柴油機排氣道改進對散熱量的影響

李 超，董 朵，李連升，馬慶鎮(zhèn)，馬 偉

(濰柴動力股份有限公司 內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061)

隨著全球環(huán)境問題日益凸顯，人們對節(jié)能和環(huán)保的追求越來越迫切，因而對柴油機提出了嚴苛的要求．產(chǎn)品開發(fā)時要盡可能減少非必要散熱導致的能量浪費，從而降低油耗．同時，為了提高選擇性催化還原(SCR)后處理的污染物轉(zhuǎn)化效率，需要提高其入口的排氣溫度[1-2]．

減少缸蓋傳熱對提高發(fā)動機熱效率和排氣溫度有重要意義，而缸蓋熱分析及氣道優(yōu)化也是近些年的研究熱點．張煥宇等[3]針對某新型發(fā)動機出現(xiàn)的散熱問題，采用流固耦合的方法對散熱系統(tǒng)進行改進，優(yōu)化后的水套壁面換熱系數(shù)與冷卻液流動速度都有提高．徐英英等[4]提出了一種基于流動路徑的冷卻水套結構改進方法，能夠改善冷卻水套的散熱性能．Chen等[5]研究了缸蓋和缸體的不同冷卻結構及其對應的熱狀態(tài)、散熱和摩擦功率耗散，建立了一個三維單缸模型，分析了冷卻液流動方向和獨立冷卻對缸蓋和機體的影響．方強等[6]建立了某國Ⅴ柴油機缸蓋、缸墊和機體整機有限元模型，采用流固耦合方法對模型進行了溫度場分析．Fontanesi 等[7]提出了一種內(nèi)燃機水冷套分析和數(shù)值優(yōu)化的方法，并對某V6 柴油機在實際工況下的耦合傳熱和熱機械加載循環(huán)進行了全三維計算流體動力學(CFD)和有限元分析．Jerome 等[8]以3 缸自然吸氣柴油機為對象，研究了氧化釔-穩(wěn)定氧化鋯陶瓷復合涂層對發(fā)動機性能和排放特性的影響，在缸蓋上采用陶瓷涂層，改善了燃油消耗率、性能和排放．劉勝吉等[9]采用CFD 與穩(wěn)流試驗相結合的方法，對柴油機進/排氣道等結構進行優(yōu)化設計，減少流動阻力，改善了柴油機的性能并降低了排放．Li等[10]針對ACD320 雙燃料發(fā)動機，設計了直徑不同的多條進/排氣道，采用空氣動力學建模和仿真的方法，研究了不同進/排氣道的流量和渦流特性變化．

綜上可知，對缸蓋熱分析的研究主要集中在改善水套傳熱以優(yōu)化缸蓋溫度場，提高產(chǎn)品可靠性方面，對氣道的研究多是通過改變渦流比和流量系數(shù)，進而提升進氣量或優(yōu)化燃燒過程．而缸蓋排氣道作為缸蓋傳熱的重要熱源，對散熱量分析和基于散熱能力的研究則鮮見報道．基于此，筆者以某6 缸重型柴油機為研究對象，通過改變排氣道長度、直徑等參數(shù)，以調(diào)整其表面積和對流換熱系數(shù)；同時分析設計改進對排氣道散熱量的影響，以期從減少散熱方面為缸蓋排氣道的優(yōu)化設計提供參考．

1 計算模型

1.1 仿真模型標定流程

表1 為柴油機主要技術參數(shù)．筆者對排氣道進行多方案的設計改進，由于幾何模型修改的復雜性，通過三維仿真開展難以實現(xiàn)，因而借助一維熱力學仿真方法[11]．為了保證一維計算模型的準確性，需對其進行標定，圖1 為仿真模型標定流程．

表1 柴油機主要技術參數(shù)Tab.1 Engine specifications

標定過程包括排氣CFD 計算、冷卻系統(tǒng)CFD 計算、整機有限元計算和一維熱力學計算4 部分，多次迭代以達到結果穩(wěn)定．通過流固耦合計算[12]可獲得較為準確的排氣道對流換熱系數(shù)，用于校正一維熱力學模型．通過一、三維耦合計算，則保證了一維熱力學模型可獲得較為準確的排氣道散熱量計算結果．

1.2 排氣CFD模型

排氣CFD 計算使用AVL-Fire 軟件，從三維幾何模型上提取缸蓋排氣道和排氣管的內(nèi)壁面，并將二者連接成封閉腔體，作為流體計算域，如圖2 所示．為提高計算收斂性，對排氣管的增壓器出口和EGR 出口適當延長．按基本尺寸為2 mm 進行網(wǎng)格劃分，邊界層為2 層，每層為0.4 mm，網(wǎng)格總數(shù)為59 萬，節(jié)點總數(shù)為63 萬．

圖2 排氣CFD模型示意Fig.2 Schematic of exhaust CFD model

圖3為標定工況下的排氣道CFD 計算結果．因各缸差異較小，為了便于展示，僅列出前3 缸的結果．排氣道的入口邊界為氣溫和質(zhì)量流量，排氣管的增壓器出口和EGR 出口邊界可以選擇質(zhì)量流量，也可以選擇壓力，以上邊界均由一維熱力學仿真計算獲得．計算模型中的其他表面設置為壁面，壁面溫度初始值可以參考一維熱力學仿真結果給定統(tǒng)一值，后續(xù)迭代計算根據(jù)有限元仿真結果進行映射[13]．

進行瞬態(tài)仿真計算時，每720°CA 為一個循環(huán)，每個工況計算6 個循環(huán)，以達到計算收斂．對比渦前排氣溫度的計算值和試驗值，誤差較小則證明本次計算有效．對最后一個循環(huán)進行時均計算，得到該工況下的近壁面溫度場和對流換熱系數(shù)場．

1.3 冷卻系統(tǒng)CFD模型

冷卻系統(tǒng)CFD 計算使用AVL-Fire 軟件，流體計算域主要有水泵、機體布水道、機體水套、缸蓋水套和出水管，如圖4 所示．為提高計算收斂性，各出口作適當延長．進行網(wǎng)格劃分，其中機體水套基本尺寸為1.0 mm，缸蓋水套基本尺寸為2.0 mm，其余部分基本尺寸為3.5 mm，并根據(jù)幾何形狀做局部加密．邊界層為1 層，厚度為基本尺寸的一半，網(wǎng)格總數(shù)為435 萬，節(jié)點總數(shù)為487 萬．

圖4 冷卻系統(tǒng)CFD模型示意Fig.4 Schematic of CFD model of cooling system

該發(fā)動機采用了電子水泵，水泵的入口邊界為質(zhì)量流量、溫度和壓力，根據(jù)冷卻系統(tǒng)的設計目標給定．EGR 冷卻器、機油冷卻器等零部件接口邊界為質(zhì)量流量，根據(jù)各零部件的水流量設計需求給定．出水管總出口的邊界條件為零梯度[14]．計算模型中的其他表面設為壁面，其中水泵、機體布水道和機體水套的壁面溫度設為100 ℃，缸蓋水套和出水管的壁面溫度設為110 ℃[5,15]，模擬高溫苛刻狀態(tài)．

穩(wěn)態(tài)仿真計算中，迭代次數(shù)為3 000，以達到結果穩(wěn)定．標定工況下缸蓋水套的近壁面溫度場和對流換熱系數(shù)如圖5 所示．

圖5 缸蓋水套的CFD計算結果Fig.5 CFD calculation results of cylinder head water jacket

1.4 整機有限元模型

整機有限元計算使用Abaqus 軟件，模型主要由機體、缸蓋、缸套、缸蓋墊片、氣門以及各種螺栓組成，如圖6 所示．網(wǎng)格劃分中，由于整機尺寸較大，選擇非關鍵區(qū)域的基本尺寸為8 mm，但火力面等關鍵區(qū)域及小圓角位置至少保留3 層網(wǎng)格．為了減少計算的時間成本，將6 缸縮減為3 缸，即保留前、后端各1 缸和中間第3 缸，網(wǎng)格總數(shù)為201 萬，節(jié)點總數(shù)為53 萬．

圖6 整機有限元模型示意Fig.6 Schematic of finite element model of engine

圖7為標定工況下缸蓋的溫度場．為了保證排氣道計算準確性，排氣道表面和缸蓋水套的邊界條件由CFD 計算結果映射得到．缸蓋火力面、缸套和進氣道的邊界條件則根據(jù)一維熱力學計算結果給定[16]．與空氣接觸的各表面，定義溫度為70 ℃，對流換熱系數(shù)為100～200 W/(m2·K)，模擬機艙內(nèi)空氣流動狀態(tài)[17]．機體群部內(nèi)表面，定義溫度為115 ℃，對流換熱系數(shù)為500～1 000 W/(m2·K)，模擬發(fā)動機內(nèi)高溫機油飛濺和充滿油霧狀態(tài)．

圖7 缸蓋的溫度場Fig.7 Temperature field of cylinder head

1.5 一維熱力學模型

一維熱力學計算使用GT-Power 軟件，模型主要由空氣系統(tǒng)和本體傳熱兩部分組成．空氣系統(tǒng)主要包括增壓器、中冷器、配氣機構、燃燒室、EGR 系統(tǒng)和進/排氣管路．參考劉建敏等[18]的方法，本體傳熱模型如圖8 所示，其中氣缸包括缸蓋火力面、活塞、缸套、氣門及導管，為了提高計算精度，活塞采用了由GEM3D 轉(zhuǎn)化的有限元模型．機體和缸蓋的水套溫度參考CFD 計算結果，分別設為90.5 ℃和93.5 ℃，機油溫度設為115 ℃．

圖8 本體傳熱模型Fig.8 Heat transfer model of the engine body

2 模型校核

為了確保模型的準確性和后續(xù)研究的有效性，筆者在標定工況點以外增加6 個工況點，包含發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速和不同負載，共計7 個工況，如表2 所示．

表2 工況條件定義Tab.2 Definition of working conditions

圖9 為各工況下一維熱力學仿真和試驗結果的相對偏差率．可知，各工況下各關鍵參數(shù)的一致性較好，相對偏差率控制在±4%以內(nèi)，說明一維熱力學仿真結果是有效的．

圖9 一維熱力學仿真與試驗對比Fig.9 Comparison of 1D thermodynamic simulation and test

圖10 為各工況下排氣道散熱量的一維熱力學和有限元的仿真結果對比．當一維熱力學模型所得散熱量大于有限元模型所得散熱量時，偏差為正，反之則為負．可知，各工況下排氣道散熱量的一致性較好，相對偏差率控制在4%以內(nèi)，說明一維熱力學計算模型的排氣道散熱量結果有效．

圖10 一維熱力學仿真與有限元仿真對比Fig.10 Comparison of 1D thermodynamic simulation and finite element simulation

3 排氣道的改進及影響分析

3.1 設計改進方案

在傳熱學中，傳熱過程熱阻[19]為

式中：1/(Ak)為排氣道傳熱過程的總熱阻；1/(Ah1)、δ/(Aλ)和1/(Ah2)分別為排氣道氣側(cè)、固體壁與水側(cè)的熱阻；A為氣道表面積，氣側(cè)與水側(cè)大致相當；h1為氣側(cè)對流換熱系數(shù)；δ為排氣道壁厚；λ為排氣道的固體導熱系數(shù)；h2為水側(cè)對流換熱系數(shù)．

可知，排氣道氣側(cè)熱阻1/(Ah1)顯著大于δ/(Aλ)和1/(Ah2)，因而為了提高排氣道的總熱阻，對排氣道的氣側(cè)熱阻進行調(diào)整．以初始狀態(tài)的排氣道為基準，對排氣道的表面積和直徑按比例進行調(diào)整，設計改進方案如表3 所示．表面積改變時，對氣側(cè)和水側(cè)換熱面積進行同比例調(diào)整．在排氣流量基本不變的情況下，增加氣道直徑會降低氣體流速，從而降低了氣側(cè)的對流換熱系數(shù)．

表3 排氣道的設計改進方案Tab.3 Improvement schemes of exhaust ports

改進方案A1～A4 是在排氣道直徑不變的前提下，通過縮短氣道長度減小氣道表面積，分析表面積減小對于散熱量的影響．改進方案B1～B4 將排氣道的直徑增大，同時縮短氣道長度以維持氣道表面積不變，用于分析氣側(cè)對流換熱系數(shù)減小對散熱量的影響．改進方案C1～C4 在排氣道長度不變的前提下，使氣道直徑和表面積等比例增大，面積增大但對流換熱系數(shù)減小，觀察散熱量的變化．表3 中部分改動較大的方案可能在實際設計中難以實現(xiàn)，但對分析變化趨勢有一定意義．為了便于展示，筆者僅列出發(fā)動機第1 缸的排氣道計算結果，其余各缸的數(shù)據(jù)規(guī)律相同．

3.2 氣側(cè)對流換熱系數(shù)影響

圖11 為各改進方案中排氣道的氣側(cè)對流換熱系數(shù)．圖11a 中，A 方案排氣道的氣側(cè)對流換熱系數(shù)保持相對穩(wěn)定，可知排氣道的表面積變化對氣側(cè)對流換熱系數(shù)基本沒有影響．由圖11b 和圖11c 可知，B、C方案中排氣道的氣側(cè)對流換熱系數(shù)大小和變化趨勢均較為一致，都是隨著氣道直徑的增大迅速下降．

圖11 各方案中氣側(cè)對流換熱系數(shù)Fig.11 Air side convective heat transfer coefficient in each scheme

以B 方案為例，排氣流量不變的情況下，排氣流速與氣道直徑的平方呈反比，由此得到不同子方案的流速變化率．計算改進后的氣側(cè)對流換熱系數(shù)與初始狀態(tài)的比值，再對各工況求均值，得到各子方案的氣側(cè)對流換熱系數(shù)平均變化率，如表4 所示．氣側(cè)對流換熱系數(shù)平均變化率與排氣流速變化率基本相當，說明氣側(cè)對流換熱系數(shù)也與氣道直徑的平方呈反比．

表4 B方案氣側(cè)對流換熱系數(shù)平均變化率Tab.4 Average change rate of air side convective heat transfer coefficient of scheme B

3.3 散熱量和渦前排氣溫度影響

圖12 為各改進方案相對初始狀態(tài)的氣側(cè)散熱量減小值，數(shù)值越大說明散熱量越少．圖12a 中，A 方案下排氣道的散熱量隨表面積的減小呈線性降低．A4 方案中，對比初始狀態(tài)，A4 的表面積減小了40%，而各工況的散熱量平均減小了42%．散熱量與表面積減小比例大致相當，該結論也適用于A1～A3各工況．這是因為表面積減小時，1/(Ah1)、δ/(Aλ)和1/(Ah2)將同時增大，所以總熱阻1/(Ak)等比例增大．

圖12 各方案中氣側(cè)散熱量的減小值Fig.12 Reduction value of gas side heat dissipation in each scheme

圖12b 中，B 方案下排氣道的散熱量隨氣道直徑的增大迅速下降，且下降率速率略有降低．以B5 方案為例進行分析，對比初始狀態(tài)，B5 各工況的氣側(cè)對流換熱系數(shù)平均減小了36.8%，而散熱量平均減小了31.1%．散熱量降比略低于氣側(cè)對流換熱系數(shù)降比，該結論也適用于B1～B4 各工況．這是因為氣側(cè)對流換熱系數(shù)減小時，僅氣側(cè)熱阻1/(Ah1)增大，而δ/(Aλ)、1/(Ah2)基本不變，所以總熱阻1/(Ak)增幅偏?。?/p>

由圖12c 可知，C 方案下排氣道的散熱量仍有一定降低，但相對于A 方案和B 方案，其散熱量降幅明顯偏?。鄬τ诔跏紶顟B(tài)，C5 方案中氣道表面積增長了25%，而氣側(cè)對流換熱系數(shù)下降了34.7%．相對于表面積，氣側(cè)對流換熱系數(shù)變化更大，所以綜合效果為總熱阻1/(Ak)增大，散熱量減小．

圖13 為各改進方案相對初始狀態(tài)的渦前排氣溫度升高值，數(shù)值越大說明渦前排氣溫度越高．

由圖12、圖13 可知，渦前排氣溫度的升高與排氣道散熱量的降低有明顯相關性，排氣道散熱量越低則渦前排氣溫度越高．A4 方案的渦前排氣溫度最高，標定工況點可以提升22.6 ℃，部分負荷工況也能提升10.0 ℃以上．B5 方案的渦前排氣溫度升高也較大，標定工況點可以提升18.0 ℃，部分負荷工況能夠提升7.6 ℃以上．C5 方案的渦前排氣溫度變化相對較小，標定工況點可以提升8.3 ℃．

4 結 論

(1) 與試驗結果和有限元仿真結果進行對比，一維熱力學仿真的相對偏差率控制在±4%以內(nèi)．

(2) 直徑不變的前提下，排氣道的表面積變化對氣側(cè)對流換熱系數(shù)基本沒有影響；氣側(cè)對流換熱系數(shù)隨氣道直徑的增大迅速下降，并與直徑的平方呈反比．

(3) 直徑不變的前提下，排氣道的散熱量隨表面積減小等比例減?。槐砻娣e不變的前提下，排氣道的散熱量隨直徑的增大而降低，且降比略低于氣側(cè)對流換熱系數(shù)的降比；長度不變的前提下，使排氣道直徑和表面積等比例增大，排氣道的散熱量小幅降低．

(4) 渦前排氣溫度隨排氣道散熱量的降低而升高；A4 方案的渦前排氣溫度最高，表面積減小到60%，標定工況點可以提升22.6 ℃；發(fā)動機排氣道設計時，在直徑不變的前提下減少表面積，或在表面積不變的前提下增大直徑，有利于降低排氣道散熱量．