模擬柴油機缸蓋水道沸騰傳熱的實驗研究?

韓立軍，劉建敏，王普凱，王龍飛，黃榮華

(1.裝甲兵工程學院機械工程系，北京 100072； 2.中國北方發動機研究所，天津 300400；3.華中科技大學能源與動力學院，武漢 430074)

前言

發動機缸蓋結構復雜，同時由于缸蓋的火力面與缸套、活塞共同組成了發動機的燃燒室，在發動機的工作過程中不斷承受著高熱負荷。現代裝甲裝備的不斷發展，為提高裝甲裝備的機動性能和環境適應性，裝備的柴油機不斷強化，在高功率密度下的熱負荷對柴油機的可靠性有著重要的影響，缸蓋熱負荷問題日益顯現。同時，由于裝甲裝備工作環境特殊，復雜多變，對柴油機的性能和可靠性提出了更高的要求。因此，充分了解柴油機缸蓋冷卻水腔內的傳熱狀況，可對缸蓋結構的優化設計和熱負荷控制提供可靠的理論依據。

研究表明，柴油機缸蓋冷卻水腔內的傳熱大部分區域以對流傳熱為主，部分高熱負荷區域存在沸騰換熱現象。對于發動機缸蓋冷卻水腔內的沸騰傳熱現象，相關研究人員做了大量的相關研究：文獻[1]中以某型大功率天然氣發動機缸蓋為研究對象，對不同工況條件下的缸蓋鼻梁區進行了測溫實驗，研究了測點位置的傳熱狀況和變化趨勢；文獻[2]中通過實驗的方法，對不同凹面程度的試件進行了傳熱研究，分析相關數據變化趨勢，并對現有的傳熱計算模型與實驗數據進行了對比，提出模型修正方案；文獻[3]～文獻[6]中搭建了發動機缸蓋冷卻水道過冷沸騰模擬實驗裝置，分析了鑄鐵材料的傳熱特性，并對單相流的D-B關聯式進行了修正，提高了計算預測的精度，通過修正的沸騰換熱模型，對某型發動機缸蓋冷卻水腔的流動換熱進行了計算；文獻[7]～文獻[8]中采用BDL沸騰傳熱模型和基于Kandlikar分區方法的沸騰傳熱數值模型，對某型內燃機缸蓋水腔過冷沸騰傳熱進行了相關分析傳熱研究；文獻[9]～文獻[11]中對比了氣液兩相沸騰傳熱和單相流計算，與實驗數據對比驗證兩相流的準確度更高，建立了鼻梁區結構簡化模型，并進行了參數化研究，分析不同因素對沸騰傳熱的影響，通過可視化研究了不同氣泡尺寸對沸騰傳熱的影響；文獻[12]～文獻[14]中均采用實驗的方法，對不同試件沸騰換熱狀態下的特性進行相關的研究；文獻[15]中建立了基于空泡份額單相流沸騰傳熱模型，開發了發動機缸蓋水腔傳熱設計的軟件模塊；文獻[16]中采用多相流模型，指出Rohsenow沸騰傳熱模型計算精度更高，并對某型發動機缸蓋溫度場進行分析研究；文獻[17]中采用流固耦合傳熱分析和BDL單相流沸騰傳熱模型，分析并優化了缸套頂部結構，有效地解決了機油結焦的現象。

本文中以某型柴油機的鑄鋁缸蓋作為研究對象，在過冷沸騰傳熱模擬水道實驗臺上開展不同工況條件下的沸騰傳熱特性實驗研究，對沸騰傳熱產生的過程有了深入的了解，為沸騰傳熱模型修正和在柴油機數值模擬中的應用奠定了基礎。

1 沸騰傳熱過程

隨著柴油機功率密度越來越高，不斷強化，柴油機缸蓋水腔內的沸騰傳熱現象越來越普遍。柴油機缸內冷卻水腔內包含的沸騰傳熱過程實際上是一種水平管道內氣液兩相流現象，如圖1所示。沸騰傳熱按照壁面不同的過熱度所產生的沸騰氣泡過程，將水平管道中氣液兩相流流型劃分為：①過冷對流、②泡狀流、③段塞流和④環狀流4種流型。

圖1 水平管道內氣液兩相流動形態

過冷流動沸騰中壁面上的全部熱量首先傳遞到臨近壁面的過熱液體微層上，熱量傳遞過程分為氣泡生長時間和等待時間兩階段，壁面傳遞的熱量一部分用來產生相變，另一部分使液相的溫度升高。過冷流動沸騰表面溫度與熱流密度的關系曲線如圖2所示。圖中A點為流體主流溫度點，AB為單相對流換熱曲線，呈線性狀態，B點為壁面溫度超過飽和溫度點，即開始發生沸騰的臨界點，BCDE為部分沸騰曲線，與對流換熱相比，曲線呈向上翹的趨勢，斜率逐漸增大，表明換熱系數增大，E點為充分發展過冷沸騰開始點，EF為充分沸騰曲線，沸騰現象明顯劇烈，曲線斜率即換熱系數達到最大。

圖2 沸騰換熱特性曲線

2 實驗裝置

過冷沸騰模擬水道實驗在華中科技大學搭建的實驗臺上進行。實驗臺架由冷卻液回路系統、控制系統和測試系統等組成。其中流體回路系統包括水泵、流體儲存罐、散熱裝置、渦輪流量傳感器、壓力傳感器、溫度傳感器和實驗段流動通道等，實驗段流動通道主要包括缸蓋材料試件、玻璃視窗、密封、高速攝影和照明設備等。實驗裝置如圖3所示。

圖3 水道過冷沸騰模擬實驗

傳熱實驗試件如圖4所示。材料選用與某型柴油機缸蓋相同的鑄鋁，通過置于加熱棒孔中的加熱棒加熱。試件上方的長方體凸塊嵌入矩形通道(截面為30mm×20mm)底面的槽中，通過其上的矩形表面(90mm×14mm)將熱量傳給流經矩形通道的流體。為測量加熱塊表面的熱流和溫度，對其兩側各安裝4個K型熱電偶溫度傳感器。其中一側距離冷卻液流經表面頂部2mm，另外一側距離冷卻液流經表面頂部6mm。為便于觀察實驗段內流體的沸騰現象，矩形通道沿長度方向的兩側設置了可視化玻璃視窗。

圖4 實驗試件結構與傳感器安裝

實驗時采用2種冷卻液，包括夏季常用的純水和冬季常用的-35號冷卻液。兩種冷卻液差別之處在于-35號冷卻液冰點降低到-37℃，能夠確保車輛在冬季使用過程中冷卻液不凍結，同時二者的其他物理性質略有不同。

3 實驗工況與結果分析

實驗中分別選用2種不同的冷卻液(純水和-35號冷卻液)進行缸蓋材料傳熱特性相關的實驗研究，分析了不同冷卻液主流的流速與溫度和不同的系統壓力對受熱件過冷沸騰傳熱特性的影響，實驗工況如表1所示。實驗過程中，在實驗段的進口處和出口處分別安裝液溫傳感器，以冷卻液入口溫度與出口溫度的均值作為主流溫度，并通過相應的液體冷卻與溫度調控裝置將其控制至實驗工況要求的溫度值。測試工況點由加熱棒總加熱功率由0到200kW間隔20kW來確定，但為避免鑄鋁材料因溫度過高而熔化，某些工況的最大加熱功率未達到200kW。

表1 實驗工況

根據傅立葉導熱定律可知，加熱表面熱流密度qw、壁面溫度tw和壁面換熱系數hc的計算公式分別為

式中：λ為試件材料的導熱系數，mW/(m·℃)，本文中取值為237；t1為下層測試層平均溫度，℃；t2為上層測試層平均溫度，℃；Ha為上下測溫層之間距離，mm；Hb為試件表面與上測溫層之間距離，mm；tl為冷卻液主流溫度，℃。

在此須要指出的是：(1)式(3)系由金屬與液體表面間的換熱公式導出，理論上tl應為與壁面接觸的液層溫度，但因測試條件所限，權且以主流溫度近似替代；(2)結合圖2可知，hc在幾何上表示換熱特性曲線上任一點(比如圖中點E)與曲線初始點A連線的斜率(它不同于曲線在該點的斜率，但在曲線的AB直線段兩者是相同的)。因此，可以利用這一關系，采用壁面換熱系數曲線來更明顯地確定開始出現沸騰的溫度點B。參見后面的圖5(b)，觀察圖中任意一條曲線，比如以數據點為‘+’(液體流速為3.0m/s)的曲線為例。初始時，冷卻液體的狀態處于AB階段，隨著壁溫的升高，換熱系數基本不變，即曲線呈一水平線，這一狀態一直持續到第5個數據點，到第6個數據點，可以看出，其縱坐標已有一個明顯的提升。不難判斷，換熱系數開始偏離定值的壁面溫度應處于第5與第6個數據點之間。因此，可以初步認定第5個數據點即是所要尋找的開始出現沸騰的溫度點B。隨著數據點的增多，因數據點的離散引起的誤差將逐漸減小，所認定的點也將逐漸趨近真實的B點。應該說，基于同樣的道理，也可利用壁面熱流密度曲線斜率的變化來尋求B點，只是，與上述利用換熱系數曲線的方法相比，沒有那么明晰和直觀。

3.1 流體流速的影響

為分析流體流速對過冷沸騰傳熱特性的影響，考慮流體在柴油機缸蓋冷卻水腔內流動的速度范圍，實驗段流體流速分別為 0.4，0.6，0.8，1.0，2.0和3.0m/s，系統壓力為0.15MPa，流體的主流溫度為95℃。結果如圖5所示。

圖5 主流速度對壁面熱流密度和換熱系數的影響

由圖5可知，同一種流體實驗中，隨著實驗段流體流速的增大，壁面熱流密度曲線向上翹的現象隨之滯后，主要是因為流體流速增大，對流換熱效率提高，相同加熱功率條件下帶走的熱量增大，導致壁面溫度也隨之降低，增大了發生沸騰現象的難度，當冷卻液為水時，水流速由0.4升高到3.0m/s時，發生沸騰現象的起始壁面溫度由117推遲到131℃。-35號冷卻液與純水的壁面熱流密度曲線相比，由于在系統壓力為0.15MPa條件下，-35號冷卻液的飽和溫度高于純水的飽和溫度約15℃，導致在相同系統壓力、主流體溫度和流速條件下，-35號冷卻液明顯不易于發生沸騰現象，對流換熱現象明顯，尤其是主流體在高流速階段(此實驗條件下為3.0m/s)，在限定的加熱功率條件下，壁面熱流密度曲線上翹現象不明顯，-35號冷卻液基本呈現對流換熱現象。

3.2 系統壓力的影響

系統壓力影響著冷卻液的沸點發生時機，因此，系統壓力對過冷沸騰傳熱特性的影響較為明顯。根據柴油機缸蓋冷卻水道內壓力范圍，同時結合實驗臺系統壓力控制調節范圍，針對不同系統壓力的影響分析，絕對壓力工況分別為 0.1，0.15，0.2和0.25MPa，冷卻液入口流速為1.0m/s，冷卻液的主流溫度為85℃，系統壓力對壁面熱流密度的影響見圖6。

由圖6可知，不同系統壓力下的沸騰工況換熱曲線趨勢相同，當流體為純水條件下壁面溫度約低于115℃，流體為-35號冷卻液條件下壁面溫度約低于120℃時，不同系統壓力下的換熱特性曲線基本一致，表明在此條件下，不同系統壓力下流體發生對流換熱現象，壁面熱流密度相對壁面熱流的斜率基本一致。當壁面溫度高于115℃時，系統壓力為0.1MPa條件下，純水的熱流密度曲線斜率開始增大，表明該工況開始進入沸騰狀態，隨著系統壓力的升高，流體的飽和溫度升高，沸騰現象起始位置滯后。與純水相比，-35號冷卻液壁面熱流密度曲線發生向上翹的起點略顯滯后，究其原因，在相同系統壓力條件下，-35號冷卻液的飽和溫度高于純水，相同壁面溫度下過冷度提高，發生沸騰現象難度增加，弱化了沸騰換熱強度，沸騰現象滯后。

圖6 系統壓力對壁面熱流密度的影響

3.3 冷卻液溫度的影響

流體主流溫度影響著其發生過冷沸騰傳熱的起始位置，關系到能否較快地達到過冷沸騰狀態。為分析流體溫度對過冷沸騰傳熱特性的影響，實驗段流體溫度分別為 75，85和 95℃，系統壓力為0.1MPa，冷卻液入口流速為1.0m/s，進口溫度對壁面熱流密度的影響見圖7。

圖7 進口溫度對壁面熱流密度的影響

由圖7可知，實驗段流體溫度越低，在對流換熱階段，流體溫度與壁面溫度相差越大，壁面換熱量越多，當流體主流溫度升高時，出現沸騰現象的起始提前，蒸餾水由75升高到95℃時，發生沸騰現象的壁面溫度起始點由119.2提前到117.5℃；相同系統壓力條件下，-35號冷卻液的飽和溫度高于純水的飽和溫度，在實驗加熱功率限制的條件下，-35號冷卻液經歷了對流換熱和部分沸騰階段，而純水則發展到了接近充分沸騰階段；純水加熱到充分沸騰階段，可以看出不同流體主流溫度下的壁面熱流密度曲線基本一致。因此，通過增加流體主流溫度，降低沸騰換熱現象發生的難度，可進一步通過沸騰換熱提高換熱效率，降低試件熱負荷。

4 結論

(1)以蒸餾水作為冷卻液的情況下，系統壓力為0.15MPa和主流溫度為95℃時，主流流速由0.4升高到3.0m/s，沸騰換熱的難度加大，起始沸騰換熱的壁面溫度升高約14℃；主流流速為1.0m/s和主流溫度為85℃時，系統壓力由0.1升高到0.25MPa，發生沸騰的起始壁面溫度由115升高到約137℃；系統壓力為0.1MPa和主流流速為1.0m/s時，主流溫度由75升高到95℃，有益于冷卻液發生沸騰現象，發生沸騰的起始壁面溫度降低了1.7℃。

(2)降低流速，提高流體主流溫度和降低系統壓力，都有助于降低流體的過冷度，提高沸騰強化換熱效果，達到降低試件熱負荷的目的。

(3)-35號冷卻液因其凝點低而能較好地適應車輛冬季使用要求，但與純水相比其飽和溫度更高，相同條件下流體過冷度提高，對其發生沸騰現象的壁面溫度要求更高，增加了發生沸騰換熱現象的難度。

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