天然氣發(fā)動機水套結(jié)構(gòu)的優(yōu)化分析

魏威，呂鋒，曾麗麗，葉潔，張小姣，謝夏琳

(廣西玉柴機器股份有限公司，廣西 玉林 537005)

0 前言

滿足國六排放標準的某款6缸天然氣發(fā)動機采用當量燃燒技術(shù)路線后，由于天然氣燃燒溫度較高，導致存在缸內(nèi)熱負荷過大，缸蓋存在冷卻不足、底板開裂等風險。為確保發(fā)動機能正常工作，對發(fā)動機缸蓋水套的散熱能力提出了更高要求[1]。本文該天然氣發(fā)動機為研究對象，通過優(yōu)化缸蓋水套結(jié)構(gòu)，提高了水套的散熱能力，降低了缸蓋底板最高溫度和熱應力，增加了缸蓋低周疲勞壽命，提升了缸蓋的可靠性[2-4]。

對發(fā)動機缸蓋水套結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化的仿真分析包含以下3方面內(nèi)容：① 通過AVL-FIRE軟件對水套冷卻系統(tǒng)進行三維仿真分析，評價水套關鍵區(qū)域的水流流速和換熱系數(shù)；② 在保持氣體側(cè)熱邊界條件不變的情況下，將水套側(cè)和氣體側(cè)的熱邊界映射到有限元面網(wǎng)格上；③ 通過ABAQUS軟件對缸蓋進行耦合計算，在耦合計算中應考慮冷卻液沸騰換熱因素。通過仿真分析，最終獲得缸蓋溫度場、熱應力和低周疲勞壽命循環(huán)次數(shù)。此外，還對水套結(jié)構(gòu)優(yōu)化后缸蓋的可靠性進行了試驗驗證。

1 計算模型及邊界條件

本文以某款6缸天然氣發(fā)動機為研究對象，發(fā)動機水套模型如圖1所示，其結(jié)構(gòu)包括進水總管、缸體水套、缸墊上水孔及缸蓋水套等部件。水套為直通式結(jié)構(gòu)，冷卻水流經(jīng)進水總管進入缸蓋上層，再由缸蓋上層向下流到缸蓋下層，并繼續(xù)向下流入缸體水套。在水套的計算流體動力學(CFD)仿真計算中，根據(jù)經(jīng)驗，采用了假定的壁面溫度場，出口水流壓力為給定壓力，缸蓋和缸體的壁面溫度分別設定為其壁面的平均溫度，計算初始值均按照給定的零初場設置，計算流體為50%冷卻水與50%添加劑的混合物。

圖1 發(fā)動機水套結(jié)構(gòu)模型

缸蓋水套結(jié)構(gòu)的優(yōu)化模型如圖2所示。水套結(jié)構(gòu)優(yōu)化的具體工作包括：① 優(yōu)化缸蓋上下層之間的中隔板形狀，將隔板形狀改為傾斜角度更大的漏斗型結(jié)構(gòu)，減小中隔板通道截面面積；② 降低鼻梁區(qū)水套高度，減小鼻梁區(qū)通道截面面積；③ 將排氣鼻梁區(qū)下沉1 mm，減小底板厚度。假設水套仿真計算的工況點為發(fā)動機標定點，水套流場仿真計算的邊界條件見表1。

圖2 優(yōu)化前后水套模型方案

表1 水套仿真計算的邊界條件

2 計算結(jié)果及分析

2.1 水套阻力和水量均勻性

流經(jīng)發(fā)動機各缸缸墊孔的水量相對于平均值的偏差率如圖3所示。原方案和新方案的水量均勻性都較好，最大偏差分別為-5.8%和6.8%。

圖3 發(fā)動機各缸水量偏差

缸蓋水套結(jié)構(gòu)中各部件總壓阻力值如圖4所示。2種方案的水套阻力都較小，原方案的水套總壓阻力為34.9 kPa，新方案的水套總壓阻力為40.5 kPa。與原方案相比，新方案總壓阻力增加的部分主要是缸蓋阻力，二者相差約5.5 kPa。

圖4 水套各部件總壓阻力

2.2 缸體水套水流流動分析

缸體水套水流速度云圖如圖5所示。2種方案均顯示，缸體水套內(nèi)水流速度差別不大，但由于缸套為分層結(jié)構(gòu)設計，因此在缸套頂部的水流流速較快。

圖5 缸體水套水流速度云圖

缸套水套對流換熱系數(shù)云圖如圖6所示。2種方案的缸套頂部對流換熱系數(shù)值均較高，其值均為9 200 W/(m2·K)左右。

圖6 缸套水套對流換熱系數(shù)云圖

2.3 缸蓋水套水流流動分析

缸蓋下層水套水流速度云圖如圖7所示。新方案中，缸蓋下層鼻梁區(qū)和火花塞套周邊的水流流速明顯高于原方案。第6缸缸蓋鼻梁區(qū)剖面水流速度云圖如圖8所示。與原方案相比，新方案中缸蓋鼻梁區(qū)的水流流速集中在火花塞套周邊，水流向下沖擊的速度較快，從而使得鼻梁區(qū)底部的水流流速也更快。

圖7 缸蓋下層水套水流速度云圖(仰視圖)

圖8 第6缸鼻梁區(qū)水套剖面水流速度云圖(側(cè)視圖)

第6缸鼻梁區(qū)對流換熱系數(shù)對比如圖9所示。新方案中，各缸鼻梁區(qū)對流換熱系數(shù)均比原方案提高了3 000～5 000 W/(m2·K)。缸蓋下層水套對流換熱系數(shù)云圖如圖10所示。相較于原方案，新方案中的各缸鼻梁區(qū)對流換熱系數(shù)有了顯著提升。缸蓋下層湍流動能云圖如圖11所示。在新方案中，更多的水流流向水套底部，使流動損失轉(zhuǎn)換為湍流動能，提升了鼻梁區(qū)底部的對流換熱系數(shù)。缸蓋上層水套水流速度云圖如圖12所示。2種方案在排氣道上方的水流流速較為均勻。

圖9 第6缸鼻梁區(qū)對流換熱系數(shù)對比

圖10 缸蓋下層水套對流換熱系數(shù)云圖(仰視圖)

圖11 缸蓋下層水套湍流動能云圖(仰視圖)

圖12 缸蓋上層水套水流速度云圖(仰視圖)

2.4 缸蓋溫度場對比

缸蓋固體側(cè)壁面溫度場如圖13所示。與原方案相比，新方案中缸蓋底板最高溫度降低了約25 ℃。缸蓋熱應力分布圖如圖14所示。與原方案相比，新方案在缸蓋相同位置的最大應力降低了25～35 MPa。

圖13 缸蓋固體側(cè)壁面溫度場

圖14 缸蓋熱應力分布圖

2種方案的缸蓋低周疲勞壽命對比如圖15所示。原方案的缸蓋最小低周疲勞循環(huán)次數(shù)為6 345次，新方案中缸蓋最小低周疲勞循環(huán)次數(shù)為8 798次，缸蓋低周疲勞壽命有了明顯增加。

圖15 缸蓋低周疲勞壽命對比

綜上所述，新方案顯著降低了缸蓋關鍵區(qū)域的壁面溫度，有利于降低缸蓋熱應力，進而提高了缸蓋低周疲勞壽命，提升了缸蓋的可靠性。

3 試驗驗證

各缸缸蓋底板最高溫度如圖16所示。與原方案相比，新方案中各缸缸蓋底板最高溫度值降低了16～41 ℃。試驗結(jié)果表明，新方案的降溫效果明顯。

圖16 各缸缸蓋底板最高溫度對比

4 結(jié)論

針對某款天然氣發(fā)動機熱負荷過高，缸蓋存在開裂風險的問題，通過優(yōu)化缸蓋水套結(jié)構(gòu)，并對優(yōu)化后的缸蓋水套結(jié)構(gòu)進行仿真分析和試驗，得到以下結(jié)論。

(1)采用CFD方法對水套進行了仿真計算，比較了兩種方案的水套關鍵區(qū)域水流流速和換熱系數(shù)。在新方案中，缸蓋鼻梁區(qū)水套底部的水流流速和對流換熱系數(shù)均有顯著提升，主要表現(xiàn)為：優(yōu)化缸蓋水套結(jié)構(gòu)后，更多的水流流動沖向水套底部，使更大的流動損失轉(zhuǎn)換為湍流動能，從而提升了鼻梁區(qū)底部的冷卻水對流換熱效率。

(2)采用CFD-FEA流固耦合方法計算缸蓋，比較2種方案的缸蓋溫度場、熱應力分布和低周疲勞壽命。新方案的缸蓋水套側(cè)和固體側(cè)最高溫度均有顯著降低，熱應力明顯下降，低周疲勞壽命大幅增加，缸蓋的可靠性得到了提升。

(3)采用缸蓋溫度場進行了試驗驗證，比較2種方案中各缸缸蓋底板的最高溫度值。與原方案相比，新方案的各缸缸蓋底板最高溫度值降低了16～41 ℃，證實新方案能顯著降低缸蓋最高溫度。