徐玉梁，陳利國，白 楊，王 振，劉 捷，趙金旋

（1.天津大學(xué)內(nèi)燃機研究所，天津300072；2.天津大學(xué)機械工程學(xué)院，天津300072）

減小能源消耗與環(huán)境污染是發(fā)動機技術(shù)開發(fā)中必須考慮的重要要素［1］。我國頒布了油耗與排放法規(guī)，要求2020年乘用車平均油耗達(dá)到0.05 L/km左右［2］，對輕型汽車CO（一氧化碳）、HC（碳?xì)浠衔铮┮约癗OX（氮氧化物）等污染物排放限值（中國第六階段）加嚴(yán)了50%，同時增加了顆粒數(shù)的限值［3-5］。發(fā)動機冷啟動階段對發(fā)動機污染物排放與燃料消耗均產(chǎn)生較大影響。為更好地對發(fā)動機的快速預(yù)熱進行管理，減少主要污染物的排放，實現(xiàn)企業(yè)降低汽車平均燃料消耗量的目標(biāo)，對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計很有必要。

傳統(tǒng)的發(fā)動機冷卻系統(tǒng)基本是單回路的，即冷卻介質(zhì)先進入機體，再進入缸蓋。以往的研究表明［6-7］：在此情況下，進入缸蓋的冷卻介質(zhì)先被機體加熱，這增加了缸蓋的熱負(fù)荷，加大了發(fā)動機爆震的概率；同時，機體溫度相對較低，使得發(fā)動機機油的黏度較大，其活塞與氣缸套的摩擦較大。在發(fā)動機雙回路冷卻系統(tǒng)中，冷卻介質(zhì)分別經(jīng)過機體與缸蓋，由2個節(jié)溫器分別控制機體和缸蓋冷卻介質(zhì)的溫度，這有利于提高缸蓋的熱疲勞強度，減小活塞的摩擦功，提高發(fā)動機的機械效率［8-9］。因此，雙回路冷卻系統(tǒng)的優(yōu)勢已逐漸被業(yè)界認(rèn)可。

本文以采用雙回路冷卻系統(tǒng)的某1.5T直列四缸汽油發(fā)動機為研究對象。在按經(jīng)典公式計算的基礎(chǔ)上，通過燃?xì)鈧?cè)對機體和缸蓋傳熱量進行計算，初步確定冷卻回路的流量分配；應(yīng)用計算流體動力學(xué)（computational fluid dynamics，CFD）方法搭建了準(zhǔn)確的一維流動傳熱模型；通過冷卻系統(tǒng)的一維瞬態(tài)暖機計算揭示了雙回路冷卻系統(tǒng)快速暖機和減磨的原理。

1 冷卻回路流量分配計算及模型搭建

本文的研究對象是一臺排氣歧管集成式的1.5T發(fā)動機，其主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 1.5T發(fā)動機的主要技術(shù)參數(shù)Table 1 Main technical parameters of 1.5T engine

1.1 機體和缸蓋冷卻回路的流量計算

首先要確定雙回路冷卻系統(tǒng)中機體和缸蓋在校核工況點（額定功率）下冷卻回路的流量［10-11］。若按經(jīng)典公式計算，只能確定校核工況點的冷卻介質(zhì)的總流量［12］，無法計算機體和缸蓋冷卻回路的流量分配?；诎l(fā)動機三維燃燒系統(tǒng)幾何模型，通過燃燒氣體對機體和缸蓋傳熱量的計算可以得到冷卻系統(tǒng)的散熱量Qw：

式中：A為傳給冷卻系統(tǒng)的熱量與燃料熱能的比值，取經(jīng)驗系數(shù)0.22；ge為內(nèi)燃機的燃料消耗率，取設(shè)計目標(biāo)值0.24 kg·(kW·h)-1；Ne為內(nèi)燃機的輸出功率，取設(shè)計目標(biāo)值100 kW；hn為燃料低熱值，取43 960 kJ·kg-1。

根據(jù)冷卻系統(tǒng)的散熱量，可計算冷卻介質(zhì)的總流量Vw：

式中：t2-t1為冷卻介質(zhì)在循環(huán)過程中允許的溫升，一般為6～12℃，取為8℃；γw為冷卻介質(zhì)的密度，為1060kg·m3；cw為冷卻介質(zhì)的比熱，為3.65kJ·(kg·℃)-1。

由式（1）和式（2），可算得機體和缸蓋冷卻介質(zhì)的總流量為143.7 L·min-1。

由于水側(cè)面積大，散熱和溫度分布較燃燒氣側(cè)不均勻而且無效面積很多，因此通過燃?xì)鈧?cè)計算機體和缸蓋的散熱量，如表2所示。根據(jù)機體和缸蓋散熱量的比例確定機體、缸蓋冷卻回路的流量比例為1∶1.95。

表2 通過燃?xì)鈧?cè)算得的機體和缸蓋的散熱量及其冷卻回路的流量Table 2 The heatdissipationsofbody and cylinder head calculated through the combustion gas side and the flow rates of the cooling loops

表2中：溫差和換熱系數(shù)為試驗經(jīng)驗值［13-15］，其對應(yīng)的發(fā)動機型式及其主要技術(shù)參數(shù)與本文研究的基本一致；機體散熱面積為π×缸徑×行程×缸數(shù)，缸蓋散熱面積為4個棚頂和排氣道的總面積；散熱量為溫差、散熱面積和換熱系數(shù)三者的乘積；冷卻回路的流量計算中已乘上儲備系數(shù)1.15。

通過燃?xì)鈧?cè)算得的流量分配充分考慮了雙回路冷卻系統(tǒng)的設(shè)計要求，機體、缸蓋冷卻回路的總流量與通過三維燃燒系統(tǒng)幾何模型算得的總流量差別不大，說明了通過燃燒氣計算流量分配的可行性。它可以為一維流動傳熱模型的構(gòu)建提供參考，再經(jīng)過一維流動傳熱仿真和基于CFD的三維模型（以下簡稱為“三維CFD模型”）的優(yōu)化設(shè)計，得到最終的機體和缸蓋冷卻回路的流量分配比例。

1.2 發(fā)動機冷卻系統(tǒng)一維流動傳熱模型的構(gòu)建和標(biāo)定

為了構(gòu)建準(zhǔn)確的發(fā)動機冷卻系統(tǒng)一維流動傳熱模型，對水泵進行在不同轉(zhuǎn)速下的流量、壓力、揚程、扭矩、軸功率和效率的測試；對散熱器和暖風(fēng)加熱器進行在不同風(fēng)量和流量條件下的散熱性能、風(fēng)阻和水阻的測試；對節(jié)溫器進行在不同開度下的水阻和開啟溫度的測試。圖1所示為暖風(fēng)加熱器性能測試現(xiàn)場。

通過上述試驗，可以確定水泵流量—揚程曲線、水泵流量—扭矩曲線、節(jié)溫器流動損失系數(shù)曲線、散熱器散熱能力曲面圖及暖風(fēng)加熱器散熱能力曲面圖，并在構(gòu)建的一維流動傳熱初始模型中對散熱器、暖風(fēng)加熱器以及節(jié)溫器進行初始參數(shù)的標(biāo)定，使標(biāo)定元件的仿真數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)相吻合。安徽江淮汽車集團股份有限公司提供的機油冷卻器、雙離合變速箱（dual clutch transmission，DCT）油冷器、增壓器冷卻器在水側(cè)的流量—水阻曲線如圖2所示，將其加載到模型對應(yīng)的元件中。構(gòu)建的發(fā)動機冷卻系統(tǒng)一維流動傳熱初始模型如圖3所示。

圖1 暖風(fēng)加熱器性能測試現(xiàn)場Fig.1 Warm air heater performance test site

圖2 發(fā)動機元件的流量—水阻曲線Fig.2 Flow-water resistance curves of engine elements

圖3 發(fā)動機冷卻系統(tǒng)一維流動傳熱初始模型Fig.3 Initial model of one dimensional flow heat transfer model for cooling system of engine

1.3 冷卻回路流量分配仿真計算

取發(fā)動機額定工況下的水泵流量值175 L·min-1運行模型，所有節(jié)溫器為全開，其中機體和缸蓋的流體損失系數(shù)須不斷調(diào)節(jié)直到機體、缸蓋冷卻回路的流量達(dá)到初始確定的比例，得到此時各個支路的流量，并將其作為三維CFD模型的初始邊界。

2 冷卻水套模型的構(gòu)建及其CFD計算

要搭建準(zhǔn)確的發(fā)動機冷卻系統(tǒng)一維流動傳熱模型，必須通過CFD計算得到準(zhǔn)確的機體和缸蓋冷卻水套的水阻性能。

2.1 冷卻水套的計算模型

冷卻介質(zhì)的流動方式和冷卻水套的幾何模型如圖4和圖5所示，其中幾何模型為機體節(jié)溫器全開時的水套模型。冷卻介質(zhì)從水泵流入布水道，在布水道分流，分別流向機體、缸蓋、機油冷卻器和DCT油冷器，最后在發(fā)動機后端匯合，然后分2路分別流向增壓器冷卻器和暖風(fēng)加熱器，實現(xiàn)了機體和缸蓋的雙回路流動方式。

圖4 冷卻介質(zhì)的流動方式Fig.4 Flow pattern of cooling medium

圖5 冷卻水套的幾何模型Fig.5 Geometric model of cooling water jacket

入、出水口處冷卻介質(zhì)的流動擾動容易導(dǎo)致計算發(fā)散［16］，因此將所有的入、出水口各加長了40 mm以保證入、出口處冷卻介質(zhì)流動的穩(wěn)定。在AVLFIRE軟件的FEAM中對缸蓋、缸墊、缸體、機油冷卻器回水管四部分采用獨立的網(wǎng)格劃分，其中缸墊部分采用結(jié)構(gòu)化的拉伸網(wǎng)格，最后將4組網(wǎng)格進行拼接。冷卻水套幾何模型的網(wǎng)格劃分如圖6所示。

2.2 冷卻水套的數(shù)學(xué)模型及邊界條件

應(yīng)用CFD方法計算時假設(shè)冷卻介質(zhì)的流動是三維不可壓縮的湍流流動［17］。流體運動遵循質(zhì)量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律。湍流模型選用k—ε模型，近壁面區(qū)采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)來求解冷卻介質(zhì)的流動問題［18］。盡管各流動控制方程的物理意義不同，但可以表示為如下通用形式［19］：

圖6 冷卻水套幾何模型的網(wǎng)格劃分Fig.6 Grid division of geometric model of cooling water jacket

式中：ρ為流體密度；u為流體速度；φ為通用變量，可代表速度、溫度等求解變量；Γ為廣義擴散系數(shù)；S為廣義源項。

冷卻介質(zhì)選用體積分?jǐn)?shù)均為50%的水和乙二醇的混合液，其密度為1 060 kg·m-3，溫度為90℃。仿真計算時取總?cè)胨?、缸蓋通向暖風(fēng)加熱器和增壓器冷卻器的入水口、布水道通向DCT油冷器和機油冷卻器的入水口、DCT油冷器和機油冷卻器回水口的邊界條件為入口或出口流量。發(fā)動機對應(yīng)的工況為額定工況，即發(fā)動機轉(zhuǎn)速為5 500 r·min-1，此工況下水泵入口流量為175 L·min-1，暖風(fēng)加熱器、增壓器冷卻器、DCT油冷器、機油冷卻器的入口流量分別為30，5.5，20，22.5 L·min-1；發(fā)動機總出水口邊界按照流場充分發(fā)展進行處理，即給定壓力的梯度為0。壁面溫度采用均勻的溫度場，即缸蓋為110℃，缸墊為110℃，缸體為100℃。

2.3 冷卻水套的CFD計算結(jié)果

經(jīng)過迭代計算，得到冷卻水套的壓力分布、冷卻介質(zhì)的流速分布以及冷卻水套的換熱系數(shù)分布，分別如圖7至圖9所示。結(jié)果顯示：發(fā)動機缸蓋水套壓降為74.2 kPa，機體水套壓降為76.9 kPa；缸蓋排氣鼻梁區(qū)冷卻介質(zhì)的流速都在2 m·s-1以上，機體各缸區(qū)冷卻介質(zhì)的流速差別不大，滿足冷卻介質(zhì)流動均勻性要求；缸蓋鼻梁區(qū)水套的換熱系數(shù)達(dá)到15 000 W·(m2·℃)-1的要求，集成排氣歧管處水套大部分區(qū)域的換熱系數(shù)達(dá)到10 000W·(m2·℃)-1，機體排氣側(cè)（主推力側(cè)）水套的換熱系數(shù)達(dá)到8 000 W·(m2·℃)-1，進氣側(cè)（副推力側(cè)）水套的換熱系數(shù)達(dá)到6 000 W·(m2·℃)-1。由上可知，構(gòu)建的冷卻水套的仿真模型滿足了發(fā)動機的冷卻要求，可以作為最終的發(fā)動機水套的計算模型。

圖7 冷卻水套的壓力分布Fig.7 Distribution of cooling water jacket pressure

圖8 冷卻介質(zhì)的流速分布Fig.8 Distribution of cooling medium flow rate

圖9 冷卻水套的換熱系數(shù)分布Fig.9 Distribution of heat transfer coefficient of cooling water jacket

通過仿真計算，得到機體和缸蓋的流量分別為46.05 L/min和86.45 L/min，比例為1∶1.88。

3 發(fā)動機冷卻系統(tǒng)一維流動傳熱仿真

3.1 一維穩(wěn)態(tài)流量分配計算及分析

在發(fā)動機冷卻系統(tǒng)一維流動傳熱初始模型的基礎(chǔ)上，應(yīng)用CFD方法進行計算，運用一維仿真軟件Flow-MASTER構(gòu)建了如圖10所示的發(fā)動機雙回路一維穩(wěn)態(tài)流動傳熱模型。設(shè)置求解器為傳熱穩(wěn)態(tài)，水泵轉(zhuǎn)速為額定工況下對應(yīng)的轉(zhuǎn)速7 600 r·min-1，所有節(jié)溫器為全開。通過仿真得到冷卻系統(tǒng)各節(jié)點的溫度分布以及冷卻回路的流量分配。其中，機體的溫升為6.8℃，缸蓋的溫升為3℃，散熱器的溫降為5.8℃；冷卻介質(zhì)的流量分配結(jié)果及與通過燃?xì)鈧?cè)、三維模型計算結(jié)果的對比如表3所示。

圖10 發(fā)動機雙回路一維穩(wěn)態(tài)流動傳熱模型Fig.10 Double-loop one dimensional steady-state flow heat transfer model of engine

表3 發(fā)動機冷卻回路流量分配結(jié)果對比Table 3 Comparison of flow distribution results of cooling loop of engine

從表3可知，機體、缸蓋冷卻回路流量分配的差異在5%以內(nèi)。對比通過三維燃燒系統(tǒng)幾何模型計算得到的總流量可知，四者對于總需求流量的差異在8%以內(nèi)，同時三維CFD模擬滿足了發(fā)動機冷卻要求，所以通過燃燒氣側(cè)對機體和缸蓋冷卻回路的流量分配計算具有可行性。采用一維流動傳熱模型與三維模型的仿真結(jié)果的差異在0.5%左右，驗證了一維流動傳熱模型的準(zhǔn)確性。

3.2 一維瞬態(tài)暖機計算及分析

為了研究單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)在暖機和減磨方面的區(qū)別，分別構(gòu)建了單回路和雙回路一維瞬態(tài)流動傳熱模型，如圖11和圖12所示。其中：在穩(wěn)態(tài)模型的基礎(chǔ)上增加了水泵轉(zhuǎn)速控制器，可以按照要求的工況控制水泵轉(zhuǎn)速；在機體節(jié)溫器和主節(jié)溫器上增加了溫度控制器，可通過讀取節(jié)點冷卻介質(zhì)的溫度實時控制節(jié)溫器的開度；對于機體、缸蓋等的熱流邊界，按照要求的工況輸入對應(yīng)的曲線；熱流密度按照所運行工況下輸出功率的30%再按照1∶1.89的比列分配到機體和缸蓋上。

圖13所示為暖機循環(huán)過程［20］，暖機的每一步以發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r·min-1）、平均有效缸內(nèi)壓力（kPa）以及持續(xù)時間（min）表示。選擇該循環(huán)過程來測試并比較暖機階段單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)的熱響應(yīng)。2種回路的一維瞬態(tài)流動傳熱模型的計算類型均為傳熱瞬態(tài)，計算步長為1 s，總運行時間為480 s，初始水溫、機體和缸蓋的溫度和環(huán)境溫度均為25℃，水泵轉(zhuǎn)速用水泵轉(zhuǎn)速控制器控制，與暖機循環(huán)過程的轉(zhuǎn)速相吻合。雙回路冷卻系統(tǒng)比單回路冷卻系統(tǒng)多一個機體節(jié)溫器，其他元件及其參數(shù)均保持一致，以保證2種回路的可對比性。

圖11 發(fā)動機單回路一維瞬態(tài)流動傳熱模型Fig.11 Single-loop one dimensional transient flow heat transfer model of engine

圖12 發(fā)動機雙回路一維瞬態(tài)流動傳熱模型Fig.12 Double-loop one dimensional transient flow heat transfer model of engine

圖14和圖15所示為單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段機體和缸蓋的溫度仿真結(jié)果。由圖可知，雙回路冷卻系統(tǒng)下機體的溫度較單回路的高，而缸蓋的溫度較單回路的低。暖機結(jié)束時單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下機體和缸蓋的溫差分別為10℃和9.6℃。

圖13 暖機循環(huán)過程Fig.13 Warm-up cycle process

圖14 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段機體溫度仿真結(jié)果Fig.14 Simulation results of body temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖15 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段缸蓋溫度仿真結(jié)果Fig.15 Simulation results of cylinder head temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖16所示為在暖機過程單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段機體冷卻介質(zhì)出口流量的仿真結(jié)果。由圖可知，在第420秒之前，雙回路冷卻系統(tǒng)下機體冷卻介質(zhì)出口流量基本為0 L·min-1，而在單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下機體出入口冷卻介質(zhì)的溫差基本一致，且傳遞給機體和機體中冷卻介質(zhì)的熱量也是一致的，則雙回路冷卻系統(tǒng)下冷卻介質(zhì)從機體帶走的熱量較單回路的少，用于加熱機體本身的熱量較單回路的多，所以雙回路系統(tǒng)下機體的溫度高于單回路。由圖17所示的發(fā)動機主體結(jié)構(gòu)可知，缸套的溫度上升更快?；钊c缸套間的間隙是按照熱狀態(tài)下設(shè)計的，缸套溫度的快速上升有助于活塞與缸套迅速達(dá)到合適的間隙而減小它們之間的摩擦，同時也有助于提高缸套機油的溫度，使機油黏度降低，從而使活塞與缸套之間的摩擦進一步減小。機體溫度的快速上升也使發(fā)動機的燃燒環(huán)境得到優(yōu)化，從而使發(fā)動機在冷啟動期間的燃燒變好，HC的排放量和油耗降低。同時，雙回路冷卻系統(tǒng)中冷卻介質(zhì)直接從水泵到達(dá)缸蓋，未經(jīng)過機體的加熱，使缸蓋的熱負(fù)荷降低，因此在適當(dāng)加大發(fā)動機壓縮比的情況下發(fā)動機爆震傾向降低，發(fā)動機的熱效率可以達(dá)到更高水平。

圖16 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段機體冷卻介質(zhì)出口流量的仿真結(jié)果Fig.16 Simulation results of outlet flow of cooling medium in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

綜上，使用雙回路冷卻系統(tǒng)可以使發(fā)動機在冷啟動期間的燃燒環(huán)境得到優(yōu)化，降低污染物排放量，有助于達(dá)到“國六b”機車排放標(biāo)準(zhǔn)。

圖17 發(fā)動機主體結(jié)構(gòu)Fig.17 Engine main structure

4 暖機試驗

筆者在制造的發(fā)動機樣機上進行了暖機試驗，如圖18所示。在發(fā)動機臺架上進行了在額定工況下機體、缸蓋冷卻回路的流量分配試驗，將試驗結(jié)果與模擬結(jié)果進行對比，結(jié)果如表4所示。同時，測試了在單回路（有主節(jié)溫器，無機體節(jié)溫器）和雙回路（主節(jié)溫器和機體節(jié)溫器同時存在）冷卻系統(tǒng)下暖機過程機體溫度、缸蓋溫度、缸蓋出水溫度、主油道機油溫度、怠速工況和常用工況點（轉(zhuǎn)速為2000 r/min，平均有效缸內(nèi)壓力為200 kPa）的油耗與HC排放量（即體積濃度），結(jié)果分別如圖19至圖24所示。

圖18 發(fā)動機暖機試驗Fig.18 Engine warm-up test

表4 冷卻回路流量分配試驗結(jié)果與仿真結(jié)果的對比Table 4 Comparison between testresultand simulation result of flow distribution of cooling loop

圖19 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段機體測試溫度對比Fig.19 Comparison of tested body temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

由表4可知，機體、缸蓋冷卻回路的流量分配試驗結(jié)果與仿真結(jié)果的誤差在5%以內(nèi)，驗證了仿真模型的準(zhǔn)確性，結(jié)合表3，同時驗證了通過燃?xì)鈧?cè)計算流量分配的可行性。

由圖19和圖20可知：試驗得到的機體與缸蓋的溫度變化趨勢與仿真結(jié)果相近；暖機結(jié)束時雙回路冷卻系統(tǒng)下機體的溫度比單回路高8℃，缸蓋溫度比單回路低4℃；機體溫差的仿真結(jié)果與試驗結(jié)果接近，但缸蓋溫差的仿真結(jié)果比試驗結(jié)果高5.6℃，其原因是在仿真過程中沒有考慮機體、缸蓋與外部大氣環(huán)境的對流換熱以及輻射換熱。

圖20 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段缸蓋測試溫度對比Fig.20 Comparison of tested cylinder head temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖21 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段缸蓋出水測試溫度對比Fig.21 Comparison of tested cylinderhead water temperature in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖22 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段主油道機油測試溫度對比Fig.22 Comparison of tested oil temperature in main oil duct in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖23 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段油耗對比Fig.23 Comparison of fuel consumption in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

圖24 單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下暖機階段HC排放量對比Fig.24 Comparison of HC emissions in warm-up stage under single-loop and double-loop cooling systems

由圖21可知：單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)對冷卻介質(zhì)暖機效果的影響不是特別明顯，在第350秒時缸蓋出水溫度基本都達(dá)到了80℃。

由圖22可知：雙回路冷卻系統(tǒng)下主油道機油溫度略高于單回路，說明雙回路冷卻系統(tǒng)不僅可以通過快速提高機體溫度來實現(xiàn)活塞與缸套的減磨，還可以通過快速加熱機油來達(dá)到進一步減磨的效果。

由圖23可知：在暖機階段怠速工況下，雙回路冷卻系統(tǒng)下的油耗比單回路低20.2%；當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 000 r·min-1、平均有效缸內(nèi)壓力為200 kPa時，雙回路冷卻系統(tǒng)下的油耗比單回路低8.5%。

由圖24可知在，雙回路冷卻系統(tǒng)對于HC排放的改善也較可觀。在暖機階段怠速工況下，雙回路冷卻系統(tǒng)下的HC排放量降低7.58%；當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 000 r·min-1、平均有效缸內(nèi)壓力為200 kPa時，雙回路冷卻系統(tǒng)下的HC排放量比單回路低10.03%。

5 結(jié) 論

1）通過發(fā)動機燃?xì)鈧?cè)對機體和缸蓋的散熱量的計算，初步確定了機體和缸蓋冷卻回路的流量分配比例，三維模型仿真結(jié)果表明其可滿足發(fā)動機冷卻要求。對冷卻回路的流量分配進行試驗，試驗結(jié)果與仿真結(jié)果相近，證明了通過燃?xì)鈧?cè)計算機體和缸蓋冷卻回路流量分配的可行性。

2）單回路和雙回路冷卻系統(tǒng)下機體、缸蓋溫度的仿真計算發(fā)現(xiàn)：雙回路冷卻系統(tǒng)下缸蓋的溫度較低，熱負(fù)荷較小，缸蓋的可靠性增強；同時，雙回路冷卻系統(tǒng)下機體溫度相對更高，使缸套與活塞的摩擦減小。

3）臺架試驗表明：在暖機過程中，相對于單回路冷卻系統(tǒng)，采用雙回路冷卻系統(tǒng)，可以使機體溫度快速上升，減小活塞與缸套的摩擦，同時使機油溫度快速上升，降低了機油黏度；在怠速工況下，油耗降低20.2%，HC排放量降低7.58%，常用工況點下（2 000 r·min-1，200 kPa），油耗降低8.5%，HC排放量降低10.03%?？梢姡捎秒p回路冷卻系統(tǒng)成為滿足國六汽車排放標(biāo)準(zhǔn)要求的重要技術(shù)措施。