發(fā)動機本體傳熱的一維CFD仿真

劉建敏，康琦，王普凱，劉艷斌，董意

(陸軍裝甲兵學院車輛工程系，北京 100072)

發(fā)動機本體傳熱研究[1-9]一般是先建立三維模型，將之離散為有限元網格模型，然后對發(fā)動機部件和冷卻水腔的流場和溫度場進行仿真計算。這種方法對數據要求高，建模時間長且仿真計算收斂慢，對計算機硬件要求高。

本研究在發(fā)動機氣缸排三維模型基礎上，利用GT-Suite軟件中的GEM3D模塊將三維模型離散成大量的小體積塊，得到一維仿真模型，而后采用有限體積法進行求解。對標定工況下發(fā)動機本體傳熱量、溫度分布以及冷卻液入口流量、發(fā)動機轉速和負荷對傳熱性能的敏感性進行了分析，仿真結果為發(fā)動機本體傳熱控制及優(yōu)化提供了一定的參考。這種建立模型的方法在保證計算精度的前提上，可以大大減少計算時間。

1 理論分析

1.1 發(fā)動機工質傳熱理論

發(fā)動機工質與其所接觸部件的傳熱量由傳熱量的瞬時變化率在一個工作循環(huán)內對曲軸轉角進行積分[10]得到：

(1)

式中：dφ為曲軸轉角；τ為沖程數；dQwi/dφ為壁面?zhèn)鳠崃侩S曲軸轉角的瞬時變化率，由氣體瞬時溫度和壁面瞬時傳熱系數計算得到。

(2)

式中：awi為壁面瞬時傳熱系數；Tgi為工質瞬時溫度；Twi為壁面溫度；Awi為傳熱面積；ω為曲軸旋轉角速度。

對于不同的傳熱部位，需要采用不同的壁面?zhèn)鳠嵯禂涤嬎愎健?/p>

氣缸內壁面由活塞頂面、缸蓋底面、氣門底面和缸套內壁面圍成，缸內燃氣與氣缸內壁面的瞬時傳熱系數用Woschni公式計算：

(3)

式中：ucm為活塞平均運動速度；p0為倒拖工況對應的氣缸壓力；T1為壓縮始點的缸內燃氣溫度；p1為壓縮始點的缸內燃氣壓力；T為缸內氣體溫度；p為缸內氣體壓力；V1為壓縮始點的氣缸容積；Vh為氣缸工作容積；D為氣缸直徑；C1為氣體速度系數；C2為燃燒室形狀系數。

氣體速度系數由氣缸工作階段進氣渦流速度和活塞平均速度確定。

換氣過程：

C1=6.18+0.417uu/ucm。

(4)

壓縮、燃燒和膨脹過程：

C1=2.28+0.308uu/ucm。

(5)

式中：uu為進氣渦流速度。

換氣和壓縮過程C2=0，燃燒和膨脹過程C2=0.003 24。

1.2 冷卻介質傳熱理論

冷卻介質包括冷卻液、機油和空氣。冷卻介質流經發(fā)動機部件時，與接觸的部件發(fā)生熱量傳遞，對應的傳熱流量由傳熱系數和傳熱溫差決定[11]：

Qci=aciAwi(Tci-Twi)。

(6)

式中：aci為冷卻介質的傳熱系數，與冷卻介質的物理性質和流動情況有關；Tci為冷卻介質溫度；Twi為與冷卻介質接觸部件的壁面溫度；Awi為與冷卻介質接觸部件的傳熱面積。

對于不同的流體介質、不同的傳熱部位，采用不同的壁面?zhèn)鳠嵯禂涤嬎愎健?/p>

冷卻液與缸套水套的對流傳熱系數由Walger提出的環(huán)形通道內管傳熱準則關系式計算得到：

(7)

(8)

(9)

式中：D1為缸套外徑；D2為冷卻水腔外部輪廓形成的直徑；v1為平均水溫時的運動黏性系數；μ1為平均水溫時的動力黏度；μw為冷卻液溫度為壁溫時的動力黏度；λ為冷卻液導熱系數；D為冷卻液流動的當量直徑；u為冷卻液流速。

冷卻液與缸蓋水套的對流傳熱系數由如下關聯(lián)式計算得到：

ac2=0.023Re0.8Pr0.3(λ/D)。

(10)

2 模型建立及驗證

2.1 氣缸排及其冷卻水腔三維模型

利用Pro/E軟件，分別建立缸套、缸蓋和缸體的三維實體模型。其中，缸套是薄壁圓筒，基本壁厚為6 mm，下部壁厚為3.5～4 mm。缸蓋底部有6個圓形凹坑，與活塞頂部共同構成了燃燒室。每個燃燒室上部分別有2個進排氣道，各自通向進排氣歧管。缸蓋內有水道與缸體相通，缸蓋外側有一出水口，冷卻液由此流出。缸體內部由5個橫隔板隔開，構成6個缸套座孔。每個橫隔板上有2個長孔，以使冷卻液自由流動。在缸體上平面有24個通水孔，水從缸體水腔通到缸蓋內。缸體外側左右各有一進水口，冷卻液由此進入缸體內。氣缸排三維模型見圖1，其材料屬性見表1。在模型建立過程中，考慮到冷卻水腔結構復雜、傳熱效果差以及仿真過程中離散程度，同時為了提高計算速度，對模型中的倒角和油孔等特征進行了簡化處理。

圖1 氣缸排三維模型

表1 缸套、缸蓋和缸體的材料屬性

將缸套、缸蓋和缸體三維配合模型導入到Ansys軟件中，抽取得到發(fā)動機冷卻水腔模型(見圖2)。

圖2 發(fā)動機冷卻水腔模型

2.2 三維模型一維化

將發(fā)動機冷卻水腔、缸套、缸蓋和缸體的三維實體模型依次導入到GEM3D軟件中，實現(xiàn)各個實體模型向管路、流動部件和熱質量模型的轉換[12]，即三維模型一維化。三維模型一維化主要分為五部分。

一是出入口管路和冷卻水腔一維化。將出入口實體管路轉化為一維管路部件；將冷卻水腔分割成12部分，使得每個氣缸分別連接一個缸蓋和缸體內的冷卻水腔，最后將其轉化為12個一維流動部件。

二是創(chuàng)建氣缸結構模型。通過輸入氣缸結構、位置及熱力參數，建立氣缸結構模型，采用有限元方法來求解壁溫和傳熱率，為發(fā)動機本體傳熱模型提供邊界條件。

三是設定固體部件與冷卻液間的傳熱關系。將固體部件導入到冷卻水腔模型中，參考實際傳熱，設定氣缸—缸套—冷卻液—缸體和氣缸—缸蓋—冷卻液之間的傳熱區(qū)域，以獲得更為精確的傳熱計算。

四是缸蓋和缸體一維化。將缸蓋和缸體三維模型轉化為熱質量模型，分別求解發(fā)動機本體與外部環(huán)境接觸面和機油接觸面?zhèn)鳠峒捌鋬炔繉帷１狙芯克⒌臋C油冷卻回路只考慮了機油對活塞和缸壁的冷卻作用。

五是設定模型離散長度和離散比，并進行離散。參考文獻[12]，確定管路離散長度為20 mm，缸蓋和缸體離散長度為200 mm，冷卻水腔離散比為8%，最終得到的三維離散模型見圖3，一維離散模型見圖4。

圖3 發(fā)動機本體傳熱三維離散模型

圖4 發(fā)動機本體傳熱一維模型

整個發(fā)動機本體傳熱模型包括缸內燃氣與缸蓋、缸套和活塞的傳熱，缸蓋與冷卻液和外界環(huán)境的傳熱，缸套與冷卻液和機油的傳熱，缸體與冷卻液和外部環(huán)境的傳熱，活塞與機油的傳熱以及固體部件間的導熱，基本上囊括了整個發(fā)動機的傳熱過程。同時三維模型一維化考慮了發(fā)動機零部件相對空間位置對傳熱性能的影響，在保證計算精確度的前提下，可以大大降低計算時間。

2.3 邊界條件

2.3.1燃燒邊界條件

通過發(fā)動機工作過程模型計算得到標定工況下缸內瞬時平均溫度和傳熱系數隨曲軸轉角的變化規(guī)律(見圖5)。

圖5 缸內溫度和傳熱系數

2.3.2冷卻液、潤滑油及外部環(huán)境邊界條件

該發(fā)動機在標定工況下冷卻液、潤滑油及外部環(huán)境的邊界條件見表2。

表2 冷卻液、潤滑油及外部環(huán)境邊界條件

2.4 模型驗證

為驗證發(fā)動機本體傳熱模型的準確性，進行了發(fā)動機臺架熱平衡試驗，冷卻液為軟化水，大氣溫度為25 ℃。將不同冷卻液入口流量下的發(fā)動機傳熱量的試驗值和計算值進行對比，結果見表3。

發(fā)動機生產廠家試驗測得的流阻特性與模型求解得到的流阻特性見圖6。

通過對傳熱量和流阻特性計算值與試驗值進行對比分析，發(fā)現(xiàn)發(fā)動機傳熱量最大誤差為4.79%，流阻特性的計算值與試驗值基本吻合，從而驗證了模型的準確性。

表3 不同冷卻液流量下傳熱量試驗值與計算值

圖6 發(fā)動機本體流阻特性

3 計算結果及分析

3.1 發(fā)動機本體傳熱分析

通過模型仿真得到標定工況下缸內燃氣傳給發(fā)動機各部分熱量以及冷卻液、機油和外部環(huán)境帶走的熱量，結果見圖7和圖8。

圖7 缸內燃氣傳給發(fā)動機各部分的熱量

圖8 冷卻液、機油和外部環(huán)境帶走的熱量

從圖7可以看出：燃氣傳給缸蓋的熱量最多，傳給缸套的熱量最少，這是由于缸蓋除與缸內燃氣直接接觸外，其內部存在排氣道，高溫廢氣流經排氣道時會將部分熱量傳遞給缸蓋；各缸燃氣—缸蓋傳熱量和燃氣—缸套傳熱量由中間向兩側逐漸增加，這是由于冷卻液入口在第1和第6缸，中間的冷卻傳熱效果不理想；各缸燃氣—活塞傳熱量由中間向兩側逐漸減少，這是由于中間氣缸冷卻傳熱效果較差，缸內燃氣溫度高，傳遞給活塞的熱量較多。

從圖8可以看出：發(fā)動機本體主要通過冷卻液進行散熱，機油和外部環(huán)境帶走的熱量較少；各缸蓋和缸體內冷卻液帶走的熱量由中間向兩側逐漸增加，這是由于冷卻液的入口分布在兩側，入口處冷卻液流速高且溫度較低，冷卻傳熱效果較好；各缸機油帶走的熱量由中間向兩側逐漸減少，與燃氣—活塞傳熱量趨勢相同，這是由于機油散熱屬于飛濺式，各缸飛濺機油量近似相等，中間氣缸活塞溫度高，傳遞給機油的熱量較多。

3.2 發(fā)動機本體溫度分布分析

通過模型仿真，得到標定工況下各缸蓋、缸體及其冷卻液的平均溫度(見圖9)。

圖9 各缸蓋、缸體及其冷卻液平均溫度

從圖9可以看出：缸蓋平均溫度普遍高于缸體，缸蓋冷卻液平均溫度普遍高于缸體冷卻液；各缸蓋、缸體及其冷卻液平均溫度由中間向兩側逐漸降低，這是由于中間氣缸冷卻傳熱效果較差，溫度偏高。

從圖9還可以看出：第3缸的冷卻傳熱條件最差、熱負荷較高。為進一步分析冷卻液入口流量對缸蓋、缸套及其冷卻液平均溫度的影響，下面著重對熱負荷最高的第3缸進行研究分析，計算結果見圖10。

從圖10可以看出：第3缸的缸體、缸蓋及其冷卻液平均溫度隨冷卻液入口流量增加而減少，并且入口流量越高其減幅越小；缸體、缸蓋和缸體內冷卻液的平均溫度隨冷卻液入口流量變化趨勢相近，都比缸蓋平均溫度的減幅大，這是由于缸蓋內冷卻水腔結構比較復雜、阻力大，不利于傳熱。

圖10 第3缸平均溫度隨入口流量的變化

3.3 冷卻液流量對傳熱性能敏感性分析

改變傳熱模型冷卻液入口流量，可進一步分析冷卻液入口流量對傳熱性能的敏感性，結果見圖11和圖12。

圖11 冷卻液帶走的熱量隨入口流量的變化

圖12 冷卻液溫升隨入口流量的變化

從圖11和圖12可以看出：冷卻液帶走的熱量隨入口流量增加而增加，并且入口流量越高其增幅越小；冷卻液溫升隨入口流量增加而減少，并且入口流量越高其減幅越小；入口流量每增加0.87 m3/h，冷卻液帶走的熱量平均增加4.99%，冷卻液溫升平均減少5.43%，其中入口流量從5.36 m3/h增加到12.41 m3/h時帶走的熱量增加52.06 kW，冷卻液溫升降低4.84 K，可見冷卻液入口流量對傳熱性能影響較為顯著。

3.4 發(fā)動機轉速和負荷對傳熱性能敏感性分析

改變傳熱模型的燃燒邊界條件，可進一步分析發(fā)動機轉速、負荷對傳熱性能的敏感性，結果見圖13至圖16。

從圖13和圖14可以看出：在冷卻液入口流量不變的情況下，發(fā)動機轉速對冷卻液帶走的熱量和冷卻液溫升的影響較小。這是由于發(fā)動機在滿負荷工作時，雖然耗油量降低導致熱源減少，但是轉速越低發(fā)動機循環(huán)供油量越大，即缸內燃氣溫度越高，有利于向冷卻系統(tǒng)傳熱。綜合考慮這兩種因素，發(fā)動機轉速的變化對缸內燃氣傳遞給冷卻系統(tǒng)的熱量影響較小。

圖13 冷卻液帶走的熱量隨發(fā)動機轉速的變化

圖14 冷卻液溫升隨發(fā)動機轉速的變化

從圖15和圖16可以看出：冷卻液帶走的熱量隨發(fā)動機負荷降低而減少，并且發(fā)動機負荷越低其減幅越大；冷卻液溫升隨發(fā)動機負荷降低而減少，并且發(fā)動機負荷越低其減幅越大；發(fā)動機負荷每降低10%，冷卻液帶走的熱量平均減少3.42%，冷卻液溫升平均減少4.89%，其中發(fā)動機負荷從100%降低到60%時帶走的熱量減少22.51 kW，冷卻液溫升降低1.59 K，可見發(fā)動機負荷對傳熱性能影響較為顯著。

圖16 冷卻液溫升隨發(fā)動機負荷變的變化

4 結論

a) 在缸內燃氣傳給發(fā)動機熱量過程中，燃氣傳給缸蓋的熱量最多，傳給活塞的熱量最少；發(fā)動機本體主要通過缸蓋和缸體內冷卻液進行散熱，機油和外部環(huán)境帶走的熱量較少；燃氣—缸蓋傳熱量、燃氣—缸套傳熱量、缸蓋和缸體內冷卻液帶走熱量由中間向兩側逐漸增加，而燃氣—活塞傳熱量和機油帶走熱量由中間向兩側逐漸減少；

b) 第3缸的熱負荷最為嚴重；缸體、缸蓋及其冷卻液平均溫度隨冷卻液入口流量增加而減少，并且入口流量越高其減幅越小；缸體、缸蓋和缸體內冷卻液的平均溫度隨冷卻液入口流量變化趨勢相近，都比缸蓋平均溫度的減幅大；

c) 冷卻液帶走的熱量隨冷卻液入口流量增加而增加，并且入口流量越高其增幅越小；冷卻液溫升隨冷卻液入口流量增加而減少，并且入口流量越高其減幅越小;冷卻液帶走的熱量隨發(fā)動機負荷降低而減少，并且發(fā)動機負荷越低其減幅越大；冷卻液溫升隨發(fā)動機負荷降低而減少，并且發(fā)動機負荷越低其減幅越大；發(fā)動機轉速對于冷卻液帶走的熱量和冷卻液溫升的影響較小，而入口流量和發(fā)動機負荷的影響較為顯著。