柴油機機油冷卻濾清模塊的優化設計

崔永，郭瑞，申加偉，成敬敏

(1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061)

0 前言

內燃機的節能降耗一直是汽車行業追求的目標[1-2]。在“2020中國汽車工程學會年會暨展覽會(SAECCE 2020)”期間，《節能與新能源汽車技術路線圖2.0》正式發布。其中，在商用車領域，預計到2035年，載貨汽車機油耗率較2010年下降15%～20%，客車機油耗率較2019年下降20%～25%。不同黏度的機油在機械損失及機油耗率方面都有不同的表現[3-4]。在歐美市場，已有眾多原始設備制造商(OEM)使用黏度級別為0W-20的機油[5]，甚至在此基礎上，研發出一系列專用機油；在亞洲市場，日本已經開始使用16級甚至8級機油[6]。斯特里貝克曲線理論[7]是業內廣泛熟知的摩擦理論，其清晰表征了發動機各系統潤滑狀態變化過程和摩擦因數的變化規律。機油黏度較大時，油膜厚度和強度都較好，但摩擦因數和能耗也會增加；機油黏度較低時，油膜的強度下降，在柴油機高速、高負荷運轉下油膜易破裂，摩擦表面磨損加劇。因此，在較寬的工況范圍內保證機油黏度，同時兼顧低能耗和高可靠性，已成為柴油機潤滑系統的研究方向之一[8]。

本文在對柴油機潤滑系統尤其是機油黏度與溫度關系分析的基礎上，在機油冷卻濾清模塊上集成機油節溫器，其目的是：① 提高柴油機在低速、低負荷區域的機油溫度，降低機油黏度，減小摩擦損失，優化系統內部流動阻力，降低機油泵泵送功率；② 保證柴油機在高速、高負荷區域的機油及時冷卻，提高機油黏度以保證潤滑可靠性。

1 設計方案

本文使用的機油冷卻濾清模塊采用了先濾清器、后冷卻器的布置方式，通過在濾清器后、冷卻器前集成布置機油節溫器實現對機油冷卻濾清模塊的優化，整體設計方案如圖1所示。機油冷卻濾清模塊有濾后出口和出油口。機油冷卻器和機油節溫器并聯在濾后出口和出油口之間，濾后出口、機油冷卻器和出油口形成常開回路。濾后出口、機油節溫器和出油口形成可調節回路，如圖2所示。

圖1 機油冷卻濾清模塊優化前后結構對比

圖2 集成了機油節溫器的機油冷卻濾清模塊結構

不同狀態下機油節溫器的工作原理如圖3所示。機油溫度較低、閥門處于關閉狀態時，機油節溫器蠟包無法膨脹，閥門和閥座間存在較大間隙，沿程阻力系數較低，所形成的油道為旁通油道；機油冷卻器內部布置有提高換熱性能的翅片，具有較高的沿程阻力系數，所形成的油道為冷卻油道。機油冷卻器和機油節溫器并聯，濾后機油大部分通過旁通油道到達出油口，隨后進入主油道參與摩擦副潤滑，即相當于旁通油道短接了機油冷卻器，從而避免了過多機油參與油-水熱交換過程，使油溫保持在高位。同時，機油冷卻器流動阻力因流量減少而大幅降低，反映為機油泵出口壓力的降低。

圖3 不同狀態下機油節溫器的工作原理圖

潤滑系統為柴油機整機提供安全服務保障，其中機油冷卻器的設計非常重要，這決定了柴油機低速、低負荷工況區域的大小。例如，起重機和攪拌車等工程專用車在吊裝或攪拌工況下，發動機85%以上時間處于萬有特性曲線左下角區域，此區域內的發動機轉速和負荷都很低，機油從活塞內冷油道和軸承摩擦等渠道獲取的熱量有限，因此無需通過油-水熱交換降溫。

油溫升高時，機油節溫器蠟包受熱相變，膨脹后閥門逐漸打開。在此過程中，旁通油道分配的油流量逐漸降低，而冷卻油道的油流量逐步加大。

油溫較高時，機油節溫器閥門全開，旁通油道完全關閉，全部油流參與油-水熱交換，因此機油得以冷卻，油溫得到控制。與使用更低黏度機油相比，在熱量來源一致、機油溫度相同的情況下，選用黏度等級相對較高的機油，柴油機工作時產生的油膜更厚，潤滑效果更好。機油節溫器啟閉狀態下機油冷卻濾清模塊的油流方向如圖4所示。

圖4 機油冷卻濾清模塊的油流方向

2 CFD仿真分析

機油節溫器閥門設計初開溫度為105 ℃，全開溫度為115 ℃，全開升程為11 mm。為探測不同工況下機油節溫器的進出口壓降、機油流量分配及流速分布情況，進行了CFD仿真分析，結果見表1。從表1可知，機油溫度越低，旁通油道的機油流量占比越大。為了提升旁通油道流量占比，工況5和工況6增加了機油冷卻器流動阻力設計，流動阻力分別增加20%和30%。兩路流體域的壓力分布及流速分布仿真見圖5和圖6。

表1 不同工況下機油節溫器進出口壓降及機油流量分配

圖5 兩路流體域的壓力分布仿真

圖6 兩路流體域的流速分布仿真

當機油溫度為30 ℃時，模擬原地室溫啟動發動機，此時流經旁通油道的機油流量占比約為83%，即僅有17%左右的機油流經機油冷卻器；相比旁通油道，冷卻油道的機油流速極低。當機油溫度為100 ℃時，機油節溫器初開溫度前流經旁通油道的機油流量占比已降至51%，即約有49%的機油流經機油冷卻器，可以有效地控制機油溫度，使冷卻油道流速與旁通油道流速基本相當。當機油溫度為110 ℃時，機油節溫器半開時的混合循環狀態下流經旁通油道的機油流量占比約為43%，即接近60%的機油參與油-水熱交換，抑制了油溫的上升，冷卻油道的流速略高于旁通油道。當機油溫度為120 ℃時，機油節溫器完全關閉時全部機油流經機油冷卻器，旁通油道流量為零，設計上等效于集成機油節溫器前的機油模塊。

機油冷卻器翅片為多孔開窗結構，產生的流動阻力對黏度的敏感性極高。通過優化翅片開窗規格及密度等方式提升機油冷卻器流動阻力，可實現機油冷卻器關閉時分配效果的進一步提升，但效果不太明顯。所以仍采用原有機油冷卻器方案。

3 試驗驗證

3.1 零部件測試驗證

以機油模塊總成流動阻力為指標，快速成型樣件，在機油體積流量為110 L/min的條件下，分析優化方案在降低流動阻力方面的效果，結果見表2。基于工裝的便捷性，測試環節所用流動阻力指標是指整個機油模塊進油口與出油口間的壓力損失，主要包括機油濾清器前后端流動阻力、機油冷卻器前后端流動阻力及中間管道流動阻力，而CFD仿真中的進出油口流動阻力專指機油冷卻器前后端流動阻力，且這正是優化前后的差異部分，因此用機油模塊總成流動阻力差異可以評估優化效果。由表2可知，優化結果與CFD仿真趨勢基本吻合。

表2 機油模塊優化前后流動阻力對比

機油泵泵送功率可用實際供油量和機油泵出口壓力的乘積表示。機油溫度30 ℃時機油模塊流動阻力由498 kPa降至290 kPa。機油泵泵送功率預計下降22%(假設流量不變、主油道油壓450 kPa為邊界，估算機油泵出口壓力分別為950 kPa與740 kPa)。機油溫度100 ℃時機油模塊流動阻力由204 kPa降至169 kPa，降幅較大。機油溫度110 ℃時優化前后的機油模塊流動阻力基本相近，結合機油節溫器零部件開啟特性曲線分析認為，機油溫度110 ℃對應升程比較接近于全開升程，即閥門和閥座間的間隙較小。機油溫度115 ℃時優化結果對機油模塊流動阻力無影響，全部機油流經機油冷卻器，邊界條件完全一致。

3.2 臺架試驗驗證

優化前后兩種結構在典型工況下的機油溫度及機油耗率差異如圖7所示。由圖7可知，隨著機油溫度升高、機油耗率與負荷率強相關。優化后在低扭矩區機油耗率降低1.8 g/(kW·h)左右，在中扭矩區機油耗率降低0.1～0.5 g/(kW·h)，在高扭矩區機油耗率基本持平；優化后在低扭矩區機油溫度提升1.8 ℃左右，在中扭矩區機油溫度提升4.0 ℃左右，在高扭矩區機油溫度提升5.0 ℃以上。分析原因主要為：負荷率越高，通過燃燒室和軸承傳遞給機油的熱量越高；機油溫度越高，同等溫差帶來的黏度絕對差值逐漸減小，對潤滑效果影響不明顯；在低負荷區，雖然溫度差異相對不明顯，但是黏度的絕對差值相對較大，對摩擦功及機油耗率的影響較大。該結論對于指導機油節溫器的選用具有參考價值，如起重機等長期運行在低負荷區的專用車適宜采用該優化方案，而持續大功率輸出動力的發電機等由于閥門處于關閉狀態，優化效果不明顯。

圖7 典型工況優化前后機油耗率及機油溫度對比

3.3 行車試驗驗證

在應用優化方案前后，起重機配套發動機的機油溫度統計結果如圖8所示。在運行工況相似的情況下，使用優化后的機油節溫器，機油溫度分布范圍約提升8 K；由于起重機負荷率偏低，機油節溫器的初開溫度有繼續優化調整的空間，可以進一步提升機油溫度及減摩降耗效果。

圖8 優化前后路試車輛機油溫度分布占比統計

4 結論

基于熱管理和可靠性差異化需求，設計開發了一款集成機油節溫器的柴油機機油冷卻濾清模塊，通過CFD仿真和快速成型樣件驗證了該優化設計的效果，并進行了臺架及整車端測試，得出以下結論。

(1)基于熱管理差異化需求，理論上可以通過機油節溫器有效調控機油溫度，即在低速、低負荷工況區提升機油溫度實現較低的摩擦損失及泵送功率，在高速、高負荷工況區機油充分參與油-水熱交換，保證了柴油機的可靠性。

(2)臺架功能試驗驗證了機油節溫器的節油效果，得出機油耗率與負荷率強相關的結論，其中低負荷區機油耗率降低約2.0 g/(kW·h)，基于此建議對照路譜分布合理配置機油節溫器。

(3)通過行車試驗證明，在起重機等工程專用車上，使用優化后的機油節溫器可使機油溫度提升約8 K，并具有進一步的優化空間。