好，冷却水温升高引起滑油工作温度升高，柴油机摩擦副间润滑效果变好，机械效率提高。

2.2 缸盖及活塞温度随推进工况的变化规律

缸盖各测点温度见表4。

表4 缸盖测点C温度值 K

从表4可知，下测点温度比上测点温度高出几十℃，原因是下测点离缸盖火力面距离更近，受到缸内燃烧传递热量更多。

缸盖下测点温度见图7。

图7 缸盖测点温度的变化

测点C的温度明显高于其他测点，这是由于测点C位于排-排鼻梁区，燃烧后的高温废气全部经过排气门排出，使得该区域不断承受高温高压气体的冲刷作用，并且流经鼻梁区的冷却水流量很小，导致该区域温度很高，在100%和110%额定负荷点分别达到563.9 K和569.9 K。测点E的温度仅次于测点C，这是由于喷油器附近混合气浓度相对较高，燃烧放热量大。位于进-排鼻梁区的测点B可以受到进气的冷却，温度比测点C和测点E低。位于排气门边缘的测点D距离燃烧中心较远，位于进-进鼻梁区的测点A受到新气冷却作用，两测点温度最低。

活塞各测点温度见图8。测点3温度最高，主要原因是燃油在燃烧瞬间，会释放出大量的热量，并产生巨大的爆发压力，而活塞顶面中心突起区域与火焰中心距离最近，并且该区域活塞材料较少，造成该区域温度大幅度上升，在100%负荷和110%负荷分别达到511.6 K和516.5 K。位于排气门避阀坑的测点5和位于进气门避阀坑的测点2由于受到燃烧火焰的冲刷作用，温度都较高，且十分接近。测点4受到活塞冷却油腔的冷却作用，温度值相对较低。测点1距离活塞顶面较远，且受到缸套冷却水腔的冷却作用，温度最低。

图8 活塞测点温度的变化

试验结果表明，缸盖底面的排-排鼻梁区(测点C)和活塞顶面中心突起区域(测点3)的热负荷最高，在优化冷却系统时应重点关注。

3 变冷却液流量热平衡试验结果

3.1 动力性及经济性随淡水泵转速的变化规律

3.1.1 燃油消耗率

如图9所示。

图9 燃油消耗率的变化

1)在25%、50%、75%额定负荷点，燃油消耗率随着淡水泵转速的降低而减小，与对应工况的最大值相比，分别节省5.0、3.1和2.1 g/(kW·h)。

2)在90%、100%额定负荷点，燃油消耗率随淡水泵转速的降低先减小后增大，当淡水泵转速为2 000 r/min左右时，油耗分别节省1.6和1.15 g/(kW·h)。

3)在110%额定负荷下，燃油消耗率随淡水泵转速的降低而增大。

试验表明，在中、低负荷点，适当减少淡水流量有利于提高热效率。在额定负荷点，淡水流量过高或过低都不利于燃油经济性，当淡水泵转速在2 000 r/min左右时，燃油经济性相对最好。在过载工况下，适当增加淡水流量可以提高热效率，降低燃油消耗率。

3.1.2 有效功率

如图10所示。

图10 有效功率的变化

1)在25%、50%、75%额定负荷点，有效功率随淡水泵转速的降低而增大，与对应工况的最小值相比，分别增加了7、10.5和12.25 kW。

2)在90%、100%额定负荷点，随着淡水泵转速的降低，有效功率先增大后减小。淡水泵转速在2 000 r/min左右时，有效功率达到最大值。

3)在110%额定负荷点，有效功率随着淡水泵转速的降低而减小。

3.1.3 热平衡

如图11所示。

图11 热平衡的变化

1)在25%、50%、75%额定负荷点，随着淡水泵转速的降低有效功率占比升高，淡水系统带走热量占比降低。

2)在90%、100%额定工况点，有效功率占比随着淡水泵转速的降低，先升高再降低，淡水泵转速在2 000 r/min左右时，有效功率占比达到最大。

3)在110%额定负荷点，有效功率占比随着淡水泵转速的升高而升高，冷却系统带走热量占比增加。

3.1.4 累积放热量

见图12a)～e)，随着冷却水流量的减少，燃烧室内的累积放热增加，由于冷却损失的减少，燃烧室温度升高，喷油雾化质量提高，油气混合更加均匀，燃烧质量提高。图12f)表明，在过载负荷点，柴油机热负荷较高，降低淡水泵转速，冷却水流量降低，冷却强度不足，燃烧室内温度升高，充气效率降低，燃油燃烧质量恶化，累积放热减少。

图12 累积放热的变化

3.1.5 原因分析

1)在低负荷点，淡水流量随冷却泵转速的降低而减小，导致流动换热系数减小。因此冷却系统的冷却强度降低，导致淡水温度升高。燃烧室和冷却水套之间的温差减小。根据牛顿冷却定律(=·Δ，为热流，为对流换热系数，Δ为温差)，冷却损失减小，转化为有效功率增加，热效率提高，油耗率降低。而且，由于冷却系统损失的减少，燃烧室温度升高，喷油雾化质量提高，油气混合更加均匀，燃烧质量提高，因此有效功率增加，热效率提高，燃油消耗率降低。

2)在高负荷点，在合理范围内降低冷却泵转速，冷却系统带走的热量较少，提高了热效率，整机热量分配得到优化，提高了热效率，降低了燃油消耗率；但当冷却泵转速降低到一定程度时，冷却系统的冷却强度不足，燃烧室温度升高，充气效率降低，引起燃油燃烧质量的恶化，热效率降低。同时，润滑油温过高，各摩擦副间润滑性差，摩擦损失增加，机械效率降低。综合因素导致有效功率下降，燃油消耗率上升。

3)在超负荷点，每循环喷油量增加，柴油机热负荷增加，为了降低燃烧室温度提升过量空气系数，需要加强冷却，如果冷却水泵转速降低，会导致柴油机冷却不足，燃烧室温度升高，导致充气效率降低，油气混合不均匀，燃烧质量恶化，热效率降低，并且由于冷却不足引起的滑油温度过高，会导致润滑不良，摩擦损失增加，综合因素导致柴油机动力性和经济性下降。

3.2 爆发压力随淡水泵转速的变化规律

如图13所示。在25%～100%额定负荷点，随着淡水泵转速的降低，爆发压力明显增大。在100%额定负荷点，当淡水泵转速为1 600 r/min时，爆发压力达到17.7 MPa。在110%额定负荷点，爆发压力随淡水泵转速的降低而降低，淡水泵转速为3 000 r/min时，爆发压力达17.9 MPa。在超负荷点，柴油机热负荷较高，需要加强冷却，当冷却泵转速降低时，燃烧室冷却不足，导致燃烧室温度高，充气效率低，过量的空气系数降低导致燃料和空气混合不均匀，燃料燃烧不充分，在燃烧过程中，燃烧延迟期延长，后燃期延长，导致缸内压力峰值降低。

图13 爆发压力的变化

该柴油机理论缸压峰值约为17.5～17.7 MPa，一般控制在17.5 MPa以内。在优化冷却系统运行参数的过程中，应防止气缸压力的冲击负荷。

3.3 气缸盖和活塞温度随淡水泵转速的变化规律

如图14所示。推进工况下，缸盖测点C的温度随淡水泵转速的降低而升高。气缸盖材料为合金灰铸铁，理论最高蠕变温度为620～660 K。在100%和110%额定负荷下，当淡水泵转速低于2 200 r/min时，测点C温度达到缸盖材料的蠕变温度范围。在75%和90%额定负荷点，淡水泵转速为1 600 r/min时，测点C温度接近蠕变温度。

图14 缸盖测点C的温度变化

如图15所示。活塞测点3的温度随淡水泵转速的降低而升高。在100%和110%额定负荷点，当淡水泵转速为1 600 r/min时，测点3点温度达到最大值540 K和551 K。活塞由铝合金铸造，理论最高蠕变温度范围为600～635 K。试验结果表明，活塞的最高温度低于蠕变温度，表明活塞冷却良好。

图15 活塞测点3的温度变化

试验表明，适当降低淡水泵转速可以提高柴油机的动力性和经济性，但应防止缸盖2排气门间鼻梁(C点)的温度超过材料蠕变温度。

4 结论

1)在中、低负荷点，柴油机被过度冷却，适当降低冷却液流量可以降低燃油消耗率、提高有效功率和热效率。在额定负荷点，有效功率占比随着淡水泵转速的降低先增大后减小，当淡水泵转速为2 000 r/min左右时，动力性和燃油经济性最好。在超负荷点，适当增加冷却液流量可以提高热效率和燃油经济性。

2)气缸盖排气门之间鼻梁区域存在热失效风险。在75%～90%额定负荷点，当水泵转速为1 600 r/min时，该区域温度接近蠕变温度；在柴油机100%和110%额定负荷点，当水泵转速小于2 200 r/min时，该区域温度达到材料蠕变温度。

3)在25%～100%额定负荷点，缸内压力峰值随着淡水泵转速的降低而增大。但在110%额定负荷点，缸内压力峰值随着淡水泵转速的增加而增大。

4)适当降低淡水流量可以提高发动机的动力性和经济性，但应防止气缸盖和活塞关键区域温度超过蠕变温度，以及爆发压力超过上限。