高強化柴油機冷卻系統電控化設計仿真及試驗研究

郭旭，張萍，張博，周磊

（海軍工程大學，武漢 430033）

0 概述

現代柴油機采用緊湊的結構設計，通過提高熱效率、減少傳熱及摩擦過程中的損失等方式提高柴油機功率，但是也提高了總體上的熱負載持續性。燃料燃燒過程中釋放的整體熱量中燃氣對燃燒室壁釋放的熱量占比大致為20%～30%［1-3］，這部分熱量中大多數通過冷卻系統向外部環境散失。其他的介質例如液壓油、增壓空氣等的冷卻也需要借助于冷卻系統完成，對冷卻系統要求較高。冷卻系統不僅關乎柴油機的運行可靠性，也影響著柴油機燃油燃燒質量和熱量的分配［4-5］，柴油機運行過程中冷卻系統冷卻強度的科學與否直接影響著柴油機的動力性、經濟性、可靠性和排放性等諸多性能［6-14］。

目前大部分高強化柴油機仍然采用傳統型式的冷卻系統，其中傳統型式冷卻水泵通過齒輪系或鏈條與柴油機曲軸相連，其轉速與柴油機轉速呈正相關［6-9］；節溫器為石蠟節溫器，通過冷卻液對石蠟感溫元件的加熱（冷卻）開啟（關閉）節溫器閥芯，進而控制冷卻系統大小循環流量。傳統型式冷卻系統存在以下突出問題：冷卻水泵提供的冷卻強度僅與柴油機轉速成正比，而與柴油機運行過程中的散熱需求無關，導致柴油機在低轉速高負荷工況點“過熱”，或者在高轉速低負荷工況點“過冷”［10-13］；石蠟節溫器中的蠟質感溫元件具有“遲滯”性，其溫升曲線和溫降曲線為非線性、滯回曲線，導致石蠟節溫器對水溫的控制精度不高，波動頻繁［14-16］。

電控技術在發動機領域應用廣泛，在改善燃油經濟性、動力性、排放性等方面均取得良好效果，如共軌使燃油噴射技術、廢氣渦輪增壓器可變噴嘴環技術、可變進排氣門技術等［17-20］。目前中國在車用和坦克裝甲車發動機領域開展了冷卻系統電控化研究，并取得了較大成就，而電控技術在船舶用柴油機領域目前應用較少，均在起步階段。

為此，我們以某型高強化柴油機為研究對象，采用仿真—驗證的模式，將電控技術應用于其冷卻系統，首次搭建了船用柴油機冷卻系統智能化控制試驗臺架，以提升柴油機燃油經濟性及優化燃油放熱量分配為目的，開展了冷卻系統電控化設計仿真研究和熱平衡試驗，對比分析了冷卻系統智能化設計前后柴油機油耗率和熱量分配等情況，驗證了電控化設計的實際效果。

1 建立及標定原機冷卻系統仿真模型

1.1 研究對象

研究對象柴油機的技術參數見表1。柴油機冷卻系統由一路高溫淡水循環系統和一路低溫海水循環系統組成。冷卻系統如圖1所示。本文中曲軸轉角為負表示上止點前，曲軸轉角為正表示上止點后。

表1 柴油機技術參數

圖1 柴油機冷卻系統圖

淡水系統循環回路為：淡水泵將高溫淡水泵入滑油冷卻器，與滑油進行熱交換。然后高溫淡水進入冷卻水套、缸蓋冷卻水腔和增壓器軸承座，從以上部件中出來后經過匯總流入淡水出水總管，再流入節溫器。閥芯根據淡水溫度進行開閉，對流量進行調節，一部分高溫淡水流入淡水冷卻器中，與中冷器過來的海水形成溫差，進行熱交換后再重新返回到機帶淡水泵入口位置，其他的高溫淡水則直接返回到該位置。

海水系統循環回路為：機帶海水泵通過海水管路將海水抽出，然后進入到中冷器內部，主要對溫度、壓力較高的空氣進行冷卻，流出中冷器之后，進入淡水冷卻器對節溫器過來的那部分高溫淡水進行冷卻，冷卻完畢后排出。海、淡水泵均為傳統型機帶泵，海、淡水泵的轉速與柴油機轉速之比分別為1.67、1.47。

1.2 建立原機冷卻系統仿真模型

選擇應用軟件Simulink完成柴油機冷卻系統整體模型的仿真，柴油機冷卻系統整體仿真模型如圖2所示。

圖2 冷卻系統整體仿真模型

1.2.1 中冷器模型

圖3為中冷器換熱原理圖。圖3中，Tfi、Tfo分別為冷卻器的淡水入口、出口溫度，mf、ms分別為高溫、低溫側淡水的流量，Tsi、Tso則分別為冷卻器的海水入口和出口溫度，Q為換熱量。

圖3 中央冷卻器換熱原理

根據傳熱學理論及方程，換熱量計算公式如式（1）所示。

式中，K為換熱器的總傳熱系數，W/（m2·℃），該數值取決于導熱介質的內壁厚度、導熱系數及流體在介質中的流動狀態；A為換熱器傳熱面積的有效值，m2；ΔT為對數溫度差距的平均值，℃，通過式（2）～式（4）進行計算。

傳熱基本方程如公式（5）所示。

式中，R為熱量傳遞的整體熱阻，℃/W，如式（6）所示。

溫度較低一側的海水通過中央換熱器的過程中會吸收淡水中的熱量，這部分熱量計算公式見式（7）所示。

式中，Qs為海水吸收的總熱量，W；ms為海水的質量流量，kg/s；cs為海水比熱容，kJ/（kg·℃）。主要計算溫度較高一側的淡水在中央冷卻器流過的過程中被吸收的熱量，如式（8）所示。

式中，Qf為淡水吸收的總熱量，W；mf為淡水的質量流量，kg/s；cf為淡水比熱容，kJ/（kg·℃）。將進行換熱時向外部環境散失的熱量忽略不計，以能量守恒定律為依據可得公式（9）。

建立對海水側及淡水側溫度發生改變的動態方程如式（10）和式（11）所示。

式 中，τ為 時 間，s；Ws為 中 冷 器 海 水 側 熱 容 量，kJ/℃；Wf為中冷器淡水側熱容量，kJ/℃。

搭建中冷器仿真模型，如圖4所示。圖4中，Fs為中冷器海水質量流量，kg/s；Ff2為淡水質量流量，kg/s；Ts2為中冷器海水進口溫度，℃；Ts3為中冷器海水出口溫度，℃；Tf1為中冷器淡水出口溫度，℃；Tf4為中冷器淡水進口溫度，℃；ρs為海水密度，kg/m3；ρf為淡水密度，kg/m3。

圖4 中冷器仿真模型

同理搭建滑油冷卻液仿真模型，如圖5所示。圖5中，Tf2為滑油冷卻器淡水入口溫度，℃；Tf3為淡水入口溫度，℃；Ff1為滑油冷卻器淡水入口質量流量，kg/s；Wl為滑油冷卻器滑油熱容量，kJ/℃。

圖5 滑油冷卻器模型

1.2.2 發動機換熱模型

淡水冷卻系統與發動機換熱原理如圖6所示。圖6中，mj為冷卻水的質量流量，kg/s；Tji為進口位置冷卻水的溫度，℃；Tjo為出口位置冷卻水的溫度，℃。

圖6 發動機換熱原理

根據能量守恒定理，建立冷卻水溫動態方程如式（12）所示。

式中，Qm為發動機傳遞給冷卻淡水的熱量，kJ；Wj為發動機內冷卻水的熱容量，kJ/℃。同理，可建立空氣與發動機之間的對流換熱動態方程。發動機換熱模型如圖7所示。圖7中，Ta1為入口空氣溫度，℃；Ta2為出口空氣溫度，℃；Fa1為空氣入口質量流量，kg/s；Fa2為空氣質量流量，kg/s；Wea為發動機空氣熱容量，kJ/℃；Wef為發動機淡水熱容量，kJ/℃；ca為空氣比熱容，kJ/（kg·℃）。

圖7 發動機換熱模型

1.2.3 石蠟節溫器仿真模型

根據石蠟節溫器溫度與開度試驗數據，采用數值擬合方法，獲取溫升、溫降過程中節溫器開度與冷卻水溫之間的滯回曲線，計算時根據前一時刻的開度與當前時刻的水溫判斷當前時刻的開度，并編寫S函數。石蠟節溫器仿真模型如圖8所示。圖8中，Ff3為未冷卻淡水的質量流量，kg/s。

圖8 石蠟節溫器仿真模型

經過石蠟節溫器的分流作用（分為大、小循環），根據能量守恒定理，大小循環淡水系統匯合后溫度的計算公式如式（13）所示，計算模型如圖9所示。

圖9 大小循環淡水系統匯合后溫度計算模型

式中，Ff4為淡水的總質量流量，kg/s；x為節溫器的開度。

1.3 標定原機冷卻系統仿真模型

基于柴油機熱平衡試驗臺架，選擇柴油機標定轉速、100%標定負荷工況點及90%標定負荷工況點，標定原機冷卻系統仿真模型。

仿真值與試驗值對比見表2。結果顯示，兩者相對誤差在10%工程允許誤差范圍內，仿真模型較為精準，可以用于下一步冷卻系統電控化設計研究。

表2 仿真結果與試驗結果比較

2 設計電控冷卻系統仿真模型

原機冷卻系統中海水泵、淡水泵轉速由柴油機轉速決定，只能被動冷卻、調節冷卻水溫，且石蠟節溫器存在滯回特性。為此設計了電控冷卻系統，采用變頻電動機驅動水泵，實現海水泵、淡水泵與柴油機的解耦；并將石蠟節溫器的感溫元件取出，采用電動執行器驅動節溫器閥芯，控制冷卻液大小循環流量。建立電控冷卻部件仿真模型如圖10和圖11所示。圖中PID為比例積分微分（proportional integral derivative），Tf4set為淡水經過大循環冷卻后的最高設定溫度，計量單位為℃；55表示海水的最高溫度設定為55℃；50表示空氣的最高溫度設定為50℃。

圖10 電控海/淡水泵仿真模型

圖11 電子節溫器仿真模型

2.1 控制算法及控制策略

采用該PID控制算法控制電控海水泵、電控淡水泵和電子節溫器。

PID的控制規律如式（14）所示，寫成傳遞函數的形式如式（15）所示。

式中，e(t)為期望輸出與實際輸出的偏差為偏差的變化率；KP為比例系數；u(t)為PID輸出的控制量；TI為時間積分常數；TD為微分時間常數；G(s)為傳遞函數；U(s)和E(s)分別為輸出量u(t)和輸入量e(t)的拉普拉斯變換。

PID的控制算法如公式（16）所示。

式中，KI、KD分別為積分、微分系數；e(k)為當前采樣時刻的期望輸出與實際輸出之差；u(k)為當前采樣時刻的控制量。

設計控制策略：淡水進出機溫差主要由發動機散熱量和淡水流量決定，所以電控淡水泵主要用于調節淡水進出機溫差，淡水進出機目標溫差應不超過4℃，防止柴油機受到過大的熱沖擊。海水泵轉速和節溫器開度對淡水出機溫度影響較大，所以主要采用電控海水泵控制淡水出機溫度，電子節溫器輔助控制，根據試驗經驗，擬定淡水出機的目標溫度為80℃。要使電控海水泵轉速盡量保持最低，則電子節溫器應保持開度為100%，即淡水全部經過大循環進入淡水冷卻器，當電控海水泵轉速達到最小且淡水出機溫度仍低于目標溫度時，則電控海水泵轉速維持在最小值，開始調節電子節溫器開度。

2.2 變柴油機工況條件下驗證仿真

為驗證電控冷卻系統的控制特性，開展變柴油機工況條件下，電控冷卻系統對淡水出機溫度和淡水進出機溫差的控制結果的仿真，仿真結果如圖12～圖13所示。仿真邊界條件：海水溫度為30℃，柴油機轉速為標定轉速，柴油機負荷以500 s為步長，分別依次取100%標定負荷、75%標定負荷、50%標定負荷、25%標定負荷。

圖12 淡水出機溫度

圖13 淡水進出機溫差

如圖12所示，隨著柴油機負荷的降低，淡水出機溫度穩定在80℃附近。如圖13所示，柴油機負荷發生突變時，淡水進出機溫差產生短暫、小幅波動，但是都很快穩定在4℃。當負荷降至25%標定負荷后，由于淡水泵轉速達到最小值，因此最終穩定值小于4℃。

仿真結果表明，電控冷卻系統可以實現冷卻系統熱力學參數的高精度控制，且超調量較小，穩定時間短。

3 電控冷卻系統對柴油機性能影響試驗

3.1 搭建電控冷卻系統試驗臺架

將原機冷卻系統進行電控化改造，海、淡水泵由變頻三相異步電動機直接驅動，將石蠟節溫器中的蠟質感溫元件取出，配備電動執行器，驅動節溫器閥芯開度大小，進而調節冷卻系統大小循環流量。中央控制器根據操作面板指令輸出控制信號（電壓信號）對變頻電動水泵轉速進行調控。

試驗系統主要由電動淡水泵、電動海水泵、電子節溫器、加熱器、電子控制單元（electronic control unit，ECU）、數據采集系統、變頻器、流量傳感器、溫度傳感器和傳感導線組成。試驗系統原理圖如圖14所示。ECU接收淡水流量信號，并判斷淡水流量與目標流量之差。ECU發送水溫控制信號，調整電控冷卻部件，使淡水出機溫度保持在80℃左右、淡水進出機溫差保持在4℃左右。圖14中T、P和Q分別表示相應位置的溫度、壓力和流量傳感器，數字1～13表示傳感器選取的13個位置。

圖14 試驗系統原理圖

3.2 試驗方案及邊界條件

選取柴油機低轉速、低負荷工況點，中轉速、中負荷工況點，高轉速、高負荷工況點，對比分析原機冷卻系統與電控冷卻系統在柴油機耗油率、熱平衡方面的影響。3個柴油機試驗工況點的參數如表3所示。

表3 柴油機試驗工況點

試驗主要測量柴油機耗油率、淡水系統熱力學參數、海水系統熱力學參數、進排氣系統熱力學參數，最后計算分析柴油機熱平衡。試驗邊界見表4，試驗設備見表5。

表4 試驗邊界條件

表5 主要測試設備

3.3 試驗結果分析

3.3.1 耗油率分析

圖15為不同工況下柴油機耗油率對比。由圖15可知，相比于原機冷卻系統，電控冷卻系統對柴油機耗油率有較大影響。柴油機工況點1～工況點3下，原機冷卻系統中耗油率分別為243.4 g/（kW·h）、202.8 g/（kW·h）和204.9 g/（kW·h），電控冷卻系統中耗油率分別為234.0 g/（kW·h）、196.0 g/（kW·h）和201.0 g/（kW·h），相比原機分別降低9.4 g/（kW·h）、6.8 g/（kW·h）和3.9 g/（kW·h），降比分別為3.86%、3.35%和1.90%。在柴油機低轉速、低負荷工況點，耗油率降低值和降比最低。試驗結果表明：柴油機在低轉速、低負荷工況點被過度冷卻情況比較嚴重，而在高轉速、高負荷工況點被過度冷卻情況相對較輕。電控冷卻系統使柴油機運行在相對最佳熱負荷狀態，改善了燃油經濟性。

圖15 不同工況下柴油機耗油率對比

3.3.2 電控冷卻系統耗功分析

電控冷卻系統在功耗方面與原機帶泵相比也有較大改進。將電控淡水泵安裝于水泵專用試驗臺上，測量記錄電控淡水泵工作在1 000 r/min、1 200 r/min、1 500 r/min、1 800 r/min、2 100 r/min、2 400 r/min、2 700 r/min轉速時的揚程、軸功率、流量、輸入電功率等參數，獲得電控淡水泵萬有特性曲線，如圖16所示。

圖16 淡水泵功率—流量—轉速萬有特性

建立電控海、淡水泵軸功率（PZ）、電機海、淡水泵電機輸入功率（PS）與水泵轉速（n）的回歸模型如式（17）所示。

式中，p1、p2、p3、p4為模型的估計參數。用最小二乘法作參數估計得到表6。

表6 電控海、淡水泵電機輸入功率PS的回歸模型的參數估計值

在相同的柴油機運行工況下（柴油機轉速和負荷相同），電控海、淡水泵的凈節省功率PJ的計算公式如式（18）所示。

式中，PYZ為原機海、淡水泵軸功率。

凈節省功率百分比如式（19）所示。

經過計算，在試驗工況點中，電控淡水泵耗功平均凈節省43.94%，電控海水泵耗功平均凈節省50.00%。

3.3.3 柴油機熱平衡分析

燃油總放熱量主要轉化為有效功率的熱量、淡水系統帶走熱量、海水系統帶走熱量（中冷器系統帶走熱量）、滑油系統帶走熱量、廢氣帶走熱量和余項損失。

3.3.3.1 轉化為有效功率的熱量占比分析

相比于原機冷卻系統，電控冷卻系統在一定程度上提高了有效功率帶走熱量的占比。圖17為不同工況下有效功率帶走熱量占比對比。柴油機工況點1～工況點3下，原機冷卻系統中有效功率帶走熱量占比分別為34.76%、41.72%和41.29%，電控冷卻系統中有效功率帶走熱量占比分別為36.15%、43.16%和42.09%，相比原機分別增加1.39%、1.44%和0.80%。試驗結果表明，電控冷卻系統提升了柴油機熱效率，即在節省柴油機耗油量的情況下，輸出的有效功率不變。

圖17 不同工況下有效功率帶走熱量占比對比

3.3.3.2 淡水系統帶走的熱量占比分析

相比于原機冷卻系統，電控冷卻系統中淡水系統帶走熱量占比降幅較大。圖18為不同工況下淡水系統帶走熱量占比對比。柴油機工況點1～工況點3下，原機冷卻系統中淡水系統帶走熱量占比分別為12.34%、10.27%和7.69%，電控冷卻系統中淡水系統帶走熱量分別為8.78%、7.14%和6.19%，相比原機分別降低3.56%、3.13%和1.50%。試驗結果表明，電控冷卻系統在柴油機低轉速、低負荷工況點及高轉速、高負荷工況點均可在一定程度上減少冷卻系統帶走熱量占比，降低冷卻損失，提升柴油機熱效率，其中在柴油機低轉速、低負荷工況點節省冷卻耗功更加明顯。

圖18 不同工況下淡水系統帶走熱量占比對比

3.3.3.3 海水系統（中冷器）帶走的熱量占比分析

相比于原機冷卻系統，電控冷卻系統中海水系統帶走熱量占比在一定程度上得到提升，但是提升幅度不明顯。圖19為不同工況下海水系統（中冷器）帶走熱量占比對比。柴油機工況點1～工況點3下，原機冷卻系統中海水系統帶走熱量占比分別為2.36%、4.21%和9.57%，電控冷卻系統中海水系統帶走熱量占比分別為2.41%、4.75%和9.61%，相比原機分別增加0.05%、0.54%和0.04%。試驗結果表明，電控冷卻系統中冷卻強度相對于原機冷卻系統適當減弱，因此柴油機系統熱負荷得到適當提高，廢氣溫度和廢氣能量提高，廢氣渦輪機得到更多能量，傳輸給壓氣機的能量更高，引起增壓空氣的壓力和溫度升高，中冷器系統帶走熱量占比在一定程度上得到提升，但是從試驗結果可以看出提升幅度不明顯，可以忽略。

圖19 不同工況下海水系統（中冷器）帶走熱量占比對比

3.3.3.4 滑油系統帶走的熱量占比分析

相比于原機冷卻系統，電控冷卻系統中滑油系統帶走熱量占比降幅較大。圖20為不同工況下滑動系統帶走熱量占比對比。柴油機工況點1～工況點3下，原機冷卻系統中滑油系統帶走熱量占比分別為11.22%、8.22%和5.83%，電控冷卻系統中滑油系統帶走熱量占比分別為8.36%、4.50%和4.13%，相比原機分別降低2.86%、3.72%和1.70%。試驗結果表明，電控冷卻系統在一定程度上降低了冷卻強度，潤滑油溫度得到適當提高，潤滑油帶走熱量占比降低。

圖20 不同工況下滑油系統帶走熱量占比對比

3.3.3.5 廢氣系統帶走的熱量占比分析

相比于原機冷卻系統，電控冷卻系統中廢氣系統帶走熱量占比一定程度上得到提升，但是提升幅度不明顯。圖21為不同工況下廢氣系統帶走熱量占比對比。柴油機工況點1～工況點3下，原機冷卻系統中廢氣系統帶走熱量占比分別為26.75%、32.53%和35.41%；電控冷卻系統中廢氣系統帶走熱量占比分別為27.22%、33.26%和36.81%，相比原機分別增加0.47%、0.73%和1.40%。試驗結果表明，由于電控冷卻系統一定程度上降低了冷卻強度，柴油機系統的熱負荷提升，燃油燃燒質量得到提升，燃燒放熱率增加，燃燒室內溫度提升，因此廢氣帶走熱量占比增加，但是增加幅度不是很大。

圖21 不同工況下廢氣系統帶走熱量占比對比

3.3.3.6 余項損失帶走的熱量占比分析

相比于原機冷卻系統，電控冷卻系統中余項損失帶走熱量占比提升較為明顯。圖22為不同工況下余項損失帶走熱量占比對比。柴油機工況點1～工況點3下，原機冷卻系統中余項損失帶走熱量占比分別為12.57%、3.05%和0.21%，電控冷卻系統中余項損失帶走熱量占比分別為16.08%、6.37%和0.89%，相比原機分別增加3.51%、3.32%和0.68%。試驗結果表明，電控冷卻系統在提升柴油機熱效率和燃油經濟性的同時，也在一定程度上增加了余項損失，其原因是柴油機的試驗環境溫度為19℃，環境溫度相對較低，柴油機熱負荷提升，柴油機整機溫度得到提高，因此柴油機系統的輻射散熱量較大，導致柴油機余項損失占比增加。

圖22 不同工況下余項損失帶走熱量占比對比

4 結論

（1）在柴油機變負荷條件下，電控冷卻系統能夠使淡水出機溫度穩定在80℃左右，淡水進出機溫差穩定在4℃左右，電控系統具備精度較高、波動幅度小、穩定時間短的優點。

（2）相比于傳統冷卻系統，電控冷卻系統在柴油機轉速900 r/min、負荷率30%，轉速1 200 r/min、負荷率60%和轉速1 500 r/min、負荷率90%的工況點，耗油率分別降低9.4 g/（kW·h）、6.8 g/（kW·h）和3.9 g/（kW·h），燃油經濟性得到改善。

（3）在3個柴油機試驗工況點（柴油機轉速900 r/min、負荷率30%，轉速1 200 r/min、負荷率60%和轉速1 500 r/min、負荷率90%）下，相比于原機冷卻系統，電控冷卻系統中有效功率帶走熱量占比分別增加1.39%、1.44%和0.80%；淡水系統帶走熱量占比分別降低3.56%、3.13%和1.50%；滑油系統帶走熱量占比分別降低2.86%、3.72%和1.70%。因此，冷卻損失減少，柴油機熱效率提高。