汽油機活塞冷卻噴射兩相流及傳熱分析

丁 寧，徐 政，陳 明，張小矛，王艷軍，許 睿

（1.上海汽車集團股份有限公司技術中心，上海 201804；2.上海市汽車動力總成重點實驗室，上海 201804）

0 概述

隨著現(xiàn)代汽油機技術向小型化、增壓化、高效化趨勢發(fā)展，對活塞等重要零部件的熱負荷提出了更高的要求?；钊臒崃糠植疾缓侠聿粌H會導致自身的熱失效問題，而且會影響缸內(nèi)燃燒，產(chǎn)生積炭、早燃、爆震等非正常燃燒現(xiàn)象［1-5］。近年來除小部分低速小功率汽油機仍采用自然風冷的方式冷卻活塞外，絕大多數(shù)汽油機僅靠活塞環(huán)、活塞裙部的熱傳導和活塞內(nèi)腔氣體對流散熱已不能滿足冷卻要求，需采用活塞冷卻噴射的方法進行強制冷卻。其中，內(nèi)腔強制冷卻和內(nèi)冷油道強制冷卻成為了兩個重要發(fā)展方向［6-7］。內(nèi)腔強制冷卻是通過活塞冷卻噴嘴將機油噴射到活塞底部的內(nèi)腔中，通過流動和傳熱過程將熱量帶走；內(nèi)冷油道冷卻是將機油直接噴射到內(nèi)冷油道中，機油在內(nèi)冷油道中振蕩流動，吸收熱量后由出口流出，降低活塞溫度。

文獻［8］中使用有限元法研究了內(nèi)冷油道對活塞溫度分布、應力分布和變形分布的影響，并通過FIRE軟件穩(wěn)態(tài)流動模擬計算得到了內(nèi)冷油道的邊界條件。在活塞頂邊界采用的是零維燃燒時間平均處理方法，活塞環(huán)槽、銷孔、裙部和內(nèi)腔的邊界均采用了經(jīng)驗或半經(jīng)驗方法。文獻［9］中應用了ANSYS FLUENT軟件結合流固耦合的方法研究了一款柴油機的活塞傳熱過程、瞬態(tài)運動過程及活塞內(nèi)冷油道中的機油流動和油氣分布。

文獻［10］中運用了有限元軟件FEMFAT 中的BASIC 模塊對一款船用柴油機活塞進行了熱機耦合仿真，對活塞的傳熱和溫度場進行了深入的分析，探討了實際運行工況下出現(xiàn)活塞頂燒蝕、開裂的原因。文獻［11］中在建立活塞裙部型線、活塞優(yōu)化后的燃燒室及內(nèi)冷油道等的有限元模型之后，運用PERMAS 軟件計算了優(yōu)化后的活塞在標定工況下的溫度場和熱機耦合應力，并分析了活塞的疲勞壽命。

以往由于分析軟件和分析方法的局限，上述研究主要集中在活塞的傳熱和溫度分布領域。對于活塞冷卻噴射的過程鮮有涉及，僅利用經(jīng)驗方法獲得邊界?；钊鋮s噴射是一個十分復雜的氣液兩相流問題。該物理過程發(fā)生在高速運轉的發(fā)動機曲軸箱內(nèi)部，具有高速性、瞬態(tài)性、復雜性。如果不考慮機油的瞬態(tài)噴射過程，傳熱分析中缺少了機油的落點、流速、分布等諸多方面的因素影響，必然會與實際情況有所偏差。

本文中基于一款排量為1.5 L 的增壓直噴汽油機，利用計算流體動力學軟件CONVERGE 搭建了活塞冷卻噴射兩相流及傳熱分析模型。結合發(fā)動機實際運行工況，對比研究了內(nèi)冷油道強制冷卻、內(nèi)腔強制冷卻和活塞自然對流冷卻等3 種活塞冷卻方案。本研究可為發(fā)動機活塞設計及活塞冷卻噴嘴選型提供重要的理論依據(jù)。

1 計算模型的建立

1.1 研究方案介紹

以車用4 缸汽油機為基礎，在高速瞬態(tài)運動工況下深入研究活塞冷卻噴射的油束運動發(fā)展過程及不同活塞冷卻方式對傳熱的影響，具體包含了表1中的3 個研究方案。圖1為活塞及其冷卻噴嘴的幾何模型。其中模型A 與模型C 采用同樣的活塞和活塞冷卻噴嘴，區(qū)別在于是否有活塞冷卻噴射，通過兩個方案的對比可以研究冷卻噴射對活塞溫度場的影響。模型B 采用了相同流量的活塞冷卻噴嘴，但是活塞無內(nèi)冷油道，采用傳統(tǒng)的內(nèi)腔強制冷卻方式，其他結構參數(shù)均不變，通過與模型A 的對比可研究兩種冷卻方式的差異。

表1 研究方案

圖1 活塞及其冷卻噴嘴的幾何模型

1.2 仿真建模

基于三維流體分析軟件CONVERGE，建立了活塞冷卻噴射和傳熱的單缸計算流體動力學（computational fluid dynamics，CFD）分析模型。該分析模型包含了曲軸、連桿、缸套、活塞、活塞冷卻噴嘴、曲軸箱（局部）、油底殼（局部）等零部件，如圖2所示。

該計算的基礎網(wǎng)格為4 mm，對活塞冷卻噴嘴及活塞內(nèi)冷油道等位置進行了區(qū)域加密。實際的曲軸箱竄氣入口在活塞余隙當中，因為厚度特別?。▋H為0.4 mm），如果計算中設置成進氣入口（隨著活塞進行往復運動），即便進行一些加密，在氣流運動比較快時仍容易導致計算收斂很慢，甚至出現(xiàn)計算發(fā)散。本文中將進氣入口移動到了活塞的側面，這樣進氣入口流體網(wǎng)格質量改善，計算速度加快了，穩(wěn)定性也增強了。對比后發(fā)現(xiàn)兩方案對噴射和傳熱影響較小，因此采用該簡化方法進行進一步研究；同時為了防止?jié)櫥突赜椭髿埩粼谟偷讱だ飶亩绊懹嬎闶諗克俣?，將排氣出口設置在油底殼底面，油滴落到出口即消失，大大提高了計算效率。對于活塞冷卻噴嘴，本文不考慮分析其全部的結構，模型中僅包括其閥門以后伸入曲軸箱內(nèi)的管路部分。

1.3 邊界條件

本文針對一款排量為1.5 L 的小型增壓汽油機在6 000 r/min 全負荷的運行工況進行CFD 仿真分析，該工況下竄氣流量和活塞冷卻噴嘴噴射流量均采用試驗數(shù)據(jù)。為了保證曲軸箱內(nèi)流場穩(wěn)定和分析的可靠性，進行了4 個周期的計算，取最后一個周期的計算結果進行分析。具體邊界條件如表2所示。

表2 邊界條件

2 物理模型及驗證

2.1 物理模型

活塞冷卻噴射過程是一個非常復雜的瞬態(tài)兩相流問題［12］。冷卻機油和曲軸箱內(nèi)的氣體在高速中相互影響，并且一起進行周期性的運動。準確模擬活塞冷卻噴射中的油束發(fā)展過程對于優(yōu)化油氣分布和后續(xù)傳熱效果至關重要。

本文中運用CONVERGE 軟件中的高分辨率相界面流體體積函數(shù)（high-resolution interface capturing volume of fluent，HRIC VOF）對噴射過程進行求解。在該模型中可以考慮氣相和液相之間的動量和能量交換，通過兩相間的交互面進行數(shù)據(jù)的耦合，可以追蹤到每個計算網(wǎng)格中的氣液體積比例。

在HRIC VOF 模型中，用體積分數(shù)α來表示每個計算網(wǎng)格中的氣液兩相的比例。當α=0 時，表示網(wǎng)格內(nèi)僅存在液相成分，也就是機油；當0＜α＜1 時，表示網(wǎng)格內(nèi)既存在氣相成分，也存在液相成分；當α=1 時，表示網(wǎng)格內(nèi)僅存在氣相成分。圖3為計算網(wǎng)格中氣液兩相的劃分。圖中α值被圓形覆蓋的區(qū)域代表該網(wǎng)格屬于液相，其他的區(qū)域代表該網(wǎng)格屬于氣相。

圖3 計算網(wǎng)格中氣液兩相的劃分

體積分數(shù)α可由守恒方程求解，如式（1）所示。

式中，t為時間；ui為速度，i=x，y，z；?xi代表對x、y、z3 個方向求偏導。

網(wǎng)格中的整體密度ρ可由式（2）求解。

式中，ρg為計算網(wǎng)格中的氣體密度；ρl為計算網(wǎng)格中的液體密度。

2.2 模型驗證

在進行曲軸箱內(nèi)的活塞冷卻噴射瞬態(tài)計算前需要結合活塞冷卻噴嘴出廠設計要求對噴射油束進行驗證，即在穩(wěn)定的流場的環(huán)境里校核打靶點，驗證湍流、流體體積函數(shù)（volume of fluent，VOF）等物理模型的設置和計算網(wǎng)格的尺寸、數(shù)量設置，以保證后續(xù)在曲軸箱內(nèi)強氣流環(huán)境下噴射計算的準確度。

為此本文按照產(chǎn)品圖紙要求建了一個圓柱型的計算流體域，其直徑為40 mm，高度為101 mm，并在底部設置了孔徑為5 mm 的小孔。按照產(chǎn)品設計要求，合格的活塞冷卻噴嘴其油束需在噴射穩(wěn)定后95% 以上穿過小孔。圖4展示了該計算活塞冷卻噴射的圖像，圖中油束穩(wěn)定地穿過了小孔中心。圖5顯示了冷卻液的噴射通過率。在噴射穩(wěn)定后，大約有99.7% 以上的冷卻液通過了小孔，證明了該計算物理模型設置合理，準確性滿足要求。

圖4 活塞冷卻噴射油束驗證（0.02 ms）

圖5 冷卻液噴射通過率

3 計算結果及分析

3.1 活塞冷卻噴射油束分析

圖6為模型A 的活塞冷卻噴射圖像的主視圖和頂視圖。從圖中可知，不同的曲軸轉角下，冷卻機油在模型中的運動和發(fā)展規(guī)律是不同的。由于該模型中含有內(nèi)冷油道，絕大部分機油被噴射到了內(nèi)冷油道中，通過油道的兩個方向向出口流動。很少部分的機油在曲軸箱內(nèi)氣流的干擾作用下噴射到了活塞的底部，沒有能夠進入內(nèi)冷油道，見圖6（i）與圖6（j）。該部分燃油對于整體的冷卻影響很小，可以忽略。進入內(nèi)冷油道的機油隨著活塞在內(nèi)冷油道中振蕩流動，吸收熱量后從內(nèi)冷油道出口流入曲軸箱，之后將有一部分機油與曲軸或連桿碰撞，被甩到缸壁和活塞底部，形成飛濺潤滑。

圖6 模型A 的活塞冷卻噴射圖像

當活塞由上止點往下止點運動時，由于距離活塞冷卻噴嘴越來越近，噴入活塞內(nèi)冷油道入口的機油量逐漸增加。這一階段，活塞經(jīng)歷了先向下加速再減速的運動過程。在前期加速運動過程中，由于活塞加速度大于重力加速度，機油會聚集在內(nèi)冷油道頂部，幾乎沒有機油從內(nèi)冷油道出口流出；在后期的減速運動過程中，在慣性的作用下，機油加速往下流動，使得大量的機油從內(nèi)冷油道出口流出，尤其在下止點附近流出得最多，見圖6（d）。

當活塞由下止點往上止點運動時，活塞先加速向上后減速運動。在1 340°～1 440°這一區(qū)間，沒有機油能噴射到內(nèi)冷油道的入口，這主要是因為該時間段活塞的平均運動速度大于噴射機油的平均運動速度，機油前鋒面追不上活塞（圖6（f）和圖6（g）），因此在該時間段內(nèi)冷油道內(nèi)的機油量補充不足，流向出口的流動性變差，機油主要原地聚集在內(nèi)冷油道的底部，流出出口的機油量很少。

圖7為模型B 的活塞冷卻噴射圖像的主視圖和頂視圖。該模型采用了比較傳統(tǒng)的活塞底部冷卻方式。模型中不含內(nèi)冷油道，因此機油的運動規(guī)律與圖6有所不同。機油主要被噴射到了活塞底部的凹槽中，撞擊凹槽壁面后，沿著凹槽向前后兩個方向運動發(fā)展，冷卻活塞底面后流入曲軸箱。同樣，之后大部分機油與曲軸或連桿發(fā)生碰撞，甩出后形成飛濺潤滑。

圖7 模型B 活塞冷卻噴射圖像

當活塞由上止點往下止點運動時，由于距離活塞冷卻噴嘴越來越近，撞擊到活塞底部凹槽中的機油量和撞擊強度都越來越大。有大量的機油向凹槽的前后兩側涌動，將活塞底部的熱量帶走。如圖7（h）～圖7（k）所示，由于活塞冷卻噴嘴與活塞底部之間并不是完全垂直的，存在著一個夾角，在活塞的上下運動下，機油在活塞底部的落點呈線段式的往復運動，這就擴大了機油的冷卻面積。

當活塞由下止點往上止點運動時，也存在著同樣一個物理過程?；钊蛏线\動的平均速度大于機油向上運動的平均速度，機油前鋒面追不上活塞的底部冷卻面，無法對活塞底部進行有效冷卻，見圖7（f）與圖7（g）。直到上止點后，活塞的運動方向發(fā)生了改變，機油趕上了活塞，繼而開始一個新的冷卻循環(huán)。

3.2 活塞冷卻面?zhèn)鳠岱治?/h3>

圖8對比了模型A 與模型C 的內(nèi)冷油道壁面平均傳熱系數(shù)隨曲軸轉角的變化規(guī)律。對于模型A，傳熱系數(shù)基本隨曲軸轉角呈周期性的變化。本文中的傳熱計算方法與大多數(shù)參考文獻不同，考慮了活塞的往復運動和實際的活塞冷卻噴射過程，而不是單獨將內(nèi)冷油道抽出來進行簡化的穩(wěn)態(tài)計算或者瞬態(tài)計算［8］，這樣計算結果更加符合真實的物理過程。通過前期的研究發(fā)現(xiàn)活塞運動對于內(nèi)冷油道壁面的傳熱系數(shù)計算精度影響非常大。在該機6 000 r/min 的工況下，同樣的模型如果不考慮活塞運動，機油就會在流道里運行地十分順暢，相當于冷卻液在內(nèi)冷油道里的流速很高，傳熱系數(shù)可增加接近一倍。如果考慮了活塞運動，機油在內(nèi)冷油道中就會有上下的振動，并且在入口、出口受到加速度的影響，造成補充、流動困難，極大地影響了冷卻液繞油道的流動速度。雖然振蕩也在一定程度上會提高冷卻液的傳熱系數(shù)，但是前者在小型汽油機內(nèi)冷油道傳熱系數(shù)的影響因素當中占據(jù)了更加關鍵的位置。

圖8 內(nèi)冷油道壁面平均傳熱系數(shù)曲線

本文中計算了4 個活塞運動循環(huán)。由于前3 個循環(huán)（0°～1 080°）曲軸箱和內(nèi)冷油道內(nèi)沒有形成穩(wěn)定的流場，傳熱系數(shù)不穩(wěn)定，因此將主要研究最后1 個活塞運動循環(huán)。如圖8所示，模型A 的傳熱系數(shù)變化趨勢與上文冷卻噴射油束分析結果比較吻合：（1）內(nèi)冷油道壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)最大值為436 W/（m2·K），出現(xiàn)在活塞下止點（1 260°）附近。該處距離活塞冷卻噴嘴最近，有大量機油涌入內(nèi)冷油道的入口，也有很多機油在慣性的作用下流出。油道內(nèi)的機油流動速度很快，提高了對流傳熱系數(shù)。（2）內(nèi)冷油道壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)最小值為277 W/（m2·K），出現(xiàn)在1 394°，該處活塞處于由下止點向上止點的運動過程中，內(nèi)冷油道入口沒有機油補充，再加上活塞運動加速度較大，導致油道內(nèi)機油流動性變差，對流傳熱系數(shù)降低。（3）內(nèi)冷油道壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)在1 085°時出現(xiàn)一個明顯的尖峰。該處活塞剛開始由上止點向下止點運動，機油前鋒面即在該時刻追上了活塞。前期在空中積累的大量機油集中沖入了內(nèi)冷油道入口，加速了流動和傳熱，因此形成了一個小的傳熱峰值。對于模型C，由于計算中只包含了氣流運動，沒有考慮機油冷卻，因此內(nèi)冷油道內(nèi)的壁面?zhèn)鳠崆€比較平穩(wěn)，無明顯的周期性，平均傳熱系數(shù)基本在28 W/（m2·K）左右。

圖9展示了模型A 與模型C 的內(nèi)冷油道壁面的對流傳熱系數(shù)分布。該傳熱系數(shù)分布是基于活塞最后一個循環(huán)的時間平均。由圖9（a）可知，模型A的傳熱系數(shù)較大區(qū)域出現(xiàn)在內(nèi)冷油道入口及周邊位置，最大傳熱系數(shù)超過了1 000 W/（m2·K）；內(nèi)冷油道的環(huán)部及出口位置傳熱系數(shù)分布在200 W/（m2·K）～500 W/（m2·K）之間。由圖9（b）可知，由于沒有機油噴射，內(nèi)冷油道內(nèi)部僅是壁面與氣流之間進行對流傳熱，模型C 的傳熱系數(shù)比較小，且非常均勻。

圖9 內(nèi)冷油道壁面的對流傳熱系數(shù)分布

圖10對比了3 個模型的活塞底面的平均傳熱系數(shù)隨曲軸轉角的變化規(guī)律。圖中結果均只考慮了活塞冷卻噴射和曲軸箱內(nèi)氣流對流傳熱的影響，飛濺潤滑等其他影響因素均不考慮在內(nèi)。模型A 與模型B 的傳熱系數(shù)曲線均有明顯的周期性，而模型C 的傳熱系數(shù)較低且比較平穩(wěn)。模型A 與模型C 有同樣的幾何結構，而模型A 的底面對流傳熱系數(shù)高于模型C，這是因為有少量的機油沒有噴入活塞內(nèi)冷油道，而進入了底部的凹槽，形成了對活塞底部的冷卻。模型B 中機油全部噴入活塞底部的凹槽，對活塞底面的冷卻作用較大，最大傳熱系數(shù)可達206 W/（m2·K）。

圖10 活塞底面平均傳熱系數(shù)曲線

圖11展示了3 個模型活塞底面的對流傳熱系數(shù)分布。由圖11（a）可知，模型A 的傳熱系數(shù)較大區(qū)域出現(xiàn)在活塞底面靠近內(nèi)冷油道入口和出口的位置，最大傳熱系數(shù)在50 W/（m2·K）以上，其余位置傳熱系數(shù)基本都在35 W/（m2·K）以下。由圖11（b）可知，模型B的傳熱系數(shù)最大區(qū)域出現(xiàn)在油束落點及其運動擴散的周邊區(qū)域，數(shù)值可達115 W/（m2·K）以上；底面其余位置的傳熱系數(shù)較低，平均在50 W/（m2·K）以下。由圖11（c）可知，模型C 的底面?zhèn)鳠嵯禂?shù)比較均勻，且傳熱系數(shù)較小。

圖11 活塞底面的對流傳熱系數(shù)分布

4 活塞溫度測量及模型驗證

本文中選用硬度塞測量法對模型A 關鍵位置進行了溫度測量，并與模擬計算的結果進行對比，來驗證傳熱和溫度場計算的準確性［13-14］。硬度塞法的原理是金屬材料受熱后產(chǎn)生永久性的硬度變化，利用硬度塞的溫度—硬度對應曲線即可測量溫度。將選用的硬度塞材料加工成直徑為2.5 mm、長度為4.2 mm 的緊固螺釘，分別擰入活塞各測點的位置，見圖12。硬度塞與被測金屬表面要求有很好的接觸，以便能獲得準確的溫度。

圖12 模型A 活塞溫度測點布置

發(fā)動機試驗工況為6 000 r/min 全負荷工況，試驗值與模擬值的對比見圖13。試驗溫度與模擬計算溫度能較好吻合，最大偏差僅為5.24%，由此可認為該分析方法比較合理。

圖13 模型A 活塞各測點溫度對比圖

5 各模型活塞溫度場對比

本文中活塞溫度場計算采用了通用結構分析軟件ABAQUS 進行求解。計算中的流體邊界包括了活塞頂面燃燒邊界條件、內(nèi)冷油道冷卻邊界、活塞底面冷卻邊界等部分。圖14為活塞頂面燃燒邊界條件，是用CONVERGE 軟件針對燃燒系統(tǒng)進行兩個循環(huán)計算結果的數(shù)值平均。本文中各模型均采用相同的活塞頂面燃燒邊界條件，僅對比不同內(nèi)冷油道和活塞底面冷卻邊界對溫度場的影響。

圖14 活塞頂面燃燒邊界條件

各活塞模型溫度場分布見圖15，關鍵部位最高溫度值對比見圖16。對比各模型，可以發(fā)現(xiàn)無論是內(nèi)冷油道強制冷卻、內(nèi)腔強制冷卻，還是活塞自然對流冷卻，活塞表面的溫度較高區(qū)域均出現(xiàn)在活塞頂面的中心略偏向進氣側，這是由于本文中采用CFD軟件缸內(nèi)燃燒計算的熱邊界，其缸內(nèi)火焰?zhèn)鞑ヒ?guī)律對其傳熱分布有較大影響?；钊撞績蓚冗吘墔^(qū)域溫度明顯較低，這是因為它距離燃燒室頂面較遠，燃燒傳來的熱量較少而冷卻作用又比較強。

圖15 各模型溫度分布

圖16 各模型關鍵部位最高溫度值對比

對比分析模型A 與模型B 可知，在相同的冷卻噴射流量下，采用內(nèi)冷油道強制冷卻方式比采用內(nèi)腔強制冷卻方式活塞頂面最高溫度可降低39 ℃，銷孔位置最高溫度可降低15 ℃，第一環(huán)槽的最高溫度可降低16 ℃。可見采用內(nèi)冷油道強制冷卻可大幅度降低活塞關鍵部位的溫度值，將顯著改善活塞表面的積炭和結焦。

對比分析模型A 與模型C 可知，同樣的活塞結構下，有內(nèi)冷油道強制冷卻噴射可使活塞頂面最高溫度降低64 ℃，銷孔位置最高溫度可降低28 ℃，第一環(huán)槽的最高溫度可降低29 ℃。由此可見內(nèi)冷油道強制冷卻方式對于降低活塞表面溫度具有重要的作用。

6 結論

（1）采用模型A 的方案時絕大部分機油被噴射到了內(nèi)冷油道中，通過油道的兩個方向向出口流動。有極少部分機油在曲軸箱內(nèi)氣流的干擾作用下噴射到了活塞的底部，未進入內(nèi)冷油道。采用模型B 的方案時機油主要被噴射到了活塞底部的凹槽中，撞擊凹槽壁面后沿著凹槽向前后兩個方向運動發(fā)展，冷卻活塞底面后流入曲軸箱。

（2）對于內(nèi)冷油道壁面的傳熱，模型A 的傳熱系數(shù)基本隨曲軸轉角呈周期性的變化，傳熱系數(shù)較大的區(qū)域出現(xiàn)在油道入口及周邊位置；模型C 的傳熱系數(shù)比較小，且非常均勻。對于活塞底面的傳熱，模型B 冷卻量較大，遠遠高于模型A 與模型C。

（3）采用了硬度塞測量法對模型A 關鍵位置進行了溫度測量，并與模擬計算的結果進行了對比，最大偏差僅為5.24%，驗證了傳熱計算的準確性。

（4）由各方案活塞溫度場對比可知，在相同的冷卻噴射流量下，采用內(nèi)冷油道強制冷卻方式的活塞表面最高溫度比采用內(nèi)腔強制冷卻方式降低39 ℃，比采用自然對流冷卻方式降低64 ℃。