新聞主題	中冷器對柴油機冷卻系統性能影響的試驗

 

摘要：為了解決柴油發電機中冷器和散熱器布置匹配問題，研究中冷器和散熱器不同布置形式的散熱特點及對柴油機冷卻系統性能的影響。利用風洞試驗和冷卻性能臺架試驗，結合中冷器中不同的流動介質，針對不同的布置形式進行研究。試驗結果表明：布置形式不同，對各自散熱效率、熱分布、模塊整體風阻等的影響較大；風冷式傳導介質，串聯式風阻較并聯式大，并聯式散熱效率優于串聯式，但串聯式熱分布更均勻；水冷式傳導介質，兩種形式各方面差異較小。在實際設計中，根據柴油發電機中冷器不同的冷卻介質、整體空間等選擇最優的布置形式。

 

一、冷卻系統試驗概述

 

      隨著人們對柴油發電機組動力性、經濟性等的要求越來越高，越來越多的柴油發電機組采用柴油發電機。柴油發電機通過提高柴油機的換氣效率，使其擁有更大的動力。然而，柴油發電機采用廢氣渦輪增壓技術，熱傳導將提高進氣溫度，如果不進行有效的冷卻，將影響柴油機充氣效率，容易導致燃燒室溫度過高而引起爆震、熄火等現象。因此，設計合理的中冷器及其布置形式對柴油發電機顯得尤為重要。近年來越來越多的國內外學者對中冷器進行研究：分別采用風洞試驗和計算機模擬相結合的研究方法對中冷器模型及性能進行預測；文獻分別從間距、翅片數、相對位置等方面對中冷器的冷卻性能進行研究；從柴油機的設計方面對冷卻系統結構參數進行研究。

      在工程實踐中，通常根據中冷器與散熱器之間相對位置不同可以分為并聯式布置和串聯式布置，根據中冷器傳導介質不同可以分為空冷式和水冷式，前者主要適用于中小功率柴油機，后者主要應用于大功率柴油機。

      本文采用試驗驗證的方法研究管帶式散熱器與中冷器的布置。試驗包括散熱器風洞試驗和柴油機臺架試驗，主要研究不同傳導介質的中冷器，以及散熱器之間布置形式不同對柴油機冷卻系統性能的影響，以期找到一種相對合理的布置形式，得到較優的布置方案，達到節能降耗、節省空間的目的。

 

二、散熱器風洞試驗

 

      該試驗在風洞性能試驗臺上完成，風洞性能試驗方法及數據處理按照機械工業部標準《汽車、拖拉機散熱器風洞試驗方法》JB/T 2293—1978進行。試驗設備由風筒循環水路、循環水加熱裝置、水泵、風機、測試儀器及控制裝置等組成，該試驗臺的結構示意圖如圖1所示。冷卻空氣由風機驅動調速，從入口進入風洞，經過整流網整流作用之后，風速均勻，測量風速、風壓、溫度等，之后通過試驗試樣，再次測量風速、風量、風壓等，最后通過方圓過渡段和撓性連接處，最后經過風機排入到大氣中。

      由于后期柴油機臺架試驗所采用柴油機為康明斯QSL8.9，試驗試件相關參數以此設計。該中冷器冷卻介質為空氣，具體參數為：散熱器的總散熱面積為76 m²，中冷器的散熱面積為22 m²，芯管的規格為2.5 mm×14 mm，散熱器通過的最大水流量為88 L/min，中冷器最大空氣流量為230 L/min，正面迎風面積0.74 m²。并聯式布置時，中冷器和散熱器模塊總尺寸1035 mm×805 mm×71 mm；串聯式布置時，中冷器和散熱器模塊總尺寸1012 mm×795 mm×65 mm。由試樣可知，當二者散熱面積和正面迎風面積相等時，并聯式布置占用空間略大。

      通過改變風機轉速、孔板節流，開風窗或裝擋風板等方法，改變通過散熱器和中冷器的空氣質量流量，獲取串聯式和并聯式中冷器散熱器組合體質量風速與風阻數據，整理數據制成性能曲線如圖2所示。

      由圖2中曲線對比可知：在傳導介質為空氣時，散熱器和中冷器串聯式布置風阻大于并聯式布置，最大差值可達15%。分析其原因：首先，由于傳導介質的不同，設計選取中冷器和散熱器的管芯時，所選的管芯翅片峰高FL和峰距FP不同 ，使二者串聯布置情況下的風阻較并聯布置大大增加；其次，由于中冷器中冷卻介質與環境溫差較散熱器中介質與環境溫差大，使得依次穿過中冷器和散熱器的冷卻空氣受熱不均勻，體積膨脹程度不同，使得阻力增大，而并聯式布置受熱相對均勻，基本沒有差異。串聯布置使冷卻空氣穿越的風道較并聯時略長，也是一個重要的因素。

 

圖1  柴油機散熱器風洞試驗流程圖

圖2  柴油機中冷器風阻與風速關系曲線圖

 

三、柴油機臺架試驗

 

1、試驗平臺

      柴油機冷卻系統性能試驗測試平臺由柴油機、冷卻風扇、散熱器、冷卻循環管路、發電機、電動機、測功機、耗功電阻柜、勵磁電源、變頻器、軸流風機、溫度及扭矩傳感器以及數據采集系統等組成，試驗平臺示意圖如圖3所示。

      本次運行試驗所選用的樣機為康明斯QSL8.9型柴油機，該柴油機自帶冷卻水泵，冷卻風扇由曲軸帶動皮帶驅動，同時采用廢氣渦輪增壓技術，中冷器中流動的冷卻介質為空氣。

2、 傳感器布置

      壓力與流量值的測量由柴油機內自帶的檢測傳感器測得，溫度由HT-133型一體化溫度變送器測量。水路：在節溫器前出水總管處安裝溫度傳感器，測量出水溫度；在水泵進水管處安裝溫度傳感器，測量進水溫度。氣路：在空氣濾清器后和渦輪增壓器后排氣總管處分別安裝溫度傳感器，測量進氣溫度和排氣溫度。非電參數如溫度、流量、壓力等采用LMS-SCADAS 多功能數據采集系統采集。

3、試驗測量

      試驗過程主要檢測柴油機滿載工況下，由啟動初始狀態達到額定工況（此時柴油機轉速為1500r/min），達到熱平衡穩定狀態時各傳感器數值變化。熱平衡穩定狀態標準：柴油機各個冷卻介質溫度值變化在2分鐘內不超0.3 ℃時認為柴油機發熱已達穩定狀態，并記錄數據。

4、 試驗結果

      表1為柴油機熱平衡狀態時臺架試驗結果，對比串聯式布置和并聯式布置可以發現，串聯式布置由于進入散熱器的空氣被中冷器加熱過，散熱器進出口溫差較并聯式低12.4%；并聯式由于改變了中冷器的正面迎風面積，中冷器進出口溫差較串聯式低5.3%，可知并聯式布置較串聯式散熱效率略高。

表1    柴油發電機熱平衡狀態時臺架試驗結果

 

 

      柴油機冷卻系統的運行試驗中，柴油機在轉速為1500（轉/分鐘），輸出功率為242 kW工況條件下工作時，其水冷和中冷介質的溫度變化對原始數據擬合之后獲得的擬合曲線如圖4、圖5所示。

（1）從圖4、圖5中可以看出柴油機的冷卻介質溫升較慢，需要1000秒以上才能達到熱平衡狀態。熱平衡時中冷器和散熱器進出口冷卻介質溫度值如表1所示，均工作在允許范圍之內。

（2）從圖4中可以看到，在運行開始到580秒時間內，散熱器的進出口水溫一直保持在20 ℃沒有變化，而到580秒之后散熱器的進口溫度快速升到94 ℃左右，散熱器進口溫度也很快上升到70 ℃以上。造成這一結果的原因是節溫器起到很好的控制作用，冷卻介質溫度在較低溫度時（一般出現在柴油機剛啟動時），冷卻液僅在柴油機內部循環，不進入散熱器循環，即為小循環工作過程。系統運行到600秒后，散熱器進出水溫快速升高出現波動，進口的瞬間最高水溫可以達到95 ℃。在經過300秒左右的波動后柴油機的進出口水溫趨于穩定，柴油機達到熱平衡狀態。此時散熱器的進口水溫恒定在86.9 ℃左右，散熱器的出口溫度恒定在76.64 ℃左右，冷卻液的溫差在10.26 ℃上下。

（3）從圖5中可以看到，與水冷散熱器不同，中冷散熱器在沒有節溫器的情況下的溫度變化并沒有停滯過程，而是從一開始就快速增高。在0秒至600秒之間時冷散熱器的進出口溫度進入波動期，期間最高溫度可達120 ℃。在800秒之后，中冷散熱器的進出口空氣溫度趨于穩定，柴油機達到熱平衡。

（4）圖6是通過采集熱平衡狀態時中冷器和散熱器表面不同點溫度，使用AMESim繪制的兩種布置形式熱分布圖，由對比可知串聯式布置熱分布較并聯式布置更加均勻。

 

圖3  柴油機冷卻系統試驗平臺流程圖	圖4  串聯式中冷器溫度變化曲線
圖5  并聯式中冷器冷卻液溫度變化曲線	圖6  柴油機中冷器布置形式熱分布對比

 

三、水冷式中冷器試驗與布置

 

      所采用柴油機型號為康明斯QSL8.9，以此設計試驗試件相關參數。該柴油機中冷器采用的冷卻介質為水，結構如圖7所示。具體為：散熱器的總散熱面積為136 m²，中冷器的散熱面積為129 m²，芯管的規格為2.5 mm×14 mm，散熱器通過的最大水流量為138 L/min，中冷器最大空氣流量為119 L/min，正面迎風面積1.74 m2。并聯式布置時，中冷器和散熱器模塊總尺寸1 635 mm×1 005 mm×93 mm；串聯式布置時，中冷器和散熱器模塊總尺寸1 662 mm×1 025 mm×95 mm。由試樣可知，當二者散熱面積和正面迎風面積相等時，并聯式布置占用空間略大。

      當中冷器傳導介質為水時，中冷器和散熱器內流動介質相同，二者管芯的峰高和峰距相同，通過散熱器風洞試驗測得的風速阻力曲線如圖8所示，可知串聯式風阻略大，但二者差異不明顯，最大相對差值不超過0.5%。主要原因：首先是由于中冷器和散熱器中介質與環境溫差不同，使得依次穿過中冷器和散熱器的冷卻空氣受熱不均勻，體積膨脹程度不同，使得風阻不同；其次因為串聯式布置冷卻空氣依次穿過中冷器和散熱器組成的風道長度較并聯式布置略大。但二者的影響因素有限，因此兩種布置情況下的差異較小。

      從圖9和圖10中可以看到，中冷器和散熱器中冷卻介質變化規律與風冷式基本相同。中冷器中冷卻介質溫度從一開始就快速增高，在0至600秒之間時冷散熱器的進出口溫度進入波動期，期間最高溫度可達120℃，在800秒之后，中冷散熱器的進出口空氣溫度趨于穩定，柴油機達到熱平衡狀態。由于節溫器的作用，散熱器剛啟動時進出口水溫一直保持在20℃沒有變化，而到580秒之后散熱器的進口溫度快速升到96℃左右，散熱器進口溫度也很快上升到75℃以上。

 

圖7  柴油發電機中冷器位置結構圖	圖8  柴油機散熱器風洞試驗風速阻力曲線
圖9  串聯式中冷器冷卻介質溫度變化曲線.	圖10  并聯式中冷器冷卻介質溫度變化曲線

 

      表2為柴油機熱平衡后，各進出口處冷卻介質溫度。從表中可以看出串聯形式的進出口平均溫差要大于并聯形式，但兩者差異不明顯（都不超過1%），數據對比顯示了整體來講串聯形式的總的換熱更充分，能更充分地利用冷卻資源，但優勢不明顯。但是如果觀察溫度分布就可以看出它們之間存在的巨大差異，并聯形式的中冷器側的實際出口溫度為93.94℃，散熱器側實際出口溫度為77.38℃，但是平均值仍然為85.66℃，與串聯形式的最終出口平均溫度85.88℃僅差0.26%，幾乎可以忽略不計，顯然并聯形式的散熱器得到了更充分的換熱。散熱器的充分散熱一定程度上能彌補中冷器的不足，同時保證了柴油機不至于出現“開鍋”等影響使用的極限情況，這正是大功率柴油機較多采用并聯式布置的重要因素。

表2    柴油發電機熱平衡后臺架試驗結果

 

四、總結

 

（1）傳導介質為空氣時，管芯差異較大，同時受熱不均勻，串聯式布置冷卻空氣通過的風道較長，致使風阻較大，其他條件相同時，串聯式布置冷卻系統的能耗增加。

（2）傳導介質為空氣時，并聯式布置使進入散熱器的空氣未受加熱，散熱效果較好，但散熱不如串聯式布置均勻，而且該種布置增加了內燃機進氣管道的長度，致使內燃機進氣氣流壓損較大。

（3）傳導介質為水時，管芯無差異，冷卻空氣通過風道的長度差異較小，兩種布置形式風阻差異較小；串聯式布置散熱效果略優，但優勢不明顯。

（4） 并聯式布置需要的空間大，連接管路更長，組件更多，制造成本高且工藝復雜，這也是目前小功率發動機較多選用串聯式的重要原因之一。

 

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