熱流體參數對潤滑油預熱性能規律的影響

關鍵詞：潤滑油；預熱性能；換熱器；熱交換DOI： 10.3969/j .issn.1001-2222.2025.03.002中圖分類號：TK421.9 文獻標志碼：B 文章編號：1001-2222（2025）03-0009-07

潤滑油是潤滑系統的流動介質，在發動機中起到冷卻、潤滑、清潔的作用，其流動性能直接影響著潤滑系統功能的發揮。作為一種由多種烴類化合物組成的復雜混合物，潤滑油的流動性和黏度受溫度的影響很大。在低溫條件下，分子間相互作用力增強，分子熱運動減緩，導致潤滑油黏度增大、流動性降低，從而使發動機起動時的阻力增加，冷起動困難[1-4]。潤滑油預熱是指在發動機起動前對潤滑系統進行加熱，提高潤滑油的流動性，減少發動機起動時的阻力，縮短起動時間的技術措施。

目前，常見的發動機潤滑油預熱熱源包括高溫冷卻液[5]、電加熱器[6]、尾氣余熱[]等。訾永等[5]將冷卻液作為熱源設計了一種加熱裝置，改善了高寒、高海拔地區發動機起動困難的問題。于秩祥在不改變柴油機結構的前提下，采用PTC元件制成電子加熱片，安裝在油底殼底面或側面，能夠產生 80～ 120° 的高溫對油底殼和進油管路進行快速加熱。F.WILL和A.BORETTI利用發動機產生的廢氣熱量作為熱源，經過多次試驗發現廢氣熱交換器可以降低約 7% 的油耗，驗證了廢氣預熱的有效性。除上述研究外，更多學者將多種預熱技術結合進行研究，例如P.WANG等8通過試驗發現，采取進氣預熱與冷卻液預熱，或進氣預熱與潤滑油預熱相結合的方式，能有效提升柴油機的預熱效率。

換熱管是潤滑油預熱系統的重要組成部分，直接影響對流換熱過程。螺旋管因其結構緊湊和傳熱性能高效，近年來在工業中得到了廣泛應用[9-10]。螺旋管的結構優化和管內介質流動特性已成為眾多學者的研究重點[11-14]。W.DAN等[15]通過數值模擬研究了不同截面形狀螺旋管的流動和傳熱特性，分析了肋片深度和數量對管內流動特性和傳熱效率的影響。S.FARHADI等[16]通過試驗與仿真探究不同流量下螺旋盤管的傳熱特性，得到了 Nu 數和摩擦系數的相關性。Y.HAN等[1]對扭曲螺旋盤管的流動和傳熱特性進行了數值分析，結果表明離心力和扭轉力積分引起的二次流動破壞了穩態，提高了傳熱性能。毛前軍等[18]通過數值模擬研究了螺距壓縮比對換熱管流動和換熱的影響，發現合適的壓縮比能增強對流換熱強度和蓄熱性能。胡文亨等[19]研究了管內介質流量對鈦合金螺旋盤管的換熱性能與流動特性的影響，結果表明流量增大時，盤管的總傳熱系數和壓降均有所增加。此外，也有學者關注螺旋盤管的管束數量、管層數、管間距、管外徑、中心圓柱直徑等幾何參數對其換熱性能的影響[20-23]

以往關于柴油機冷起動的研究集中于柴油機機體的預熱過程，而針對干式油底殼柴油機的外置機油箱內部潤滑油在低溫靜置狀態下的預熱過程，缺乏深入的研究和分析。此外，傳統預熱試驗的溫度范圍多在 -20^°C 以上，而本研究將試驗條件拓展至-40^°C 的極端低溫環境，以低溫狀態下機油箱內部的高黏度潤滑油為研究對象，針對采用盤管式油水換熱器的低溫預熱裝置進行研究，利用數值模擬方法，研究了高溫液態介質的流量和溫度對油箱內部靜態潤滑油加熱性能的影響規律，對比了不同工況下潤滑油在規定時間內達到特定溫度的體積占比。本研究與傳統的柴油機機體預熱技術形成互補，旨在降低潤滑油的黏度，從而減小柴油機在低溫環境下起動時的流動阻力和摩擦阻力。

1仿真計算模型

1.1 幾何模型

在構建的仿真模型中，機油箱尺寸為 570mm× 250mm×440mm ，內部油液體積為 45L ，油液高度為 336mm 。換熱管全部浸入潤滑油中，最底層換熱管軸線距箱體底部40mm （如圖1所示）。換熱器由金屬銅管制成，內徑為 20mm ，外徑為 22mm 。豎置螺旋盤管共計13.5層，每層盤管軸線間距為25mm ，管長 7 681mm ，整體輪廓形狀為長方體，尺寸為 337.5mm×125mm× 200mm ，模型結構如圖2所示。根據仿真計算需求，模型計算域劃分為空氣域、機油域、盤管流體域和盤管金屬固體域。

1.2計算模型及邊界條件

本研究運用ANSYSFLUENT軟件進行計算求解，仿真模型采用VOF多相流模型。管內高溫流體的流動采用Realizable k-ε 模型，管外潤滑油的流動采用層流模型。高溫介質和潤滑油的熱物性參數隨溫度的變化而變化，銅制換熱管采用定物性參數。

忽略輻射作用，換熱管與油液、循環水的交界面設置為流-固耦合面。高溫介質入口為流量入口，出口采用壓力出口，其余壁面采用第三類邊界條件，給定表面對流傳熱系數及環境溫度。仿真過程中，能量方程的殘差收斂標準為 10^-6 ，其余方程殘差收斂標準均設定為 10^-3 ，預熱總時長為 3600s 。

1.3 網格劃分及無關性分析

本研究中，由于機油箱內部裝有螺旋盤管換熱器，油液區域結構不規則，故采用四面體非結構網格；螺旋盤管固體域和內部流體域通過掃掠的方式劃分為六面體結構網格。盤管壁面采用小尺寸網格，固體域沿徑向方向設置3層網格，尺寸為 0.33mm ；對管壁附近油液區域的網格進行加密，網格尺寸為 1mm 。最終總網格數為5195838，如圖3所示。

為了便于網格生成及試驗臺搭建，網格無關性檢驗模型由水平直管代替盤管，網格劃分采用規則的六面體網格，如圖4所示。為排除網格數量或尺度對計算結果的影響，本研究分別選擇網格數量4.5×10⁵，4.9×10⁵，5.3×10⁵，5.8×10⁵，6.2×10⁵ 進行計算，得到機油箱內溫度超過 0°C 的油液體積分別為 81.6mL ， 82.3mL ， 82.7mL ， 83.0mL =83.1mL （如圖5所示）。隨著網格數量的增加，溫度超過 0°C 的油液體積差異逐漸減小，當網格數量為 5.8×10⁵ 時，進一步加密網格對油液溫升的影響不大。因此，本研究采用網格數量為 5.8×10⁵ 的模型進行計算，為后續仿真模型的試驗驗證提供數據依據。

1.4 模型驗證

為驗證計算模型的準確性，搭建了機油箱水平直管換熱器的試驗臺，包括外部水循環加熱系統、環境試驗倉、機油箱及加熱系統、數據采集顯示系統。試驗選取 50% 乙二醇水溶液作為高溫加熱介質，0W/40 潤滑油為低溫介質。試驗環境溫度為 ，高溫介質溫度為 60^°C ，高溫介質流量為10L/min 。在機油箱內部、換熱管所在高度位置沿水平方向布置5個溫度傳感器，在換熱管下方100mm 處各安裝一個溫度傳感器，在換熱管正上方的液面附近安裝兩個溫度傳感器，各測點位置坐標如表1所示，各監測點位置見圖6。

通過對比各位置的溫度測量值與計算值，修正模型參數，使仿真結果與試驗結果趨于一致。圖7示出各監測點溫度隨時間變化的仿真與試驗結果，其中 P1～P9 為試驗結果， S1～S9 為仿真結果。觀察發現：測點 1～7 的溫度仿真結果與試驗結果基本一致，溫度偏差最大值出現在預熱結束時刻，為2.41K，最大誤差為 1% 。測點 8～9 在預熱前期存在溫度驟升現象，但仿真結果與試驗結果整體趨勢一致，且預熱前期的溫度遲滯時間基本相同，預熱穩定期最大溫度偏差為 1.08K ，最大誤差為 0.4% 。因此，可認為本研究構建的預熱仿真模型具有可行性。

2計算結果分析

2.1管內介質流量對預熱性能的影響

變流量仿真計算中，環境溫度為230.15K，管內介質溫度為333.15K，流量分別選取 10L/min 15L/min 和 20L/min 。圖8示出不同管內介質流量下高溫油液體積占比隨時間的變化曲線。從圖8可以看出，不同工況下高溫油液體積變化趨勢相同，管內介質流量對高溫油液體積增長的影響較小，管內流量的增加僅使高溫油液體積占比小幅增長。預熱初期，各工況下高溫油液體積變化的遲滯時間基本相同，均在同一時刻開始增長。預熱中后期，不同工況下高溫油液體積占比增速基本相同，管內介質流量越大，同一時刻高溫油液體積占比越大，但增幅較小。當管內流量從 10L/min 增長到 時，預熱結束時刻溫度達到 303.15K，293.15K 0283.15K，273.15K的油液體積占比分別提高了3.7% %，0.58% 0.8% 和 0.27% 。由此可見，管內介質流量對管外側高溫油液體積占比影響相對較小。

整個換熱過程的熱阻主要由管內側的對流換熱熱阻 R₀ 、管壁的導熱熱阻 R₁ 和管外側的對流換熱熱阻 R₂ 三部分組成。圖9示出不同流量工況下各熱阻的占比情況。從圖9可以看出，管壁的導熱熱阻占比最小，約為 0.08% 。這是因為換熱管采用金屬銅材質，導熱系數較大，因此導熱熱阻占比最小；管外側為自然對流換熱過程，其對流換熱熱阻占比最大，超過 80% ；而管內側強制對流換熱熱阻占比為 10%～20% 。當管內介質流量從 10L/min 增大到 20L/min 時，管內側對流換熱熱阻從 17.03% 降低到 10.09% ，僅下降了 6.94% 。這表明增大管內介質流量，雖可以降低管內側對流換熱熱阻，但由于管內側對流換熱熱阻占比較小，因此，難以明顯減小整個換熱系統的熱阻。在換熱溫差保持不變的情況下，僅增大管內介質流量對換熱量的提升效果有限，且對管外側高溫油液體積占比的影響較小。

2.2管內介質溫度對預熱性能的影響

變溫度仿真計算中，環境溫度為230.15K，管內介質流量為 ，介質溫度分別選取^{333.15K，343.15K，353.15K，363.15K} 。圖10示出不同管內介質溫度下高溫油液體積占比隨時間的變化曲線。從圖10可以看出，不同工況下高溫油液體積增長存在顯著差異：管內介質溫度越高，預熱前期高溫油液體積增長的遲滯時間越短，且預熱中后期高溫油液體積占比越大。

圖10a示出溫度達到303.15K的高溫油液體 積占比變化情況。當管內介質溫度從 333.15K 升 高到 363.15K 時，預熱前期高溫油液體積變化的遲 滯時間從1260s縮短為 540s ，預熱 1800s 時高溫 油液體積占比增長 33.75% ，預熱結束時刻高溫油液 體積占比增長 26.55% 。圖10b示出溫度達到 293.15K的高溫油液體積占比變化情況。當管內介 質溫度從333.15K升高到 363.15K 時，預熱前期 高溫油液體積變化的遲滯時間從720s縮短為

240s ，預熱1800s時高溫油液體積占比增長28.97% ，預熱結束時刻高溫油液體積占比增長13.7% 。圖10c示出溫度達到 283.15K 的高溫油液體積占比變化情況。當管內介質溫度從 333.15K 升高到 363.15K 時，預熱前期高溫油液體積變化的遲滯時間從240s縮短為 120s ，預熱 1800s 時高溫油液體積占比增長 23.71% ，預熱結束時刻高溫油液體積占比增長 8.07% 。圖10d示出溫度達到273.15K的高溫油液體積占比變化情況。當管內介質溫度從 333.15K 升高到363.15K時，預熱前期高溫油液體積變化的遲滯時間無顯著差異，預熱1800s時高溫油液體積占比增長 12% ，預熱結束時刻高溫油液體積占比增長 2.77% 。結果表明，高溫油液的溫度標準值越低，管內介質溫度對高溫油液體積占比的影響越小。此外，隨著管內介質溫度的升高，介質溫度升高對高溫油液體積增長的促進作用逐漸降低。例如，管內介質溫度每升高 10K ，預熱結束時刻溫度達到 333.15K 的油液體積占比分別增長 19.11%，3.99%，3.45% 0

圖11示出不同溫度下各熱阻值占比情況。由圖11知，不同管內介質溫度下各熱阻占比基本一致，管外側換熱熱阻占比約為 83% ，管壁導熱熱阻占比約為 0.08% ，管內側強制對流換熱熱阻占比約為 17% 。當管內介質溫度升高時，換熱溫差增大，管壁換熱量增加，同時管外壁溫度升高，外壁附近油液黏度降低，流動性增強。根據表征浮升力與黏性力比值的Grashof數公式 Gr∞ΔT/₂² 可知，溫度升高（ ΔT 增大）和黏度降低（ u 減小）會顯著提升 Gr 值，從而強化自然對流，加快高溫和低溫區域的混合速率，促進油液的溫度均勻化，最終提高高溫油液體積的增長速率。例如，當管內介質溫度從 333.15K 升高到363.15K時，預熱結束時刻油液最大流速從7.59×10^-3m/s 增長到 8.07×10^-3m/s ，提升約6.3% ，同時換熱量從932.66W增長到 1 208.29W ，提升約 30% 。

此外，黏度的降低會導致油液的普朗特數CPr=2/α，α 為熱擴散率）下降，導熱相對減弱，而對流作用占比提升，整體傳熱速率加快。例如，當管內介質溫度從333.15K升高到 363.15K 時，預熱1800 s時的預熱效率提升了 33.75% ，遠高于管內介質流量變化帶來的 4.76% 提升，油液溫度擴散速度主要由浮升力驅動的對流效應主導。在預熱過程中，油液溫度也存在一定的非均勻分布現象，隨著預熱的進行，盤管壁面附近會形成“高溫低黏度通道”，在浮升力作用下，高溫油液優先沿特定路徑流動。圖12示出1800s時高溫油液的速度分布情況。由圖12可以看出，高溫油液沿盤管壁面向上流動，隨后脫離壁面沿豎直方向流動匯聚于換熱管上端，同時低溫油液以較小的速率從盤管兩側向下沉積，導致盤管中心區域和油箱底部區域仍存在滯留的低溫油液。

從實際應用角度分析，為滿足車輛在特定工況下的起動要求，機油箱內不僅需要一定體積的油液達到高溫狀態，還需盡可能地縮短該部分油液的預熱時間。當目標溫度為 283.15K 的油液體積占比為 60% 時，管內介質溫度越高，預熱時間越短，不同管內介質溫度工況下預熱所需時間從大到小依次為 。因此，提高管內介質溫度可以有效提升管外高溫油液體積占比，從而縮短車輛冷起動所需時間。

3結論

a）在整個傳熱過程中，管外側潤滑油的對流熱阻、管壁導熱熱阻、管內側熱流體對流熱阻分別約占82.9%，0.08% 和 17.03% ；管內高溫介質流量對外部高溫油液體積占比的影響較?。?/p>

b）管外壁油液的流動性增強增加了高溫油液體積的增長速率，管內介質溫度對各熱阻占比的影響較小，但隨著管內介質溫度的升高，壁面換熱量顯著增加，對外部高溫油液體積占比的影響很大。

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Abstract：Toimprovethepreheating performanceof heatexchangerandreduceenginecold startduration，thevertical spiral coilheatexchangerintheengineoiltankwasinvestigatedUsingabench-validatedsimulationmodel，aseriesoflow-temperaturelubricant preheatingsimulations wereconducted，andtheimpactof thermalfluidmediumflowrateand temperatureon preheating performancewasanalyzed.Theresults indicate that theflowrateof mediumhas minorefectonthevolumechange of high-temperature fluid compared with the medium temperature.Increasing the medium flow ratefrom 10L/min to 20L/min elevates the conditioned oil volumetric fraction at 303.15K from 20.76% to 25.52% after 180o s preheating，while extending preheating duration to 3600 sraises the high-temperature oil fraction from 52.21% to 55.91% .Inaddition，higher medium temperatures accelerate the growth rate of conditioned oil volume.When medium temperature increases from 333.15K to 363.15K ，the volumetric fraction of oil reaching 303.15 K increases from 20.76% to 54.51% after 1 80O s preheating and from 52.21% to 78.76% after 3 600 spreheating.

Keywords：lubricating oil;preheating performance;heat exchanger;heat exchange

[編輯：袁曉燕]