風(fēng)冷汽油機(jī)熱載荷分析及喇叭型導(dǎo)流罩的影響研究

張俊紅,王西博,林杰威,張立鵬,鄭越洋,閻巖,戴胡偉

(1. 天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,300354,天津; 2. 天津仁愛學(xué)院,301636,天津;3. 天津內(nèi)燃機(jī)研究所,300072,天津)

由于結(jié)構(gòu)簡單維護(hù)方便,風(fēng)冷發(fā)動機(jī)被廣泛用于摩托車動力[1]。隨著發(fā)動機(jī)強(qiáng)化程度的日益提升,發(fā)動機(jī)熱載荷也隨之上升,由此引起熱疲勞損傷,機(jī)油過熱導(dǎo)致潤滑不良引起的拉缸、抱瓦等故障頻發(fā)[2-4]。掌握發(fā)動機(jī)熱載荷分布特性、通過合理措施降低發(fā)動機(jī)熱載荷是保證發(fā)動機(jī)可靠運(yùn)行的關(guān)鍵。

為獲取發(fā)動機(jī)熱載荷分布特性,Morel等[5]將熱力學(xué)循環(huán)程序與燃燒室熱傳導(dǎo)程序直接耦合起來,考慮活塞組-氣缸套的耦合傳熱,完成了對發(fā)動機(jī)燃燒室零部件的整體傳熱模擬。劉志恩等[6-8]建立了包括活塞組、氣缸套/氣缸體、氣缸墊、氣缸蓋、進(jìn)排氣門等多個(gè)零部件的耦合傳熱模型,為進(jìn)行燃燒室主要零部件與缸內(nèi)燃?xì)獾鸟詈蟼鳠嵫芯刻峁┝死碚撘罁?jù)。文獻(xiàn)[9-13]對風(fēng)冷汽油機(jī)缸蓋內(nèi)的固體傳熱過程與外部對流換熱過程進(jìn)行耦合處理,建立了風(fēng)冷發(fā)動機(jī)的缸蓋熱流固耦合傳熱模型,得到的缸蓋溫度場分布與實(shí)驗(yàn)結(jié)果具有較高的吻合度。文獻(xiàn) [14-15]建立了風(fēng)冷汽油機(jī)的缸體-冷卻介質(zhì)耦合傳熱仿真模型,分析得到了缸體溫度場分布特征,為風(fēng)冷發(fā)動機(jī)缸體的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

上述研究中,燃燒系統(tǒng)表面的壁面熱邊界條件難以通過實(shí)驗(yàn)獲得[16-17],多采用經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算,后對整個(gè)部件表面施加一個(gè)平均的溫度和對流換熱系數(shù)[18-19]。而在實(shí)際運(yùn)行過程中,燃燒室內(nèi)火焰面的發(fā)展在空間上存在一定順序[20-21],這導(dǎo)致了燃燒室各部件表面的溫度、對流換熱系數(shù)等熱邊界條件在空間上分布不均勻[22-23]。耦合傳熱分析中采用經(jīng)驗(yàn)值或經(jīng)驗(yàn)公式給定熱邊界輸入勢會降低仿真計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。Wu等[24]對某汽油直噴發(fā)動機(jī)缸內(nèi)燃燒進(jìn)行模擬,將獲得的燃?xì)鈧?cè)時(shí)均壁溫與換熱系數(shù)進(jìn)行映射,建立了機(jī)體與冷卻水套的耦合傳熱模型,提高了仿真模型準(zhǔn)確性。但風(fēng)冷發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和工作原理與水冷發(fā)動機(jī)存在較大差異,發(fā)動機(jī)熱載荷不僅受燃?xì)鈧?cè)熱邊界影響,還與發(fā)動機(jī)外部來流密切相關(guān)。燃?xì)鈧?cè)熱邊界的空間不均勻分布與復(fù)雜冷卻來流條件共同作用下的發(fā)動機(jī)熱載荷有待進(jìn)一步探討。

本文對某四沖程風(fēng)冷式汽油機(jī)熱載荷進(jìn)行研究,基于CONVERGE仿真軟件對發(fā)動機(jī)缸內(nèi)燃燒進(jìn)行仿真計(jì)算,獲得了更加完整的缸內(nèi)燃?xì)鈧?cè)熱邊界條件?；贔LUENT仿真軟件建立發(fā)動機(jī)熱流固耦合穩(wěn)態(tài)傳熱仿真模型,結(jié)合臺架實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ万?yàn)證,得到考慮車身結(jié)構(gòu)影響的發(fā)動機(jī)熱載荷。設(shè)計(jì)喇叭型結(jié)構(gòu)導(dǎo)流罩,分析了導(dǎo)流罩收縮比對導(dǎo)流罩性能的影響,改善發(fā)動機(jī)的冷卻效果,研究對風(fēng)冷汽油機(jī)的冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)及優(yōu)化具有指導(dǎo)意義。

1 數(shù)值計(jì)算建模

1.1 幾何模型

三輪車整車模型包括車架、發(fā)動機(jī)、后車斗等結(jié)構(gòu)。由于后車斗等部件位于發(fā)動機(jī)的下游,且距離發(fā)動機(jī)有較長的一段距離,對發(fā)動機(jī)的冷卻影響不大,為了簡化模型并減少計(jì)算量,參考文獻(xiàn)[22],幾何模型和虛擬風(fēng)洞模型如圖1所示。

(a)整車模型與半整車模型

(b)虛擬風(fēng)洞模型

省略三輪車后半部分,簡化后的模型包括前半部分車架、發(fā)動機(jī)等結(jié)構(gòu)。為真實(shí)模擬車輛行駛過程中發(fā)動機(jī)冷卻過程,建立一個(gè)虛擬風(fēng)洞,風(fēng)洞的尺寸為5.4 m×2.6 m×2.1 m,車輛在風(fēng)洞中保持左右對稱位置,前輪放置在地面上,前輪心距風(fēng)洞入口1.285 m,為避免計(jì)算中回流的產(chǎn)生,將車身后風(fēng)洞區(qū)域進(jìn)行適當(dāng)延長。

1.2 網(wǎng)格劃分

本文計(jì)算域主要分為三輪摩托車車體固體域及其外部冷卻空氣的流體域,采用四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格分別對兩個(gè)區(qū)域進(jìn)行劃分。網(wǎng)格尺寸的選擇從發(fā)動機(jī)機(jī)體到風(fēng)洞壁面按照網(wǎng)格增長率120%增大,考慮到散熱翅片間距較小,為更好分析發(fā)動機(jī)機(jī)體附近冷卻氣流的流動狀態(tài),對發(fā)動機(jī)機(jī)體散熱翅片進(jìn)行了適當(dāng)?shù)木W(wǎng)格加密,計(jì)算域網(wǎng)格模型如圖2所示。

(a)發(fā)動機(jī)機(jī)體網(wǎng)格模型

(b)流體域網(wǎng)格模型

在滿足計(jì)算精度的前提下盡量減少網(wǎng)格數(shù)量,對9.553×107、1.1×108和1.199 3×108這3種網(wǎng)格數(shù)量進(jìn)行了網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證,截面位置及不同網(wǎng)格尺度下機(jī)體溫度分布如圖3所示。選取氣缸中心截面位置上發(fā)動機(jī)迎風(fēng)側(cè)不同高度的機(jī)體溫度分布為驗(yàn)證對象,網(wǎng)格數(shù)為1.1×108時(shí),機(jī)體溫度分布與1.199 3×108基本一致,而9.553×107網(wǎng)格條件下溫度分布明顯偏高,綜合考慮計(jì)算精度和計(jì)算效率,本文選取1.1×108網(wǎng)格作為計(jì)算基準(zhǔn)。

(a)氣缸中心截面位置

(b)3種網(wǎng)格尺度下氣缸中心截面發(fā)動機(jī)迎風(fēng)側(cè)不同高度處機(jī)體表面溫度分布

1.3 控制方程

本研究中涉及質(zhì)量守恒方程、動量守恒方程和能量守恒方程分別為

(1)

(2)

(3)

采用RNGk-ε湍流模型封閉N-S方程,RNGk-ε輸運(yùn)方程可表達(dá)為

Gk+Gb-ρε-YM+Sk

(4)

(5)

式中:C1ε=1.42;C2ε=1.68;Gk為平均速度梯度引起的湍流動能;Gb為浮力產(chǎn)生的湍流動能;YM為可壓縮湍流中波動膨脹對總耗散率的貢獻(xiàn);αk、αε為k、ε的湍流Prandtl數(shù);Sk、Sε為用戶定義的源項(xiàng)。

1.4 邊界條件與計(jì)算工況

對于建立的流固耦合穩(wěn)態(tài)傳熱仿真模型,本文采用整場求解的方法,即將傳統(tǒng)上流體區(qū)域和固體區(qū)域分開計(jì)算的傳熱過程統(tǒng)一起來視作一個(gè)整體的傳熱過程,從而將流固交界面轉(zhuǎn)化為計(jì)算區(qū)域的內(nèi)部面。為實(shí)現(xiàn)交界面的耦合處理,交界面上的傳熱過程滿足溫度、熱流量連續(xù),即

(6)

式中:Tf、Ts分別為流體域、固體域在交界面處溫度;kf、ks分別為流體域、固體域在交界面處導(dǎo)熱系數(shù);n為耦合面法向量。

本文研究的發(fā)動機(jī)技術(shù)參數(shù)如表1所示。選取一檔最大扭矩工況(車速為20 km/h,發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為8 000 r/min)為本文研究工況,該工況下發(fā)動機(jī)熱載荷較高且冷卻空氣流速較低,導(dǎo)致散熱較差。穩(wěn)態(tài)工況下發(fā)動機(jī)可認(rèn)為處于熱平衡狀態(tài),即高溫燃?xì)鈱Πl(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)傳熱與發(fā)動機(jī)對來流散熱處于熱平衡狀態(tài)。

表1 發(fā)動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

基于CONVERGE的發(fā)動機(jī)燃燒過程數(shù)值計(jì)算模型如圖4所示。將所得到的燃?xì)鈧?cè)對流換熱系數(shù)和燃?xì)鉁囟冗M(jìn)行時(shí)均化處理,并映射到發(fā)動機(jī)氣缸壁等結(jié)構(gòu)部件表面,用于計(jì)算發(fā)動機(jī)流固耦合傳熱過程,以得到更加貼合實(shí)際的燃?xì)鈧?cè)熱邊界條件。

圖4 缸內(nèi)燃燒模型Fig.4 In-cylinder combustion model

2 仿真模型準(zhǔn)確性驗(yàn)證

2.1 燃燒過程數(shù)值計(jì)算模型準(zhǔn)確性驗(yàn)證

將CONVERGE仿真軟件計(jì)算得到的發(fā)動機(jī)缸壓與實(shí)驗(yàn)測試缸壓值進(jìn)行對比以驗(yàn)證燃燒過程計(jì)算的準(zhǔn)確性。仿真與實(shí)驗(yàn)缸壓數(shù)據(jù)對比如圖5所示,仿真缸壓數(shù)據(jù)的計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)缸壓曲線一致性較高,仿真得到的最大缸內(nèi)爆發(fā)壓力約為6.195 9 MPa,實(shí)驗(yàn)最大缸內(nèi)爆發(fā)壓力為6.304 6 MPa,相對誤差為1.75%,缸內(nèi)燃燒仿真可比較真實(shí)地反映該風(fēng)冷發(fā)動機(jī)的缸內(nèi)工作狀態(tài)。

圖5 仿真與實(shí)驗(yàn)缸壓數(shù)據(jù)對比Fig.5 Comparison of simulation and experimental cylinder pressure data

2.2 流固耦合穩(wěn)態(tài)傳熱模型驗(yàn)證

驗(yàn)證流固耦合穩(wěn)態(tài)傳熱計(jì)算的準(zhǔn)確性,搭建發(fā)動機(jī)穩(wěn)態(tài)熱載荷測試實(shí)驗(yàn)臺。實(shí)驗(yàn)平臺主要由鼓風(fēng)機(jī)、三輪車整車、控制臺、轉(zhuǎn)鼓實(shí)驗(yàn)臺、紅外熱成像儀和風(fēng)速儀等組成。實(shí)驗(yàn)時(shí)環(huán)境溫度303 K,通過鼓風(fēng)機(jī)送風(fēng)模擬車輛行駛過程中冷卻氣流的流動,鼓風(fēng)機(jī)放置于三輪車正前方,風(fēng)機(jī)最大功率7.5 kW,通過風(fēng)速儀測試風(fēng)機(jī)出口氣流速度,通過調(diào)整風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速使得風(fēng)機(jī)出口氣流速度穩(wěn)定在20 km/h,實(shí)驗(yàn)過程中發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在8 000 r/min。

在發(fā)動機(jī)機(jī)體上選擇測溫點(diǎn),通過對比實(shí)驗(yàn)測試與仿真計(jì)算的機(jī)體溫度,驗(yàn)證流固耦合穩(wěn)態(tài)傳熱仿真的準(zhǔn)確性。發(fā)動機(jī)機(jī)體溫度的紅外測試結(jié)果如圖6所示,在圖6中分別選取了3個(gè)測溫點(diǎn)和一個(gè)測溫區(qū)。表2分別給出了仿真計(jì)算與實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果及相對誤差,可知最大誤差3.12%出現(xiàn)在缸套下半部分區(qū)域,流固耦合穩(wěn)態(tài)傳熱仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合度較高,仿真模型具有較高準(zhǔn)確性。

圖6 發(fā)動機(jī)溫度紅外測試結(jié)果Fig.6 Engine temperature infrared test results

表2 實(shí)驗(yàn)測試與仿真計(jì)算的特征點(diǎn)溫度值

3 發(fā)動機(jī)熱載荷分析

發(fā)動機(jī)缸內(nèi)不同部件的壁面流體溫度分布和對流換熱系數(shù)分布情況如圖7所示。對于缸內(nèi)不同部件表面的流體溫度分布:溫度最高點(diǎn)1 685 K出現(xiàn)在火花塞和排氣管道根部中間區(qū)域,并呈現(xiàn)出以此區(qū)域?yàn)橹行难貜较蛑鸺夁f減的分布規(guī)律;缸套上端的溫度最高,達(dá)1 100 K,并從上至下逐漸降低至630 K;排氣道內(nèi)表面燃?xì)庾罡邷囟葹? 000 K,遠(yuǎn)高于進(jìn)氣道內(nèi)的氣體溫度。對流換熱系數(shù)最大值758.8 W/(m2·K)出現(xiàn)在火花塞處區(qū)域,缸頭區(qū)域?qū)α鲹Q熱系數(shù)遠(yuǎn)大于其他位置;缸套表面的對流換熱系數(shù)呈現(xiàn)從上到下遞減的分布規(guī)律,數(shù)值上從缸套頂部的512 W/(m2·K)逐漸減小至底部的310 W/(m2·K);進(jìn)排氣道閥座位置各自存在一個(gè)對流換熱系數(shù)值較大的細(xì)窄環(huán)帶區(qū)域,兩處區(qū)域的對流換熱系數(shù)均值分別為458、535 W/(m2·K);對于進(jìn)排氣道而言,表面對流換熱系數(shù)從根部到出口數(shù)值逐漸減小,且排氣道表面對流換熱系數(shù)遠(yuǎn)高于進(jìn)氣道表面對流換熱系數(shù)。

(a)發(fā)動機(jī)不同區(qū)域壁面流體溫度分布

(b)發(fā)動機(jī)不同區(qū)域壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)分布

發(fā)動機(jī)機(jī)體的溫度場流固耦合計(jì)算結(jié)果如圖8所示,發(fā)動機(jī)機(jī)體溫度最高點(diǎn)(655 K)出現(xiàn)在排氣道端口處位置,缸蓋上端溫度區(qū)域較低(410 K),火花塞處溫度為500 K。迎風(fēng)側(cè)機(jī)體溫度遠(yuǎn)高于進(jìn)氣道側(cè)機(jī)體溫度,溫差為162 K;火花塞側(cè)機(jī)體溫度高于另一側(cè)機(jī)體溫度;在迎風(fēng)側(cè),機(jī)體溫度呈現(xiàn)出以排氣道為中心向外圍逐級遞減的規(guī)律;整個(gè)機(jī)體以火花塞位置為對稱中心向上、向下溫度逐漸降低。

發(fā)動機(jī)周圍冷卻空氣的流動直接影響發(fā)動機(jī)熱載荷,流固交界面上冷卻空氣的速度分布如圖9所示,在靠近發(fā)動機(jī)區(qū)域,冷卻空氣流速最大約為7.01 m/s,出現(xiàn)在缸蓋迎風(fēng)側(cè)兩側(cè)螺栓緊固處;缸頭背風(fēng)側(cè)冷卻空氣流速約為0.88 m/s;迎風(fēng)側(cè)冷卻空氣的流速約為3.55 m/s;缸體部分,迎風(fēng)側(cè)由于排氣道的影響,部分區(qū)域冷卻空氣流速降低為1 m/s左右,其余部分維持在3～4 m/s。機(jī)體背風(fēng)側(cè)冷卻空氣流動情況如圖10所示,在背風(fēng)側(cè)起動電機(jī)和進(jìn)氣道對冷卻空氣沖刷缸體產(chǎn)生阻礙作用。同時(shí),在機(jī)體兩側(cè)由于翅片肋板的存在,導(dǎo)致冷卻空氣到達(dá)肋板處時(shí)直接向兩側(cè)分散,在翅片的根部和肋板后側(cè)形成了多處無法掃掠的死區(qū),導(dǎo)致該處區(qū)域散熱性能極大降低。

(a)火花塞側(cè)機(jī)體溫度分布

(b)迎風(fēng)側(cè)機(jī)體溫度分布

(c)缸蓋燃燒面溫度分布

圖9 流固交界面上冷卻空氣的速度分布 Fig.9 Velocity distribution of cooling air at the fluid-solid interface

圖10 機(jī)體背風(fēng)側(cè)冷卻空氣流動情況Fig.10 Cooling air flow on the back side of the engine

為了進(jìn)一步分析車輛結(jié)構(gòu)對發(fā)動機(jī)的冷卻空氣流動的影響,截面位置示意如圖11所示,沿著冷卻空氣的來流方向,對外流場在平行于x-z平面方向上分別在發(fā)動機(jī)左側(cè)(S1)、中部(S2)和右側(cè)(S3)做3個(gè)切面,得到不同位置冷卻空氣的流速分布矢量圖。

發(fā)動機(jī)左、中、右側(cè)冷卻空氣流速矢量圖如圖12 所示,冷卻空氣首先通過前避震與前車輪之間的空間,同時(shí)由于擋泥板的拱形造型,在擋泥板上端冷卻空氣速度增大。此后,冷卻空氣通過前車架中部空間,直接沖刷冷卻發(fā)動機(jī)機(jī)體。在前車架連接處,由于三角加固板件,對沖刷缸蓋的冷卻空氣產(chǎn)生了阻擋作用。除此之外,在前車輪擋泥板導(dǎo)流作用下,部分冷卻空氣產(chǎn)生一個(gè)向下的速度,直接流向地面而不是沖刷發(fā)動機(jī)機(jī)體,冷卻空氣的利用率降低,這也導(dǎo)致了發(fā)動機(jī)冷卻效果的惡化。

(a)S1截面

(b)S2截面

(c)S3截面

4 導(dǎo)流罩及其收縮比對發(fā)動機(jī)冷卻的影響

4.1 導(dǎo)流罩結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)

原機(jī)由于前車輪擋泥板結(jié)構(gòu)造型的影響,部分冷卻空氣被導(dǎo)向地面,沒有很好沖刷冷卻發(fā)動機(jī)機(jī)體,流經(jīng)前避震車架以及前車輪兩處的冷卻空氣利用率不高。為了改善冷卻空氣流動,降低發(fā)動機(jī)負(fù)荷,考慮在前車架和前車輪之間加裝導(dǎo)流罩,具體位置及結(jié)構(gòu)形式如圖13所示。

圖13 導(dǎo)流罩位置示意圖Fig.13 Deflector position schematic

導(dǎo)流罩為喇叭型設(shè)計(jì),相比于定截面型流道,喇叭型流道入口截面積增大,可以增多冷卻氣流的導(dǎo)入量;喇叭型流道從入口到出口截面積收縮,出口處冷卻氣流速度增大,從而改善車輛低速行駛時(shí)導(dǎo)流罩出口處冷卻空氣的流動,有利于發(fā)動機(jī)的冷卻強(qiáng)化。

定義導(dǎo)流罩收縮比為

(7)

式中:Ain為導(dǎo)流罩前端冷卻空氣入口面積,mm2;Aout為導(dǎo)流罩后端冷卻空氣出口面積,mm2。

導(dǎo)流罩入口截面積保持不變,恒定為500 mm×500 mm,通過改變導(dǎo)流罩后部出口的寬度和高度從而改變收縮比。綜合考慮車架寬度的限制以及駕駛舒適性,出口寬度分別設(shè)置為1/2油底殼寬度、3/4油底殼寬度和與油底殼等寬;而對于出口高度,考慮到車架高度的限制以及車輛的通過性,高度設(shè)置為以1.06的比例增長。最終共得到3種收縮比3.67、2.42、1.94的導(dǎo)流罩,不同收縮比導(dǎo)流罩模型如圖14所示。

(a)λ=3.67 (b)λ=2.42 (c)λ=1.94圖14 不同收縮比導(dǎo)流罩模型Fig.14 Different shrinkage ratio deflector models

4.2 結(jié)果分析

采用已驗(yàn)證的流固耦合穩(wěn)態(tài)傳熱仿真模型,對具有不同收縮比的導(dǎo)流罩對低速運(yùn)行工況下的發(fā)動機(jī)的冷卻影響進(jìn)行數(shù)值模擬,其余所有條件與原機(jī)保持一致,得到改進(jìn)后發(fā)動機(jī)的機(jī)體溫度分布情況和發(fā)動機(jī)周圍冷卻空氣的流動分布情況。

取S2截面發(fā)動機(jī)前部冷卻空氣的流線分布,如圖15所示。在原始機(jī)型中,由于前擋泥板的導(dǎo)流作用,大部分冷卻空氣在流過前車輪后,被導(dǎo)向地面。通過加裝導(dǎo)流罩,原本被導(dǎo)向地面未被利用的冷卻空氣更多地流向了發(fā)動機(jī)機(jī)體,并最終通過導(dǎo)流罩與機(jī)體油底殼形成的通道和導(dǎo)流罩后端流出,對降低機(jī)體和油底殼內(nèi)機(jī)油溫度產(chǎn)生了有利影響,提升了冷卻空氣的利用效率。隨著導(dǎo)流罩收縮比的增大,導(dǎo)流罩傾斜程度減小,通過導(dǎo)流罩前端流出的冷卻空氣減少,對發(fā)動機(jī)的冷卻產(chǎn)生了更加有利的影響。

為了解導(dǎo)流罩對發(fā)動機(jī)冷卻性能的影響,如圖16所示,選擇火花塞安裝位置右上側(cè)區(qū)域、機(jī)體迎風(fēng)側(cè)排氣道周圍區(qū)域和機(jī)體背風(fēng)側(cè)進(jìn)氣道區(qū)域3個(gè)典型發(fā)動機(jī)熱載荷高、散熱性能差的區(qū)域進(jìn)行對比分析。在每個(gè)特征區(qū)域均勻選取4個(gè)特征觀測點(diǎn),通過特征點(diǎn)溫度平均值表征特征區(qū)域平均溫度。

圖16 火花塞側(cè)、迎風(fēng)側(cè)和背風(fēng)側(cè)對比點(diǎn)位置示意圖Fig.16 Schematic of the location of the comparison points on different sides of the engine

不同特征區(qū)域的平均溫度對比如表3所示,方案1、2、3和4分別代表加裝收縮比為3.67、2.42、1.94的導(dǎo)流罩和原始機(jī)型。隨著導(dǎo)流罩收縮比的減小,即導(dǎo)流罩出口面積的增大,各區(qū)域的溫度都隨著降低。但是,方案1中導(dǎo)流罩收縮比過大,導(dǎo)致出口面積過小,出口寬度約等于機(jī)體上部寬度,冷卻空氣無法較好地沖刷背風(fēng)側(cè)區(qū)域,背風(fēng)側(cè)區(qū)域溫度出現(xiàn)反常增大現(xiàn)象。導(dǎo)流罩對迎風(fēng)側(cè)機(jī)體的冷卻強(qiáng)化有較大影響,方案2、方案3迎風(fēng)側(cè)機(jī)體溫度都降低了8.8 K,但相比方案2,方案3的背風(fēng)側(cè)機(jī)體溫度更低。綜合考慮,方案3在車輛低速運(yùn)行工況下有著最優(yōu)的冷卻性能。

(a)原始機(jī)型

(b)λ=3.67

(c)λ=2.42

(d)λ=1.94

表3 不同方案的特征區(qū)域溫度趨勢

5 結(jié) 論

本文建立了某三輪摩托車發(fā)動機(jī)熱載荷流固耦合模型,通過燃燒過程數(shù)值模擬獲得發(fā)動機(jī)燃?xì)鈧?cè)熱邊界條件,對發(fā)動機(jī)熱載荷進(jìn)行了分析和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證,探討了導(dǎo)流罩對發(fā)動機(jī)熱載荷影響,得到如下主要結(jié)論。

(1)采用三維熱邊界條件作為輸入,建立用于模擬車輛運(yùn)行過程中風(fēng)冷發(fā)動機(jī)機(jī)體傳熱過程的流固耦合穩(wěn)態(tài)傳熱模型,仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比最大誤差為3.12%,吻合度較高,能夠準(zhǔn)確地模擬實(shí)際機(jī)體傳熱冷卻過程。

(2)原始車型下發(fā)動機(jī)機(jī)體最高溫度為655 K,出現(xiàn)在排氣道端口處;火花塞處機(jī)體溫度為500 K,迎風(fēng)側(cè)機(jī)體溫度遠(yuǎn)高于背風(fēng)側(cè)機(jī)體溫度,溫差為162 K。

(3)原始車型前車輪擋泥板導(dǎo)流作用降低了冷卻空氣的利用率,不利于對發(fā)動機(jī)冷卻,設(shè)計(jì)的導(dǎo)流罩將原本流向地面的冷卻空氣導(dǎo)向發(fā)動機(jī)機(jī)體,改善了發(fā)動機(jī)的冷卻性能。

(4)隨著導(dǎo)流罩收縮比的增大,迎風(fēng)側(cè)機(jī)體溫度逐漸降低,導(dǎo)流罩收縮比為1.92時(shí),冷卻性能較好,最大降低溫度為8.8 K。

后續(xù)工作將結(jié)合改進(jìn)機(jī)體散熱翅片結(jié)構(gòu)以強(qiáng)化冷卻換熱性能。