風冷發動機冷卻系統改進及流固耦合傳熱模擬*

唐剛志，張 力，陳飛虎，焦志勝，柴 望

(重慶大學，機械傳動國家重點實驗室，重慶 400044)

前言

熱負荷是影響發動機工作可靠性和耐久性的重要因素，發動機缸蓋溫度過高會導致缸蓋熱裂、燒蝕、蠕變、材料的硬度與強度急劇下降和潤滑油膜被破壞甚至結焦等問題[1]，同時還會引起燃油消耗量和CO與HC排放的增高[2-4]。

對于水冷發動機，冷卻的難點在于不同區域之間流量的合理分配，一般采用分水孔和各種導流結構來分配流量[5]。對于風冷發動機，由于風冷換熱系數較小，且是從發動機表面冷卻，研究集中在如何增大傳熱面積來強化發動機的散熱[6-7]，一般在固體表面設置翅片來強化換熱。

風冷缸蓋的散熱，受冷風和缸蓋之間相互作用的制約，所以以往分別對發動機缸蓋和冷風的傳熱進行仿真，無法合理地分析缸蓋與冷風之間的換熱相互影響關系[8]。近年來發展出的整場流固耦合仿真方法能有效地解決缸蓋與冷風之間的耦合換熱問題，該方法把流體和固體區域中的傳熱過程組合成一個統一的換熱過程來求解，將流固界面的外邊界條件轉變成內部耦合邊界進行計算，使仿真更符合實際狀態[9-10]。

本文中針對原機缸蓋燃燒室頂部和排氣道附近區域溫度偏高的問題提出改進方案，采用整場流固耦合三維仿真技術對改進方案進行仿真對比分析，以評價改進效果。最后按照最佳方案制造樣機，采用多普勒遠紅外熱成像儀測溫技術試驗對比分析缸蓋的熱負荷。

1 偏微分方程與算法

1.1 偏微分方程

將缸蓋周圍冷風流體視為三維無壓縮的湍流，其流動和傳熱過程遵守質量守恒、動量守恒和能量守恒定律。缸蓋固體內部的傳熱機理為傅里葉導熱定律，也滿足能量守恒定律，其能量控制方程形式與流體的相同，只是其能量控制方程沒有對流項和系數有所不同，穩態控制方程如下。

質量守恒方程：

(1)

動量守恒方程：

ρu·u=μΔu-p+s

(2)

能量守恒方程：

ρu·

(3)

式中:ρ為密度；u為速度矢量;p為流體壓力;μ為流體的動力黏度;cp為比熱容;λ為導熱系數;s為動量方程廣義源項;T為溫度;sT為能量方程廣義源項。

湍流模型采用時均形式的微分方程,在充分發展的湍流區域,反映湍流脈動量對流場影響的湍動能方程和耗散率方程采用標準k-ε輸運方程,其定常形式為

(4)

(5)

式中:k為湍流動能;ε為湍流耗散率;μt為湍流黏度，μt=ρCμk2/ε;Gk為由于平均速度梯度引起的湍動能k的產生項;Gb為由于浮力引起的湍動能k的產生項,Gb=0;C1ε、C2ε、Cμ、σk、σε為經驗常數,C1ε=1.44,C2ε=1.92,Cμ=0.09,σk=1.0,σε=1.3。

1.2 耦合邊界的處理和方程的求解

本文中采用整場流固耦合仿真方法求解，在流固界面上，應滿足以下內部熱耦合邊界條件。

耦合邊界上的溫度連續：

Tw|1=Tw|2

(6)

耦合邊界上的熱流密度連續：

qw|1=qw|2

(7)

耦合邊界上的第三類邊界條件：

(8)

式中：1為固體區域；2為流體區域。

在流固耦合界面處,采用標準壁面函數法處理流動邊界層和傳熱邊界層。壁面函數法是一組半經驗公式,其基本思想是:對于湍流核心區的流動使用k-ε模型求解,而在壁面區直接使用半經驗公式將壁面上的物理量與湍流核心區內的求解變量聯系起來。這樣，無須對壁面區內的流動進行求解，即可直接得到與壁面相鄰控制體積的節點變量值。

2 風冷發動機缸蓋流固耦合模型

原機為單缸四沖程發動機，缸徑58.7mm，行程55.5mm，額定功率9.29kW，額定轉速8 500r/min，氣缸工作總容積149mL，缸蓋為二氣門單體式。在建立三維流固耦合模型時，假定車身對發動機缸蓋散熱沒有影響，即冷風在冷卻缸蓋時只受到缸蓋的擠壓，流場足夠大，以確保流場外邊界的絕熱條件，模擬某一穩態工況下缸蓋的散熱，冷風流速和熱載荷都保持恒定；流固界面處網格加密，對網格進行無關性檢查，最終約有34萬個網格單元，模型如圖1所示。

考慮到近距離實驗安全性的要求，實驗和模擬都對3 500r/min進行分析，模型流場入口流速為8.1m/s，出口為自由出口，流場外邊界為常溫，無滑移壁面邊界條件。流固界面為內部耦合邊界，采用零維燃燒模型對發動機工作過程進行仿真，采用Woschni公式[11]算得缸內燃氣瞬時換熱系數和溫度，再通過式(9)和式(10)換算成循環平均換熱系數和平均溫度。圖2為缸內燃燒面燃氣瞬時溫度和換熱系數，限于篇幅省略了進排氣道的值。缸蓋底部燃燒面上的燃氣平均溫度為1 051K，換熱系數為433W/(m2·K)。排氣道內的氣體溫度為902K，平均換熱系數為320W/(m2·K)。進氣道內的氣體溫度為329K，平均換熱系數為302W/(m2·K)。其余邊界處理成絕熱條件，采用Simple算法。

(9)

(10)

3 缸蓋冷卻系統改進

3.1 原機缸蓋冷卻系統存在的問題

原機缸蓋高溫區域主要集中在燃燒室頂部和排氣道附近，3 500r/min時燃燒面上的最大壁面溫度約473K，且隨轉速的提高最高溫度還會有所提高。而缸蓋采用鋁合金材料，溫度超過473K時，強度會下降。鑒于此，須對缸蓋高溫區域的冷卻系統進行改進。另外，原機翅片上的加強筋擋住了來流流體，導致筋板附近的壁面和翅片散熱能力大為下降。因此，有必要在保證結構強度的前提下對原機缸蓋翅片上的加強筋結構進行改進。

3.2 改進方案

針對以上問題，具體提出如下3個主要改進方案。

方案1,改進原機散熱翅片結構，原機翅片材料為鋁合金，翅片內部導熱熱阻遠小于表面傳熱熱阻，且原機翅片較短，這使翅片端部與根部溫差相對較小，雖翅片效率高，但傳熱表面積不夠大，不能充分發揮翅片的強化換熱作用。因此，在翅片效率較高情況下增大翅片高度，綜合考慮強度和零件干涉等因素，最終將原機缸蓋上部的5個翅片高度由原來的20增大到35mm，同時適當增大缸蓋下部3個翅片。另外，針對缸蓋上筋板，打開筋板與缸壁之間的固體連接，使大量冷風能夠從筋板與缸壁之間的空隙穿過冷卻高溫壁面。見圖3(b)改進翅片模型。

方案2，針對原機缸蓋燃燒室頂部和排氣道附近的局部高溫，在方案1的基礎上于缸蓋下部開設一條冷風風道，該風道起于缸蓋排氣側迎風面，貫穿整個缸蓋，最后從缸蓋進氣側引出。由3段組成，分別是位于缸蓋排氣道附近的第1段，中部的銜接段和位于缸蓋進氣側進氣道附近的第3段。與此同時，該風道在缸蓋中部與火花塞安裝孔附近的散熱孔連通，形成另一條風道，以降低局部高溫，另外也希望對缸蓋的進氣進行適當冷卻，以期增加進氣密度，增大進氣量。對于位于排氣側的第1段風道，在不干涉其它結構的情況下，風道橫截面積盡可能大一些，以引入較多的冷風，冷卻缸蓋內部的高溫區域。風道入口采用擴口結構以引入較多的冷風，風道內部壁面平滑過渡以減小流動阻力。對于位于中部的銜接段風道，冷風在該區域分流，一部分流入進氣側風道，另一部分流入散熱孔，實現流量的合理分配成為設計的難點。另外，由于從排氣側風道到散熱孔冷風變向，局部阻力非常大，且散熱孔附近高溫區面積較大，須設置特殊的結構，使冷風能以較小的局部阻力進入散熱風道，且在散熱風道內相對均勻分布。為此，在風道內部設置一導流板，它與冷風風向成一定夾角，以分配進入進氣側風道和散熱孔的流量。在拐角處風道壁面采用較大的圓弧過渡，以減小局部阻力。在散熱孔內，設置了1大2小3塊導流板，大的導流板起分配流量的作用，小的導流板則在較小的區域對流量進行再次分配。見圖3(c)全通風道模型。

方案3，考慮到方案2風道結構較復雜，且通過分析發現方案2對進氣冷卻效果小于預期，故出于重點冷卻高溫區，降低缸蓋進排氣側溫差的目的，在方案1的基礎上于缸蓋下部開設一條風道。該風道由兩段組成，第1段位于缸蓋排氣道附近，從排氣側迎風面貫通到缸蓋中部火花塞安裝孔處的散熱孔，第2段為缸蓋中部的散熱孔。第1段風道的設計與方案2相同；同理，根據冷風流向改變和冷卻整個高溫區的要求，在拐角處，風道壁面采用較大的圓弧過渡，在風道內部，設置一導流板，導流板與冷風風向成一定夾角，一方面改變流體流動方向，另一方面初次分配流入散熱風道左右兩側的流量。散熱孔內部結構方案與方案2相同，只是在散熱孔入口的外拐角附近增加了一個擋板以減小該區域形成的渦流。見圖3(d)半通風道模型。

3.3 改進結果仿真分析

對以上改進模型施加同樣的邊界條件進行整場流固耦合傳熱分析，圖4為不同缸蓋模型的溫度場分布圖。由圖可見：相比原機缸蓋，改進模型上需要重點冷卻的高溫區域溫度整體上都降低了，缸蓋表面最高溫度都出現在散熱孔內靠近排氣側附近；原機缸蓋表面最高溫度為456.1K，改進翅片后下降到448.9K，說明在保持較高翅片效率的前提下，通過增大翅片高度以增加總的散熱面積以強化散熱是有效的；全通風道模型上表面最高溫度為439.3K，半通風道模型上表面最高溫度為436.0K，比沒開通風道的翅片改進模型分別下降了9.6K和12.9K，較原機分別下降了16.8K和20.1K。上述數值說明風道冷卻效果明顯，也說明利用在風道中設置導流板來合理分配流量是可行的。原機和3種方案缸蓋表面平均溫度依次為418.0、413.1、402.1、400.7K。

為全面分析改進方案的強化散熱作用，給出缸蓋內部燃燒室壁面、進氣道和排氣道壁面溫度分布圖。表1為從溫度分布圖中提取的特征溫度值。由表可見：與原機缸蓋燃燒室壁面最高溫度相比，改進翅片模型下降了7.7K，全通風道模型下降了18.5K，半通風道模型下降了20.3K。

表1 缸蓋特征溫度對比 K

對比全通風道方案和半通風道方案，兩方案進氣道壁面溫度基本相同，半通風道方案燃燒室壁面和排氣道壁面溫度略有下降，說明全通風道方案對進氣冷卻并沒有優勢，考慮到主要目的是冷卻缸蓋排氣側高溫區域和全通風道結構復雜，鑄造過程中砂芯容易斷裂等因素，最終選取方案3半通風道模型作為最佳改進方案。

4 對比實驗分析

4.1 實驗臺架和測溫設備

圖5為實驗測試平臺，試驗臺主要由多普勒紅外熱成像儀、測功機、轉速傳感器、控制臺、發動機和鼓風機等組成。

實驗溫度采用多普勒遠紅外熱像儀測量，紅外熱像儀由光學器件和探測器兩部分組成[12-13]。

該試驗所用的熱像儀是FluKe Ti10型，溫度量程為-253～+523K，準確度為2%，紅外段探測器類型為焦平面陣列，非制冷微測輻射計，紅外段像素分辨率為160×120，熱靈敏度≤0.1K，紅外頻帶7.5～14μm，可見光照相機分辨率為640×480。試驗時，采用鼓風機送風來模擬發動機所受到的冷風，打開風機后，通過發動機的測控系統控制發動機的轉速和油門，使發動機在預定的轉速下穩定運行。在熱機約1h后開始測溫。

4.2 實驗結果對比分析

將半通風道方案作為最優方案制作樣機，圖6為改進后的半通風道缸蓋樣機。圖7為測量獲得的缸蓋溫度分布圖，由于測量精度的要求，原始缸蓋和改進缸蓋測溫時設置的溫度范圍不一致。從圖中可以看到，熱圖能夠直觀和連續地顯示缸蓋溫度分布，其中排氣道高溫廢氣溫度超過儀器量程。首先，兩個缸蓋表面具有同樣的溫度分布趨勢，缸蓋排氣側溫度高于進氣側，底部溫度高于頂部，高溫區域位于火花塞安裝孔和排氣道附近。其次，改進后缸蓋溫度比原始缸蓋溫度明顯下降，以火花塞安裝孔附近的最高溫度為例，該值原始缸蓋459.1K,改進缸蓋435.9K，而對應的仿真值原始缸蓋為455.9K,改進缸蓋為435.8K,測量結果溫度下降了23.2K,對應仿真結果下降20.1K。可見，仿真結果與試驗數據基本一致，改進后缸蓋溫度得到了明顯的下降。

兩個缸蓋的溫度趨勢對比如圖8所示。由圖可見：改進缸蓋較原始缸蓋溫度下降約為15～20K,流固耦合仿真值與實驗值也具有較好的吻合度，最大誤差約7%。

5 結論

(1) 對原缸蓋冷卻系統進行改進，并對其中3種改進模型進行仿真對比分析，結果表明改進方案通過在高溫區設置內冷風道，在風道內設置導流板，調整翅片尺寸，修改外筋板結構使高溫區溫度得到了有效的下降，缸蓋整體散熱性能得到了強化，最終選取半通風道方案為最佳方案，該方案最高溫度下降了20.3K。

(2) 流固整場耦合仿真技術能合理地模擬風冷發動機缸蓋的耦合傳熱，與由多普勒遠紅外熱成像儀測溫結果對比，仿真結果與實驗結果比較吻合，最大誤差不超過7%。

(3) 按最佳方案制作樣機進行對比試驗，結果表明改進后的半通風道缸蓋溫度得到了有效的下降，最高溫度下降了23.2K,達到了預期的目的，目前該方案已經實際生產。

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