某高強(qiáng)化柴油機(jī)低速高熱運(yùn)行工況缸蓋水腔傳熱模型分析①

熊思琴， 周 歡， 李 維

(重慶水利電力職業(yè)技術(shù)學(xué)院，重慶 402160)

0 引 言

重慶受其地形地貌條件限制，其道路狹窄且線形復(fù)雜，致使城市擁堵行駛工況下高強(qiáng)化型柴油機(jī)車輛頻繁起步、怠速、加速、制動(dòng)等操作，車輛長(zhǎng)時(shí)間低速行駛，冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速處于較低狀態(tài)，發(fā)動(dòng)機(jī)高溫部件得不到合適的冷卻。過往發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)主要考慮水腔內(nèi)以單相對(duì)流換熱方式進(jìn)行；而在排排氣門周圍的一些高溫區(qū)域，由于經(jīng)歷著較大熱流量，水腔內(nèi)出現(xiàn)蒸氣情況，換熱形式存在著兩相飽和沸騰傳熱；在冷卻水腔的多數(shù)區(qū)域，熱流量較小壁面溫度較低，換熱以對(duì)流換熱方式為主，而在部分區(qū)域內(nèi)存在過冷沸騰傳熱[1-2]。

本文中以4105ZL型柴油機(jī)作為研究對(duì)象，以柴油機(jī)缸蓋高溫區(qū)域測(cè)試值作為參考標(biāo)準(zhǔn)，探索適合于城市工況下長(zhǎng)期處于低速運(yùn)行內(nèi)燃機(jī)缸蓋水腔內(nèi)的數(shù)值傳熱模型，為城市工況下冷卻系統(tǒng)的冷卻策略提供參考。

1 模型數(shù)學(xué)描述

1.1 歐拉兩相流基本方程

歐拉兩相流模型是目前能夠較為準(zhǔn)確描述兩相流動(dòng)的模型之一，其氣相和液相流動(dòng)模型不是相互獨(dú)立的物理模型，而是相互穿插共存的，以下是關(guān)于其質(zhì)量、動(dòng)量和能量守恒方程[3]：

(1)

(2)

(3)

(4)

(Mgl·hl-Mlg·hg)+El

(5)

(Mlg·hg-Mgl·hl)+Eg

(6)

式中：α、ρ、u、p、v、τ、M、F、λ、T、E、R、h分別表示體積分率、密度、速度矢量、壓力、速度矢量、應(yīng)力張量、質(zhì)量源項(xiàng)、液體表面作用力、熱導(dǎo)率、溫度、質(zhì)量能量源項(xiàng)、界面力、焓值。下標(biāo)l/g/lg/gl分別表示液相、氣相、液氣相和氣液相。

1.2 加熱壁面沸騰傳熱模型

Chen J C[4]認(rèn)為在未發(fā)生泡核沸騰的受熱面部分屬于強(qiáng)制對(duì)流傳熱、在發(fā)生沸騰的受熱面則為沸騰傳熱與強(qiáng)制對(duì)流傳熱之和。Chen模型得出沸騰流動(dòng)的綜合熱流密度：

qt=qc+qb

(7)

qc=hc(Tw+Tb)

(8)

單相對(duì)流傳熱系數(shù)由Dittus-Boelter[1]公式得出：

hc=0.023Re0.8Pr0.4(k1/De)

(9)

De=4Ac/L

(10)

式中，qc、qb分別為強(qiáng)制對(duì)流傳熱量和沸騰傳熱量；hc為對(duì)流傳熱系數(shù)；Tw、Tb分別為壁面和液體溫度；Re為液相雷諾數(shù)；Pr為普朗特系數(shù)；kl為液體熱導(dǎo)率；De為冷卻水腔等效直徑；Ac為缸蓋水腔局部截面積；L為水腔局部截面周長(zhǎng)。

RohsenoW M[5]提出可將湍流對(duì)流換熱的基本準(zhǔn)則擴(kuò)展用于計(jì)算沸騰表面熱流量方程：

(11)

式中，μl為液相體積黏度；rlat為汽化潛熱；ρl、ρv分別是液相和氣相密度；σ為液相表面張力；Cpl為液相等壓熱容；Tsat為液相飽和溫度；液相為水n=1；固體壁面為鑄鋁Cs=0.0248。

2 模型分析

2.1 缸蓋幾何模型

選定某直列四氣門柴油機(jī)缸體-缸蓋水腔作為研究對(duì)象，如下圖1所示。該柴油機(jī)屬于強(qiáng)化型發(fā)動(dòng)機(jī)，排量1.967L增壓中冷，最大功率175KW，計(jì)算工況為持續(xù)低速冷卻不良狀態(tài)。冷卻水套模型由缸蓋水套和缸體水套兩部分組成，采用非結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格，對(duì)高溫區(qū)的燃燒室鼻梁區(qū)、進(jìn)排氣門以及排氣歧管周圍位置、關(guān)鍵部位缸墊分水孔處進(jìn)行加密處理，網(wǎng)格總數(shù)量約為320萬個(gè)。

2.2 邊界條件邊界條件

冷卻介質(zhì)選擇純水，在0.1Mpa的大氣環(huán)境中密度：1000Kg/m-3，運(yùn)動(dòng)粘度：1.006×10-6m2·s-1，比熱容：4.2×10?倕J/(Kg·℃)，導(dǎo)熱率：0.5W/(m·K)，飽和溫度383K。柴油機(jī)缸體缸蓋材料為鑄鋁，金屬的材料屬性為 Fluent中的默認(rèn)值。環(huán)境溫度283K。進(jìn)口邊界條件設(shè)為進(jìn)口流速，出口邊界條件設(shè)為自由出流無返流，結(jié)果的收斂性好。

根據(jù)熱平衡方程：QW=A·ge·Ne·Hn/3600[6]

可估算傳遞至冷卻水套的熱量。冷卻水的循環(huán)量計(jì)算，即：Vm=Qw/ΔΤw·ρw·Cw[7]

式中：A傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比，對(duì)柴油機(jī)可取0.18～0.25；ge內(nèi)燃機(jī)燃料消耗率，低速工況時(shí)可取0.310～0.42 kg /kW·h；Ne內(nèi)燃機(jī)功率(kW)；Hn燃料低熱值，柴油取42500kJ / kg。Vm為水的體積流量；ΔTw為進(jìn)出口水溫差；δw為水的比重、Cw為水的比熱容近。

圖1 冷卻水腔幾何模型

表1 模型模擬條件

2.3 測(cè)溫點(diǎn)位置

試驗(yàn)測(cè)試了重慶山地城市擁堵情況中，如怠速、啟停、加速-減速三種低速不同持續(xù)運(yùn)行工況(見表1)時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋溫度情況。分別選取發(fā)動(dòng)機(jī)第一缸和第三缸的缸蓋進(jìn)排鼻梁區(qū)、排排鼻梁區(qū)各兩個(gè)溫度測(cè)量位置，相鄰測(cè)量點(diǎn)相距8mm，電偶探頭直徑2mm，共計(jì)8處如圖3所示，采用歐拉兩相流沸騰傳熱模型與單相流強(qiáng)制傳熱模型對(duì)各工況分別模擬計(jì)算，得到的溫度值與測(cè)試值進(jìn)行對(duì)比。

圖2 缸蓋測(cè)溫點(diǎn)位置

3 結(jié)果分析

圖4對(duì)比兩計(jì)算模型得到的水腔內(nèi)表面溫度數(shù)值與測(cè)點(diǎn)溫度值差距，其顯示：在熱機(jī)怠速情況下，當(dāng)?shù)∷贂r(shí)間為3分鐘時(shí)采用歐拉兩相流沸騰傳熱模擬得到的溫度值更加接近試驗(yàn)結(jié)果，點(diǎn)1處最大誤差7.6K，整體平均誤差為1.91%；采用單相流強(qiáng)制傳熱模擬得到的點(diǎn)7處溫度值302.6K與試驗(yàn)點(diǎn)285.6K誤差5.95%,整體平均誤差為4.63%。隨著怠速時(shí)間持續(xù)增加至10分鐘，歐拉模擬數(shù)值的整體平均誤差一定程度變大，為2.26%；單相模擬整體平均誤差為3.50%，在點(diǎn)7處出現(xiàn)最大誤差15.2K。歐拉模型誤差較小是因?yàn)榭紤]到過冷沸騰時(shí)壁面氣泡出現(xiàn)并竄入主流體中引起的熱量交換，對(duì)火力面高熱負(fù)荷區(qū)域的溫度起到一定降溫作用。

圖3 怠速工況溫度值對(duì)比

圖4 啟停工況溫度值對(duì)比

圖5是熱機(jī)不同啟停頻率各測(cè)試點(diǎn)試驗(yàn)溫度數(shù)值與兩模型仿真數(shù)值的曲線分布圖。利用歐拉兩相流沸騰傳熱模擬得到的啟停頻率5次/10min在點(diǎn)2位置的溫度值與測(cè)試值出現(xiàn)了6.6K的差距，誤差為2.91%,在可接受的范圍，整體平均誤差為2.14%；利用單相流強(qiáng)制傳熱模擬得到的該頻率點(diǎn)6溫度值與測(cè)試值差距達(dá)10K，誤差為4.67%，整體平均誤差為3.73%。歐拉兩相流沸騰傳熱模擬得到的啟停頻率10次/10min在點(diǎn)4位置的溫度值與測(cè)試值誤差為3.78%,單相流強(qiáng)制傳熱模擬得到的該點(diǎn)誤差為2.78%，前者整體平均誤差為2.99%，后者整體平均誤差為3.85%，單相流強(qiáng)制傳熱數(shù)值模擬高估了高熱負(fù)荷區(qū)域的溫度，如排排鼻梁區(qū)點(diǎn)5、6、7、8，與測(cè)試值差距分別為11.8K、9.4K、15.6K、15.5K,進(jìn)而導(dǎo)致誤差程度較大。

圖6為熱機(jī)進(jìn)行不同頻率1600r/min以內(nèi)的加速-減速循環(huán)試驗(yàn)溫度值與兩模型計(jì)算數(shù)值的曲線分布圖。對(duì)比顯示：5次/10min循環(huán)頻率歐拉模擬溫度數(shù)值整體較單相模擬得到的溫度值與測(cè)點(diǎn)溫度間的誤差均更大，前者達(dá)到5.81%，后者為2.52%，前者與測(cè)試點(diǎn)差距較大位置都集中在排排鼻梁區(qū)，進(jìn)排區(qū)域差距較小，后者在計(jì)算數(shù)值的偏差呈現(xiàn)出與前者相反的表現(xiàn)情況。低速工況中的加速-減速循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)大循環(huán)散熱能力的加強(qiáng)，流經(jīng)水腔單位時(shí)間內(nèi)水流量的增加降低了主流體的溫度，流體與缸壁的過冷度隨著缸壁溫度的快速升高而增大，影響了水腔中氣泡生成量，降低流體與壁面的熱交換量，但主流體入水口溫度的降低促進(jìn)了對(duì)流換熱，在排排鼻梁區(qū)得到了較明顯體現(xiàn)。隨循環(huán)頻率增加至10次/10min，對(duì)流換熱程度進(jìn)一步體現(xiàn)，歐拉模擬溫度數(shù)值整體平均誤差進(jìn)一步擴(kuò)大至6.08%，單相模擬得到的整體平均誤差呈現(xiàn)較小趨勢(shì)僅為1.74%。

圖5 加減速循環(huán)工況溫度值對(duì)比

4 結(jié) 論

(1)歐拉兩相沸騰考慮了高熱負(fù)荷壁面?zhèn)鳠嵊蓮?qiáng)制對(duì)流傳熱和沸騰傳熱兩部分組成，經(jīng)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比，歐拉兩相流沸騰傳熱模型在熱機(jī)10分鐘內(nèi)怠速、啟停工況的平均相對(duì)誤差能夠控制在3%以內(nèi)。在強(qiáng)化熱機(jī)的低速工況中過冷沸騰傳熱對(duì)高熱負(fù)荷壁面具有一定的高溫冷卻作用，歐拉兩相流沸騰傳熱模型適于對(duì)低速高熱負(fù)荷區(qū)域的傳熱分析。

(2)熱機(jī)怠速時(shí)間越久、啟停頻率大幅攀升情況中，高熱負(fù)荷壁面快速升溫，單相強(qiáng)制對(duì)流模擬高估了排排鼻梁區(qū)計(jì)算得到的溫度值，但由于壁溫與主流液體的過冷度增加，抑制了過冷沸騰傳熱，單相強(qiáng)制對(duì)流模型的適應(yīng)程度增加。

(3)熱機(jī)1600r/min內(nèi)循環(huán)加速-減速工況中，冷卻系統(tǒng)強(qiáng)制對(duì)流傳熱占據(jù)主導(dǎo)位置，對(duì)高頻率的循環(huán)加減速工況的冷卻系統(tǒng)傳熱分析更適采用單向流強(qiáng)制對(duì)流傳熱模型。