柴油機工作過程-冷卻系統(tǒng)-燃燒室耦合仿真研究

張博，張萍，郭旭，王銀

(1.海軍工程大學 動力工程學院，湖北 武漢 430033；2.中國人民解放軍海軍駐蕪湖地區(qū)軍事代表室，安徽 蕪湖 241000)

柴油機因其經(jīng)濟性好、功率范圍廣、機動靈活而被廣泛應(yīng)用于船舶領(lǐng)域作為主動力[1]。本文中以某船用主機為研究對象，研究推進特性工況下油耗率、扭矩、熱量分配及熱平衡、缸內(nèi)溫度場的變化規(guī)律，為冷卻系統(tǒng)的改進和提高該柴油機作為主機的綜合性能提供數(shù)據(jù)支撐。

內(nèi)燃機產(chǎn)品的研制和改進設(shè)計主要有試驗和數(shù)值仿真2種方法，傳統(tǒng)的試驗方法成本較高，研發(fā)周期較長，如果存在初期設(shè)計缺陷還會導(dǎo)致試驗過程發(fā)生安全事故[2-3]；計算機技術(shù)應(yīng)用于內(nèi)燃機領(lǐng)域后，計算機數(shù)值仿真技術(shù)已越來越多地用于內(nèi)燃機工作過程的性能分析，數(shù)值仿真技術(shù)的應(yīng)用不僅減少了工作量，也縮短了研制周期[4-6]。本文中采用GT系列內(nèi)燃機仿真軟件，建立柴油機工作過程-冷卻系統(tǒng)-燃燒室耦合仿真模型，研究柴油機各項性能參數(shù)隨推進工況的變化規(guī)律。耦合仿真模型能夠更加真實地貼近柴油機的實際工作狀態(tài)，實現(xiàn)工作過程及冷卻系統(tǒng)的雙向模擬[7]，柴油機在周期性的燃燒放熱過程中，由于進氣量、進氣溫度、缸內(nèi)溫度等因素會引起燃燒放熱規(guī)律的變化，進而影響壁面?zhèn)鳠?，缸套冷卻水套、缸蓋冷卻水腔的水溫也會隨之變化；反過來冷卻水溫的變化反作用于壁面?zhèn)鳠幔M而引起缸內(nèi)溫度、進氣溫度、進氣量等因素的變化，由此影響柴油機的燃燒質(zhì)量、壓縮終點的壓力和溫度等，對柴油機的熱量分配產(chǎn)生影響[8-10]。耦合仿真模型可以避免僅采用工作過程仿真模型只能進行單向熱傳遞的弊端。

1 耦合仿真模型的建立及標定

1.1 工作過程-冷卻系統(tǒng)-燃燒室耦合仿真模型

以某直列6缸、四沖程、增壓水冷、雙循環(huán)冷卻船用高速直噴式柴油機作為研究對象，柴油機主要技術(shù)參數(shù)見表1。采用GT-Power軟件、GT-Cool軟件分別建立柴油機工作過程仿真模型、冷卻系統(tǒng)仿真模型，在GT-Suite軟件中建立燃燒室仿真模型，以燃燒室仿真模型為耦合結(jié)合點，耦合柴油機工作過程仿真模型、冷卻系統(tǒng)仿真模型、燃燒室仿真模型，3個模型互為邊界條件。耦合過程如圖1所示。

表1 柴油機技術(shù)參數(shù)

圖1 耦合過程中數(shù)據(jù)的傳遞

1)在GT-Power中計算得到熱邊界條件，主要是氣體邊界條件(包括缸蓋、缸套、活塞初始溫度以及各部件之間換熱系數(shù))和摩擦平均有效壓力，輸入到燃燒室仿真模型中。這一過程通過將燃燒室仿真模型的氣體邊界條件(gas boundary conditions)選項設(shè)置為氣缸有限元模型(from cylinder)實現(xiàn)，如圖2所示。

圖2 氣體邊界條件設(shè)置

2)根據(jù)輸入熱邊界條件，計算燃燒室溫度場和各部分傳熱量，然后通過缸蓋冷卻水腔、缸套冷卻水套換熱系數(shù)、溫度與冷卻系統(tǒng)仿真模型進行熱量傳遞，冷卻系統(tǒng)溫度改變后，再以燃燒室壁面為媒介，通過對流換熱反作用于燃燒室，影響缸內(nèi)溫度和進氣溫度，進而影響燃燒質(zhì)量。這一過程通過更改工作過程仿真模型中缸壁溫度的計算模式實現(xiàn)，即壁溫由燃燒室有限元模型計算得到(wall temperature defined by FE structure part)，如圖3所示。

圖3 壁溫條件設(shè)置

3)GT-Cool中建立的冷卻系統(tǒng)仿真模型的熱源，由工作仿真模型和燃燒室仿真模型所取代，為冷卻系統(tǒng)輸入熱量。

4)在GT-Suite集成操作界面中，將工作過程仿真模型(如圖4所示)和冷卻系統(tǒng)耦合燃燒室仿真模型(如圖5所示)耦合在一起，模型間互為邊界條件，將耦合模型設(shè)置為集成模塊，如圖6所示。

圖4 工作過程仿真模型

圖5 冷卻系統(tǒng)-燃燒室仿真模型

圖6 工作過程—冷卻系統(tǒng)—燃燒室耦合仿真模型

1.2 耦合仿真模型的標定

基于耦合仿真模型，按照標準推進特性Ne=Cn3進行仿真計算，選擇90%、100%負荷點進行標定，工況點為1 740 r/min(619 kW)、1 800 r/min(691 kW)。

1.2.1 缸壓曲線計算結(jié)果分析

90%、100%負荷點缸壓曲線的仿真值與試驗值對比如圖7、8所示，紅色虛線為試驗值，藍色虛線為仿真值。從圖中可以看出，仿真值與試驗值符合度較高，模型能夠反應(yīng)缸內(nèi)燃燒情況。

圖7 100%負荷缸壓曲線仿真值與試驗值對比 圖8 90%負荷缸壓曲線仿真值與試驗值對比

1.2.2 性能參數(shù)計算結(jié)果分析

對比100%、90% 2個負荷點性能參數(shù)仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)，結(jié)果如表2所示。試驗中活塞、缸蓋、缸套的溫度是通過在其表面進行打孔，裝入熱電偶溫度傳感器，測量幾個有代表性的溫度點。

從柴油機功率、扭矩，以及冷卻系統(tǒng)、進排氣系統(tǒng)各主要部位的壓力、溫度、流量的仿真結(jié)果分析可知，仿真值與試驗數(shù)據(jù)誤差在工程允許10%以內(nèi)，耦合仿真模型可以應(yīng)用于柴油機性能參數(shù)研究。

表2 性能參數(shù)對比結(jié)果

1.2.3 活塞、缸蓋、缸套溫度場計算結(jié)果分析

該柴油機缸蓋為單體式缸蓋，即“一缸一蓋”，各缸蓋水套結(jié)構(gòu)相同且相互之間不影響，選擇其中一缸的燃燒室進行研究。根據(jù)試驗測得，標況下淡水冷卻系統(tǒng)總流量為583 L/min，各缸流量及各缸不均勻度如表3及圖9所示。由表可知流經(jīng)第1缸的水流量最小，也就意味著在各缸的結(jié)構(gòu)和熱邊界條件一致的情況下，第1缸熱負荷是最高的，因此標況下選取第1缸燃燒室為研究對象。

表3 標況下各缸流量及不均勻度分布

圖9 標況下各缸流量不均勻度分布

活塞-缸蓋-缸套溫度場計算結(jié)果如圖10所示(圖中標尺為溫度，單位K)，分別選取活塞、缸蓋、缸套具有代表性的3個區(qū)域仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)對比，活塞選取區(qū)域為活塞喉口區(qū)、中心區(qū)域、凹槽底部，對應(yīng)1、2、3測點；缸蓋選取氣缸蓋火力面中心區(qū)域、周邊區(qū)域、排氣門間“鼻梁區(qū)”，對應(yīng)1、2、3測點，缸蓋溫度場中A1面為缸蓋火力面?zhèn)纫晥D，A2面為缸蓋火力面正視圖，B面為缸蓋冷卻水腔冷卻面?zhèn)纫晥D；缸套選取上部區(qū)域、中部水套區(qū)域、下部區(qū)域，對應(yīng)1、2、3測點。

從燃燒室溫度場仿真計算結(jié)果圖中可以看出，缸蓋火力面排氣門之間區(qū)域(圖10 b)中3區(qū)域)、氣門口與噴油器孔之間的狹窄區(qū)域(鼻梁區(qū)，圖10 b)中1區(qū)域)熱負荷最高，活塞喉口區(qū)(圖10 a)中1區(qū)域)和中心區(qū)(圖10 a)中2區(qū)域)熱負荷其次，缸套上部區(qū)域(圖10 c)中1區(qū)域)溫度相對低一些。仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)對比如表4示。

圖10 燃燒室溫度場計算結(jié)果圖

區(qū)域活塞溫度場缸蓋底面溫度場缸套溫度場試驗值/K仿真值/K相對誤差/%試驗值/K仿真值/K相對誤差/%試驗值/K仿真值/K相對誤差/%15855604.46534516.23.34549.4558-1.525775524.5570576.3-1.1370384-2.63524534-1.9610554.59.14214112.4

從表4中可以看出，仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)誤差在5%以內(nèi)，仿真結(jié)果較為準確，模型可以用于燃燒室溫度場研究。

1.2.4 仿真計算結(jié)果

1)缸壓曲線及性能參數(shù)仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)符合度較高，在10%工程允許誤差范圍內(nèi)，耦合仿真模型能夠真實反應(yīng)缸內(nèi)燃燒狀態(tài)及性能參數(shù)。

2)缸蓋的工作環(huán)境最為惡劣，其中“鼻梁區(qū)”溫度最高；活塞中心區(qū)域及排氣門“鼻梁區(qū)”長期承受高溫燃氣，溫度其次；缸套中部有冷卻水套冷卻，溫度最低，缸套上部由于長時間接觸高溫燃氣，且與缸蓋的熱傳導(dǎo)作用，溫度較高，仿真結(jié)果與經(jīng)驗設(shè)計的結(jié)果一致。

對比燃燒室溫度場試驗數(shù)據(jù)可知，燃燒室溫度場仿真計算結(jié)果真實可靠。

2 耦合仿真計算結(jié)果分析

2.1 推進工況下柴油機性能參數(shù)變化規(guī)律

按照標準推進特性Ne=Cn3，選取25%、50%、75%、90%、100%、110%負荷共計6個負荷點，對應(yīng)推進特性工況點1 134 r/min(172 kW)、1 429 r/min(344 kW)、1 637 r/min(517 kW)、1 740 r/min(619 kW)、1 800 r/min(691 kW)、1 860 r/min(762 kW)，研究工況變化對柴油機油耗率、扭矩、熱量分配及熱平衡、燃燒室溫度場的影響規(guī)律。

2.1.1 油耗率、扭矩隨工況變化

圖11為油耗率隨轉(zhuǎn)速變化曲線圖。由圖可見,油耗率隨著轉(zhuǎn)速的增加，呈先下降后上升的趨勢，油耗率在轉(zhuǎn)速1 637 r/min時達到最低值208.65 g/(kW·h)，從經(jīng)濟性考慮，該工況點適合作為巡航工況點。圖12為扭矩隨轉(zhuǎn)速變化曲線圖。由圖可以看到,扭矩隨著轉(zhuǎn)速增加不斷提升，在轉(zhuǎn)速達到1 860 r/min時達到最大值3 914 N·m。

圖11 轉(zhuǎn)速-油耗率曲線 圖12 轉(zhuǎn)速-扭矩曲線

2.1.2 熱平衡隨工況變化

表5～6為推進工況下，熱量分配及各部分帶走熱量占總放熱量比例仿真結(jié)果，圖13～14能直觀的反應(yīng)出熱量分配及各部分熱量占比隨工況變化規(guī)律。

表5 推進工況熱平衡仿真結(jié)果

表6 推進工況各部分熱量占比仿真結(jié)果

圖13顯示，隨著轉(zhuǎn)速增加，燃燒總放熱量急劇增加；有效功率、廢氣散熱量、淡水系統(tǒng)帶走熱量、中冷器帶走熱量以及余項損失(包括滑油帶走熱量、輻射熱、摩擦損失等)也隨著轉(zhuǎn)速的增加而上升。其中廢氣帶走熱量、淡水系統(tǒng)帶走熱量、有效功率增加趨勢較快，主要原因是在其他運行參數(shù)不變情況下，隨轉(zhuǎn)速增加，每循環(huán)噴油量增加，有效功率增加，同時缸內(nèi)氣體溫度急劇升高，排氣溫度隨之升高，相應(yīng)的通過缸蓋、缸套和活塞的傳熱量增加，冷卻系統(tǒng)帶走熱量大幅增加。但是各部分帶走熱量占總放熱量比例隨著工況發(fā)生變化。

圖14顯示，有效功率、廢氣帶走熱量、淡水系統(tǒng)帶走熱量占總放熱量的85%左右；廢氣帶走熱量占比相對恒定；隨著轉(zhuǎn)速降低，淡水帶走熱量占比逐漸增大，有效功率占比逐漸減小，在轉(zhuǎn)速為1 134 r/min時，有效功率占比降低到33.54%，而淡水系統(tǒng)系統(tǒng)帶走熱量升高到24.17%，原因是由于淡水泵是機帶泵，水泵轉(zhuǎn)速隨著轉(zhuǎn)速變化，在推進特性低負荷工況下，柴油機冷卻過度，冷卻系統(tǒng)帶走過多熱量，致使有效輸出功率降低。

圖13 各部分熱量隨工況變化曲線圖 圖14 各部分熱量占比隨轉(zhuǎn)速變化面積圖

2.2 推進工況下缸蓋底板溫度變化情況

根據(jù)仿真結(jié)果分析可知，燃燒室主要組件中，缸蓋底面工作環(huán)境最為惡劣，溫度最高，對柴油機的可靠性影響最大。由1.2.3節(jié)分析可知，第1缸熱負荷是最高，因此選取第1缸缸蓋底板為研究對象。

如圖15所示為100%負荷下第1缸缸蓋底板溫度場云圖，表7為各區(qū)域平均溫度和最高溫度計算結(jié)果，圖16為各區(qū)域平均溫度和最高溫度隨負荷變化情況。

圖15 100%負荷缸蓋底板溫度場云圖 圖16 缸蓋底板各區(qū)域溫度隨工況變化圖

從圖15中可以看到，氣缸底板的中心區(qū)和排氣門之間的“鼻梁區(qū)”溫度最高。缸蓋底板最高溫度及各區(qū)域平均溫度仿真結(jié)果如表7所示。

表7 缸蓋底板最高溫度及各區(qū)域平均溫度仿真結(jié)果 K

從表可知，在110%負荷時最高溫度點達到652.6 K，而氣缸蓋的外圍和冷卻水側(cè)的溫度相對較低。主要原因分析：缸蓋底板承受高溫燃氣的劇烈加熱和腐蝕，排氣門附近區(qū)域更是承受高溫加熱和排氣高速沖刷的雙重作用；進氣門附近有新鮮進氣的冷卻作用，溫度較低；缸蓋周邊通過冷卻水腔的對流換熱將一部分熱量帶走；由此可知缸蓋的特殊結(jié)構(gòu)使氣缸蓋底板溫度分布很不均勻，熱應(yīng)力較大。

缸蓋由合金灰鑄鐵鑄造，最高溫度應(yīng)小于624～674 K[11]，試驗柴油機推進特性在110%負荷時，缸蓋最高溫度達到652.6 K，已經(jīng)進入最高溫度極限范圍，作為船用主機應(yīng)避免長時間運行在該工況點。

3 結(jié)論

本文中應(yīng)用GT系列軟件建立柴油機工作過程-冷卻系統(tǒng)-燃燒室耦合仿真模型，基于耦合仿真模型研究推進特性工況變化對油耗率、扭矩、熱平衡及燃燒室溫度場的影響，得出以下結(jié)論。

1)建立的柴油機工作過程-冷卻系統(tǒng)-燃燒室耦合仿真模型精度較高，缸壓曲線符合度很高，峰值缸壓、油耗率等性能參數(shù)誤差均在10%范圍內(nèi)，后續(xù)可在該模型上開展性能分析研究。

2)柴油機轉(zhuǎn)速為1 634 r/min時油耗率達到最低值208.65 g/(kW·h)，該工況點適合作為巡航工況點。

3)分析熱平衡規(guī)律可知，隨著推進工況負荷的降低，淡水系統(tǒng)帶走熱量占比例逐漸增加，有效功率占比例逐漸降低，在低負荷時，冷卻系統(tǒng)帶走熱量占比最大為24.17%，有效功率占比最小為33.54%，說明隨著負荷的降低，淡水冷卻系統(tǒng)冷卻強度過大，將過多熱量帶走，建議將機帶淡水泵改為電動淡水泵，根據(jù)工況點控制冷卻強度。

4)根據(jù)燃燒室溫度場計算結(jié)果可知，缸蓋平均溫度最高，其次是活塞，缸套平均溫度最低；缸蓋排氣門之間“鼻梁區(qū)”工作環(huán)境惡劣、溫度最高，在110%負荷時，最高溫度達到652.6 K，進入缸蓋承受溫度極限區(qū)，避免長時間運行在該工況點。