柴油機缸套耦合傳熱有限元分析

鄭清平，王雅純，王琛秋，劉曉日，賈新穎，張盼盼

（1.河北工業(yè)大學 能源與環(huán)境工程學院，天津 300401；2．天津雷沃發(fā)動機有限公司，天津 300402）

柴油機缸套耦合傳熱有限元分析

鄭清平1，王雅純1，王琛秋1，劉曉日1，賈新穎2，張盼盼1

（1.河北工業(yè)大學 能源與環(huán)境工程學院，天津 300401；2．天津雷沃發(fā)動機有限公司，天津 300402）

綜合考慮燃燒室燃氣側及冷卻水套側共同傳熱的影響，在額定工況下對四缸增壓柴油機缸套的傳熱過程進行模擬計算．通過對發(fā)動機缸內工作過程進行三維仿真分析，對冷卻水套進行CFD模擬計算，得出燃氣側和水套側溫度和傳熱系數(shù)邊界條件，并完成缸套的溫度耦合有限元傳熱分析．研究結果表明：缸套上部出現(xiàn)溫度峰值，最大值為472 K，與實驗值有較好的吻合．

柴油機；流-固耦合；CFD模擬；有限元；傳熱

0 引言

柴油機為了滿足對動力性及經濟性日益嚴格的要求，壓縮比不斷增大，熱負荷與機械負荷也隨之增大，強化程度不斷提高，因而需要對高溫零部件強度進行有效分析和優(yōu)化設計[1-3]．

由于氣缸套頂部直接與燃氣接觸，且不被冷卻，所以氣缸套是內燃機零部件中處于最惡劣的工作條件的零件之一，其溫度場、應力場和變形得到較多關注，流-固耦合應用到氣缸套傳熱研究中，使得傳熱模型能夠更加準確的反映實際工況[4-11]．李坤等[7]運用有限元分析法對氣缸套進行三維溫度場分析，比較了加載和未加載熱負荷的應變情況，說明了缸套的變形分析時考慮熱載荷作用的必要性．陳紅巖等[10]采用流固整體耦合的方法對柴油機中活塞-缸套-冷卻水組成的固流耦合傳熱系統(tǒng)進行分析，得到了較好的計算結果．李迎等[11]建立了活塞組-缸套-冷卻水-機體三維流固耦合系統(tǒng)，運用有限元分析法，把單個零件的傳熱外邊界條件處理成內邊界，較好的模擬了發(fā)動機的穩(wěn)態(tài)傳熱過程．

采用數(shù)值模擬和實驗研究相結合的方法，研究了在額定工況下，四缸增壓柴油機性能指標，綜合考慮了發(fā)動機機體、缸套壁面、燃燒室側及冷卻水套側對傳熱的共同影響，使用流-固耦合的方法對柴油機進行傳熱研究．

1 燃氣側傳熱邊界條件

1.1 三維燃燒模型的建立

計算幾何模型如圖1所示，仿真區(qū)域主要包含3部分：燃燒室，進氣道和排氣道．氣門重疊期、進氣行程、壓縮做功行程和排氣行程中幾個典型的體網格如圖2所示，網格數(shù)分別為1 004 485、1 203 230、856 955和 1 203 230．

圖1 缸內CFD計算模型圖Fig.1 CFD calculations in cylinder model diagram

圖2 不同曲軸轉角下的體網格Fig.2 Volume grids under different crank angles

1.2 參數(shù)設置

在已經建立的CFD體網格中，將燃燒室邊界設置為固定壁面，設置初始壁面溫度為500 K；設置活塞邊界條件為壁面邊界，設置為移動壁面，通過網格的移動來表示活塞的運動．對于進口邊界，分別給定瞬態(tài)質量流量和溫度，這些瞬態(tài)值是從一維工作過程模擬中得到，如圖3所示．

計算選用的模型包括：質量守恒、動量守恒、能量守恒三大守恒基本方程；氣體狀態(tài)方程；湍流模型涉及修正的雙κ-ε模型；燃燒模型選擇渦流破碎模型；缸內傳熱模型選取Woschni經驗公式[8]．

圖3 進氣質量流量和溫度Fig.3 Inlet mass flow rate and temperature

1.3 三維模擬結果

圖4和圖5分別給出了在750°CA下，燃燒室及進排氣道的溫度和傳熱系數(shù)的云圖分布．由圖可以看出，該角度下，燃燒火焰充滿整個燃燒室，最高燃燒溫度在油束邊緣與空氣接觸區(qū)域．

圖4 750°CA時溫度分布圖Fig.4 Temperature distribution of 750°CA

圖5 750°CA時換熱系數(shù)分布圖Fig.5 Heat transfer coefficient distribution of 750°CA

1.4 傳熱邊界映射

在完成缸內燃燒計算后，需要將燃氣側表面的溫度和換熱系數(shù)提取出來，并映射到缸套內表面殼網格上，最后得到映射結果．圖6是缸套內側邊界的有效平均溫度，在缸套軸線方向，越靠近缸蓋位置上端溫度越高，最高溫度是767.03 K．最高溫度出現(xiàn)在缸套上邊緣處．因缸套上部與缸蓋接觸，這將使得缸蓋上部附近集聚大量熱量，使其成為系統(tǒng)中熱量最高區(qū)域．因此，缸套頂部溫度明顯高于其上其他區(qū)域；缸套下半部分的溫度整體偏低．圖7為缸套內側邊界平均傳熱系數(shù)．傳熱系數(shù)的分布趨勢與近壁面溫度的分布趨勢大體相似，均為缸套上部分較高，出現(xiàn)最大值，下部分較低．導出燃氣側的溫度和傳熱系數(shù)作為有限元計算的輸入條件．

圖6 缸套內側邊界的有效平均溫度云圖Fig.6 Effective mean temperature profile of the innerboundary of cylinder liner

圖7 缸套內側邊界的平均傳熱系數(shù)云圖Fig.7 The average heat transfer coefficient of the inner boundary of cylinder liner

2 冷卻水側邊界條件的確定

2.1 冷卻水套模型的建立

以柴油機冷卻水套幾何模型為基礎建立三維CFD模型，在額定工況下進行穩(wěn)態(tài)流動模擬計算并進行結果分析；運用流-固耦合模塊，得到冷卻水側的有限元邊界條件．

冷卻水套模型圖如圖8所示．冷卻液從進水管進入后，由分水管流入各缸缸套水套中，然后流經缸套水套與缸蓋水套間的上水孔，進入缸蓋水套，最后從出水管中匯總流出．如此循環(huán)，完成對發(fā)動機的冷卻．在幾何模型基礎上生成體網格，得到總數(shù)為1 869 865的網格，如圖9所示．

2.2 參數(shù)的設置

湍流流動采用κ-ε模型[9]，使用壁面函數(shù)對近壁面區(qū)的邊界進行處理，并采用控制體積法對控制方程進行離散化處理．額定工況冷卻液側缸蓋壁面溫度為393.15 K，缸套壁面溫度383.15 K，冷卻流體為1∶1混合的水與乙二醇，冷卻流體密度為1 020 kg/m3，冷卻流體入口溫度359.15 K，冷卻流體入口流量205 kg/min．

圖8 冷卻水套模型圖Fig.8 Cooling jacket model

圖9 水套體網格圖Fig.9 Water jacket grid

2.3 三維模擬結果

水套流速分布如圖10所示，分別展示了進水側和排水側（布置上水孔側）的情況．在冷卻換熱過程中，整體冷卻效果存在不均勻性，靠近進水管一側的冷卻水速度要高于另一側．在進水口側，缸套上部流速較高，最高流速能達到4.16 m/s，缸套底部流速明顯比上部?。畬τ谒母桌鋮s的流動情況，除了冷卻液入水口流入的第1缸的流速較高外，其它3個缸體流速逐漸趨于均勻．

缸套水腔的換熱系數(shù)分布如圖11所示，最大換熱系數(shù)在1缸，最大換熱系數(shù)為20 565 W/（m2·K），換熱系數(shù)按照缸數(shù)依次減小，這與冷卻水流速依次降低吻合．進水側換熱系數(shù)均高于排水側．

圖11 換熱系數(shù)分布圖Fig.11 Heat transfer coefficient distribution

3 缸套溫度有限元分析計算

3.1 模型及參數(shù)設置

耦合系統(tǒng)的溫度場及熱應力計算采用有限元軟件完成，將前文得到的燃氣側與水側溫度與換熱系數(shù)邊界條件導入軟件，其它邊界條件采用經驗值，缸套為合金鑄鐵，在柴油機額定工況條件下進行流-固耦合傳熱分析．圖12所示的是耦合系統(tǒng)模型圖，該圖中主要包括缸套模型和機體模型兩大部分．

3.2 有限元結果的分析

圖13反映了耦合系統(tǒng)缸套部件的溫度分布，可以發(fā)現(xiàn)缸套頂部是整個耦合系統(tǒng)溫度最高的區(qū)域，峰值溫度為472 K．這是因為缸套頂部長期處于高溫燃氣中，受高溫的影響最大．當活塞處在上止點時，氣缸套內壁面的最上端直接接觸高溫燃氣，并且此區(qū)域不被冷卻水冷卻．由圖14可以發(fā)現(xiàn)缸套內壁面溫度呈現(xiàn)出沿著軸向逐漸降低的趨勢．缸套上部溫度明顯高于下部，這對冷卻系統(tǒng)提出了更高的要求．

3.3 計算結果驗證

為了驗證缸套的溫度耦合結果的有效性，對柴油機缸套溫度進行測量，實驗時在距離缸套頂部4.5 mm處設置4個熱電偶傳感器，布置成對角，實測溫度值分別為477.15 K、430 K、466 K、438 K．模擬和實測溫度結果對比如圖15所示，模擬值與實測值的最大誤差小于5%，表明用流-固耦合的方法可以有效的模擬穩(wěn)態(tài)工況下發(fā)動機缸套的耦合傳熱．

圖12 耦合系統(tǒng)模型Fig.12 Model of coupled system

圖13 缸套溫度云圖Fig.13 Cylinder temperature nephogram

4 結論

1）通過三維模擬對柴油機缸內燃燒過程進行研究，并且對燃氣側的溫度和換熱系數(shù)的計算結果進行提取，從而獲得較準確的燃氣側換熱邊界條件．

2）冷卻水套模擬分析表明，各缸冷卻水套內的流動與換熱分布較均勻，且缸體水套上部冷卻效果好于下部．該計算結果為傳熱耦合計算提供了水套側的換熱邊界條件．

3）耦合傳熱有限元計算結果表明，缸套溫度出現(xiàn)在缸套的上部頂端，峰值溫度為472 K，且與實驗值有較好的吻合．

圖14 氣缸套內壁軸向溫度變化Fig.14 Axial temperature variation of cylinder liner

圖15 額定工況下溫度模擬值和實測值對比Fig.15 Comparison of simulated and measured values under rated operating conditions

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FEA analysis of diesel engine cylinder liner coupled heat transfer

ZHENG Qingping1,WANG Yachun1,WANG Chenqiu1,LIU Xiaori1,JIA Xinying2,ZHANG Panpan1

（1.School of Energy and Environmental Engineering,Hebei University of Technology,Tianjin 300401,China;2.Tianjin Lovol Engine Co.Ltd,Tianjin 300402,China）

For a four-cylinder-turbocharged-diesel engine,the heat transfer process of the diesel engine cylinder liner is simulated under the rated condition,considering the influence of the heat transfer between the gas side and the cooling jacket side.The gas side and water side heat transfer coefficient and temperature boundary conditions are achieved by 3D of in-cylinder working process simulation and CFD simulation of cooling water jacket,finite element analysis completed for cylinder temperature eventually.The results show that the peak value of temperature locate in the upper part of the cylinder liner,the max temperature is 472 K which has a good agreement with the experimental values.

diesel engine;fluid-solid coupling;CFD simulation;FEA;heat transfer

TH122

A

1007-2373（2017） 05-0051-05

10.14081/j.cnki.hgdxb.2017.05.009

2017-04-19

河北省高等學?？茖W技術研究項目（QN2016041）

鄭清平（1965-），女，教授，qpzh163@163.com.

[責任編輯 田 豐]