曹元福，張衛(wèi)正，楊振宇，原彥鵬，朱海榮

(1.北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081; 2.中國北方車輛研究所，北京 100072)

前言

內燃機升功率的不斷提高導致活塞的熱負荷顯著增加。為保證活塞在高熱負荷下安全可靠地運行，振蕩傳熱作為一種非常高效的強化散熱方式，在高強化柴油機活塞中得到廣泛應用。

振蕩傳熱最早由S.D.Heron在其1923年的專利中提出，直到20世紀60年代，研究人員才開始對振蕩傳熱進行研究。文獻[1]中對封閉圓柱空腔中的振蕩傳熱進行深入實驗研究，提出了振蕩傳熱的無量綱關聯(lián)式；目前的研究大多進行活塞關鍵位置溫度的測量，通過溫度的對比來了解內冷油腔的振蕩傳熱效果[2-4]。

隨著計算機技術和數(shù)值計算方法的快速發(fā)展，計算流體力學成為研究流體流動和傳熱的重要手段。文獻[5]中用數(shù)值模擬方法研究了二維空腔中振蕩傳熱問題。文獻[6]和文獻[7]中對內冷油腔中的振蕩傳熱進行了數(shù)值模擬，但缺乏對系統(tǒng)的深入研究和分析。

由于開式油冷活塞內冷油腔帶有進出油口，內冷油腔中的傳熱受各種因素的影響，如固定噴嘴的冷卻機油流量和發(fā)動機轉速等。

本文中用CFD數(shù)值模擬方法，研究了不同轉速和機油流量下開式內冷油腔中流動特性和傳熱特性，深入分析了機油通過率、填充率和換熱系數(shù)隨轉速和機油流量的變化規(guī)律，并對柴油機活塞冷卻噴嘴的機油供給量進行了改進。

1 VOF多相流模型

針對內冷油腔中冷卻機油、空氣和壁面之間的流動傳熱問題，采用VOF多相流模型，其控制方程[8]如下：

(1)

(2)

(3)

式中：αq為第q相流體的體積分數(shù)；t為時間；u為速度；ρ為密度；p表示單元中的壓力；gi為重力加速度；Fi為單元的體力；keff為有效導熱率；E為能量；T為溫度。每個控制單元內第q相流體的體積分數(shù)有以下3種情況：(1)αq=0，第q相流體在單元中是空的；(2)αq=1，第q相流體在單元中是充滿的；(3)0<αq<1，單元中包含了第q相流體，第q相流體和一相或者其它多相流體之間有分界面。

2 開式內冷油腔CFD模型的建立

2.1 幾何模型和網(wǎng)格模型

圖1示出采用內油腔冷卻的國外某柴油機的活塞及其油腔的示意圖[6]。本文中以某型國產柴油機活塞為例，首先建立活塞內冷油腔三維幾何模型，活塞底部的流體空間區(qū)域簡化成圓柱體，底部的冷卻噴嘴與活塞運動方向平行，對準內冷油腔的進油口。發(fā)動機具體技術參數(shù)見表1。

網(wǎng)格模型如圖2所示，對近壁處網(wǎng)格進行了細化。壁面采用Fluent中提供的強化壁面處理。強化壁面處理在壁面網(wǎng)格精度較差時，采用壁面函數(shù)來處理壁面區(qū)域內的速度和溫度分布，壁函數(shù)對壁面附近的湍流和熱流的計算比較粗糙；如果壁面網(wǎng)格精度足夠高時，將采用壁面處理的兩層模型來分別計算近壁區(qū)域和充分發(fā)展湍流區(qū)內的速度和溫度分布。由于近壁區(qū)域的兩層模型是利用另一個方程封閉壁面的湍流黏性系數(shù)，進而求解壁面附近的速度與溫度場，因此具有較高的精度。

參數(shù)數(shù)值缸徑/mm132沖程/mm145壓縮比15單缸功率/kW100

2.2 邊界條件與初始化

(1) 入口邊界條件

計算區(qū)域噴嘴入口采用速度入口條件。

入口湍流脈動動能k為

(4)

其中I=0.16Re-1/8

(5)

式中：Ua為平均流動速度；I為湍流強度；Re為雷諾數(shù)。

湍流耗散率ε按照下式確定：

(6)

式中：l=0.07L，L為管道特征長度；Cμ為湍流模型的經(jīng)驗常數(shù)。

(2) 出口邊界條件

內冷油腔流場與曲軸箱相連通，假定曲軸箱內部氣體壓力變化不大，因此出口采用壓力出口邊界條件。

(3) 壁面邊界條件

首先根據(jù)經(jīng)驗公式，計算得到內冷油腔壁面換熱系數(shù)，然后利用有限元軟件得到整個活塞溫度場。將內冷油腔壁面分為4個區(qū)，如圖3所示。各分區(qū)的壁面溫度數(shù)值取區(qū)域平均值，具體數(shù)值見表2。

壁面分區(qū)G1G2G3G4溫度/K533513493473

(4) 初始化

固定噴嘴從初始時刻開始往內冷油腔中噴射機油，即在計算的初始時刻內冷油腔中并沒有機油，計算區(qū)域內全部為空氣介質。

湍流模型選用k-ω模型，多相流模型選擇VOF模型，計算不同轉速和機油流量等條件下內冷油腔中流動傳熱特性。轉速分別選取1 000、1 500、2 000、2 500和3 000r/min，流量選取1、2和3L/min(噴嘴直徑為2mm、機油溫度為100℃)，在15種工況下對開式內冷油腔中的振蕩流動傳熱進行了數(shù)值模擬。

計算時監(jiān)測內冷油腔中機油填充率，計算多個循環(huán)之后，當其只與曲軸轉角有關，循環(huán)與循環(huán)之間的變動較小時，說明內冷油腔中機油流動與傳熱處于相對穩(wěn)定狀態(tài)，取此循環(huán)之后的計算結果進行分析。

3 開式內冷油腔振蕩流動特性分析

3.1 機油瞬態(tài)振蕩流動分布分析

內冷油腔置于活塞頭的內部，空間十分有限，且發(fā)動機轉速高，通過實驗手段對油腔內部冷卻機油流動狀態(tài)進行觀測，進而研究其流動特性十分困難。利用數(shù)值模擬的方法則可方便地模擬、觀察和記錄活塞內冷油腔中機油的流動和分布狀況，為后續(xù)內冷油腔的設計提供依據(jù)。

圖4為轉速3 000r/min、機油流量2L/min工況下內冷油腔中機油瞬態(tài)流動分布示意圖，色標數(shù)值表示油氣兩相的體積分數(shù)，1代表全是機油，0代表全是空氣。由圖可見：活塞從上止點向下運動時，機油積聚在油腔頂部，幾乎沒有機油從油腔的進口和出口流出；當活塞快到達下止點之前時，活塞減速運行，而機油則在慣性力作用下以較高速度迅速脫離內冷油腔的頂部，撞擊到底部；活塞上行時，機油大多數(shù)積聚在內冷油腔的底部，很容易從內冷油腔的出口流出；當活塞上行到上止點之前時，同樣活塞減速運行，機油在慣性作用下保持較高速度，脫離底部撞擊到油腔頂部。

3.2 機油通過率分析

活塞內冷通道機油通過率定義為

(7)

式中：qout為一個循環(huán)從油腔出油口流出的機油流量；qjet為一個循環(huán)冷卻噴嘴出口的機油流量。

一般說來，機油通過率越大越好，即冷卻噴嘴流出的機油能盡量多地進入內冷油腔，并且從出油口流出。目前發(fā)動機活塞振蕩冷卻實驗臺都是把活塞固定在活塞的某個行程，然后測量活塞靜止狀態(tài)下通過內冷油腔的機油流量的多少，進而評定內冷油腔設計。然而活塞往復運動下的機油通過率與靜態(tài)下的“打靶”實驗結果是不同的。

圖5為轉速3 000r/min、機油流量2L/min時內冷油腔進口和出口瞬時機油流量隨曲軸轉角的變化規(guī)律。由圖可見：活塞在上止點后70°CA速度達到最大，之后減速慢行，積聚在油腔頂部的冷卻機油在慣性力作用下脫離頂部并加速下行，大約在上止點后100°CA附近撞擊到油腔底部，這時大量的機油從油腔的出口流出，從圖中還可以看出，冷卻機油在慣性力作用下在入口處發(fā)生回流，此時也有少量機油從入口流出；當活塞上行時，大約在上止點前70°CA速度最大，然后減速上行，機油則在慣性力作用下從油腔底部脫離上行，此時刻之后未有機油從油腔的進口和出口流出。

對出口的瞬時機油流量進行積分可以得到一個循環(huán)從油腔出油口流出的機油流量，冷卻噴嘴的機油流量已知，由式(7)可以求得內冷油腔的機油通過率。圖6給出了機油通過率隨轉速和流量的變化關系。由圖可見：在相同冷卻機油流量條件下，隨著轉速的提高，機油通過率呈現(xiàn)出先減小后增大的變化趨勢；轉速相對較低時，冷卻機油受慣性力作用在活塞下止點附近在油腔入口處發(fā)生回流，因發(fā)動機轉速低慣性力不是很大，回流的機油流量不是很多，機油通過率較高；隨著轉速的提高，往復慣性力增大，從油腔入口處回流的機油流量增多，使得機油通過率減?。划敵^某一轉速后，往復慣性力變得很大同時其作用時間變得很短，機油來不及回流，冷卻機油通過率又繼續(xù)增加。

從圖中還可以看出，在不同轉速和冷卻機油流量下，機油通過率基本在60%～80%之間變動，說明該內冷油腔機油通過率較高。通過在進口位置設置凸臺，有利于更多的機油從出口側流出，從而減小或避免機油回流，進一步增大通過率，這有利于機油帶走更多的熱量，有效降低活塞的熱負荷。

3.3 機油充油率分析

圖7給出了轉速3 000r/min、機油流量2L/min工況下內冷油腔中的機油填充率隨曲軸轉角的變化規(guī)律。結合圖4和圖7可以看出：活塞從上止點向下運動時，充油率隨曲軸轉角的增大逐漸增大，并在下止點之前達到最大值，這是由于活塞下行時機油積聚在油腔頂部，幾乎沒有機油從油腔的進出口流出，所以填充率逐漸增大；當活塞快到達下止點時，活塞減速運行，而機油在慣性作用下以較高速度迅速脫離內冷油腔的頂部，撞擊到底部，并且部分機油從油腔的進出口流出，機油填充率開始減小。

由于內冷油腔中的機油填充率是動態(tài)變化的，在一個循環(huán)周期內，內冷油腔中的機油填充率在某個數(shù)值上下波動。對其在一個周期內求算術平均，將該值作為對應轉速和流量工況條件下的數(shù)值。

填充率與轉速和冷卻機油流量密切相關。圖8給出了內冷油腔機油填充率隨轉速和流量的變化規(guī)律。由圖可見：當冷卻機油流量為1L/min時，機油填充率由1 000r/min的40%逐漸下降到3 000r/min的17%；當冷卻機油流量為2L/min時，機油填充率由1 000r/min的82%迅速下降到2 000r/min的42%，當轉速超過2 000r/min后，機油填充率下降緩慢；流量增大到3L/min時，機油填充率由1 000r/min的82%迅速下降到2 000r/min的74%，當轉速超過2 000r/min后，機油填充率下降迅速。

從總體變化趨勢上看，機油填充率隨著發(fā)動機轉速的提高而下降。這主要是由于活塞和冷卻噴嘴之間變化的速度引起的。在活塞上行時，活塞運動速度和冷卻噴嘴出口的冷卻機油速度方向相同，轉速提高后，某時刻活塞速度比冷卻機油速度大，會導致在該時間間隔內沒有冷卻機油進入內冷油腔，從而導致機油填充率的下降。

相同轉速條件下，隨著冷卻機油流量的增加，單位時間內進入內冷油腔的冷卻機油量也增加，因此內冷油腔中的機油填充率增加。特別當轉速在1 000r/min時，并且當流量由1變?yōu)?L/min后，機油填充率由36%迅速增大到82%，即使流量繼續(xù)增加，機油也不能完全充滿內冷油腔，填充率穩(wěn)定在82%左右，不再發(fā)生變化。

4 開式內冷油腔振蕩傳熱特性分析

圖9給出了內冷油腔壁面周期平均換熱系數(shù)隨發(fā)動機轉速和冷卻機油流量的變化規(guī)律。由圖可見：隨著轉速的升高，內冷油腔壁面的循環(huán)平均換熱系數(shù)隨轉速的提高而迅速增大。這主要是由于隨著轉速的升高，內冷油腔中湍流強度變大，壁面邊界層減薄，壁面區(qū)流體和中心區(qū)流體的混合增強，從而強化了傳熱，使換熱系數(shù)大幅增加。

在低轉速區(qū)域，相同轉速條件下，增加冷卻機油流量，內冷油腔中的機油填充率隨之大幅增加，當機油填充率太高時，冷卻介質自由液面與壁面之間的距離縮短，削弱了流體對壁面的撞擊效應，同時因振蕩產生的湍流混合減弱，換熱系數(shù)反而略有下降。

在高轉速區(qū)域，相同轉速條件下，冷卻機油流量較低時，內冷油腔中的機油填充率較小，導致機油溫度過高，換熱系數(shù)略有下降，不利于換熱性能的增強。

由前面分析可知，冷卻機油流量的大小影響內冷油腔中的機油填充率，進而影響振蕩傳熱。油腔內機油填充率過高或過低，都會使振蕩傳熱效果變差，不利于活塞的冷卻，因此要求油腔內機油充油率合理，使得內冷油腔中的機油能夠振蕩起來，使冷卻機油相對于內冷油腔壁面有相對較高的速度和湍流強度，從而提高振蕩傳熱系數(shù)。為充分利用振蕩換熱，機油填充率不要低于30%，也不要高于60%。

5 冷卻噴嘴流量的改進

活塞冷卻機油流量與活塞結構、內冷油腔大小、熱負荷狀況和輸油方式有關。傳統(tǒng)的冷卻噴嘴設計原則為出口機油速度大于活塞的最大瞬時速度。

表3給出了活塞冷卻噴嘴的設計流量與油束設計速度的具體數(shù)值，以及對應轉速和流量下的機油填充率仿真分析結果。從表3可以看出，在概念設計階段的機油流量下，該活塞內冷油腔中的機油填充率普遍高達70%～80%，說明概念設計階段的機油流量偏高。增加冷卻機油流量可以降低活塞的熱負荷，但當機油流量增加到一定數(shù)值以后，冷卻機油帶走的熱量基本不變，如果繼續(xù)增加機油流量，反而會過多地消耗機油泵的功率，降低柴油機的熱效率，而且也會增加活塞的熱應力，所以一定要研究最經(jīng)濟的冷卻機油流量，對活塞適度冷卻。

表3 柴油機冷卻噴嘴設計參數(shù)

當內冷油腔中的機油填充率在50%左右時，振蕩冷卻傳熱效果最好，因此以50%機油填充率作為設計指標，重新設計活塞冷卻噴嘴機油流量。圖10給出了固定噴嘴的機油流量改進前后的對比情況。以50%機油填充率為設計指標，改進后固定噴嘴的冷卻機油流量大幅下降，在保證活塞振蕩強化傳熱效果的情況下，同時減小了泵功損失和熱損失，系統(tǒng)的綜合性能達到最優(yōu)。

6 結論

(1) 應用CFD模擬活塞內冷油腔中的流動傳熱，可以在短時間內獲得大量而準確的信息，便于指導設計與改進。

(2) 該活塞內冷油腔的機油通過率在60%～80%，通過在入口處設置凸臺，可進一步提高機油通過率。

(3) 相同機油流量下，機油填充率隨著發(fā)動機轉速的提高而下降；相同轉速條件下，填充率隨著機油流量增加也迅速增加，最終會趨于穩(wěn)定，但不會完全充滿內冷油腔。

(4) 內冷油腔壁面的循環(huán)平均換熱系數(shù)隨轉速的提高而迅速增大。

(5) 機油填充率過多或過少會導致?lián)Q熱性能略有下降，在保證活塞振蕩強化傳熱效果的情況下，以50%機油填充率為設計指標，改進后冷卻噴嘴的機油流量大幅下降。

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