非道路柴油機冷卻水套流動傳熱分析與優化

劉明健，雷基林，宋國富，劉 康

（1.昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，云南 昆明 650500；2.昆明云內動力股份有限公司，云南 昆明 650200）

1 引言

伴隨著科技進步與經濟發展，對動力機械的需求顯著增加，兩缸柴油機因其結構緊湊、用途廣泛、使用方便、價格低廉等特點在工程建設、農林機械、交通運輸以及人們的日常生產生活中發揮著越來越重要的作用。兩缸柴油機要在緊湊結構設計的前提下滿足功率密度需求，整機的熱負荷必然增加，因此獲取受熱部分的熱負荷狀況并設計良好的冷卻系統對整機綜合性能的優化十分重要［1-2］。發動機冷卻水套的流動特性研究早期多以試驗為主，但冷卻水套的三維結構復雜且為封閉空間，因而對測量的精度和準確性造成了一定的影響，隨著有限元分析的發展，越來越多的國內外學者通過仿真分析手段對冷卻水套的流動傳熱進行研究。文獻［3-4］以結構優化為出發點，分析了柴油機冷卻水套結構對冷卻水流場的影響。文獻［5-6］采用有限元軟件進行計算，得到了冷卻水的三維流場，再通過試驗得到了冷卻水流動方向和流量大小，對比分析結果表明數值模擬計算與試驗測量結果相一致，驗證了數值模擬方法的合理性。文獻［7-10］基于流固耦合的方法對發動機冷卻水套的流動和傳熱過程進行了計算，研究了水套溫度場分布，為冷卻水腔的優化設計提供了依據。綜上所述，通過仿真分析可以高效準確的反應冷卻水套的相關特性，為優化整機的冷卻性能提供理論依據。以某兩缸高強化高壓共軌柴油機為研究對象，對發動機冷卻水套流動與傳熱進行穩態計算，得到了速度場、溫度場、換熱系數、壓力場等參數的分布情況，評估了冷卻系統的冷卻換熱性能，并提出了一種對冷卻系統性能參數與水套結構同時進行優化的方案，為高強化柴油機設計提供依據。

2 冷卻水套流場試驗測試及分析

2.1 發動機主要性能參數

試驗發動機選用一臺兩缸高壓共軌柴油機，主要具體參數，如表1所示。

表1 柴油機主要具體參數Tab.1 Main Specific Parameters of Diesel Engine

2.2 試驗方案

發動機試驗方法的主要參考依據是《GB/T18297-20015汽車發動機性能試驗方法》。為確保新型發動機良好運轉，在試驗前需要進行發動機磨合，磨合時間為50h。在最大轉矩工況下通過改變入口流量并達到熱平衡狀態后記錄各項試驗數據，通常，當發動機進、出水溫差波動不超過0.1℃/min 時，認為發動機已達到熱平衡狀態。分別采用Pt100鉑電阻溫度傳感器、PTX1400壓力傳感器和冷卻液流量計對冷卻水套的溫度、壓力和流量進行測量。

2.3 結果分析

冷卻水套冷卻液進出口溫差和入口壓力隨冷卻液入口流量的變化關系曲線，如圖1、圖2所示。隨著入口流量的增加水套進出水口的溫差下降，水套入水口壓力增大，并且都趨向于線性變化。

圖1 水套進出口溫差隨入口流量變化曲線Fig.1 Variation Curve of Temperature Difference Between Inlet and Outlet of Water Jacket with Inlet Flow

圖2 水套入水口壓力隨入口流量變化曲線Fig.2 Variation Curve of Water Jacket Inlet Pressure with Inlet Flow Rate

3 仿真模型建立及驗證

由于該柴油機水套結構較復雜，在網格劃分過程中將整個水套分成了2個獨立的部分進行劃分，即缸蓋與缸體兩個部分，將這2部分進行連接后形成最終計算域。對不影計算結果的局部結構進行了簡化處理：（1）去掉了機體排氣側冷卻水腔的兩個工藝孔；（2）對模型中部分比較復雜的細微特征結構進行了平滑處理；（3）為了穩定來流和出流，使模型在進、出口流動趨于平緩，對水套進出口進行延伸。經過簡化后的計算模型，如圖3所示。

圖3 冷卻水套計算模型Fig.3 Cooling Water Jacket Calculation Model

采用穩態計算模式，計算過程中認為冷卻水套內的流動方式為三維穩態不可壓縮粘性流體的湍流流動，湍流模型選用標準k-ε 模型。采用有限體積法對控制方程進行離散。壓力速度耦合采用SIMPLE 算法，差分格式采用高階格式，收斂殘差設為1e-5。

冷卻水套邊界條件通過前期一維仿真結果以及相關手冊和設計經驗準則進行設定，具體設定如下：冷卻介質選用50%體積濃度乙二醇水溶液；機體水腔進口邊界采用質量流量邊界條件，流量為32L/min，初始水溫為341K，出口邊界采用壓力出口邊界條件，機體冷卻液出口溫度為348K，缸蓋冷卻液出口溫度為349K；采用第一類壁面熱邊界條件，即定義壁面溫度，缸體水套冷卻液平均溫度為373K，缸蓋水套冷卻液平均溫度為393K，對于缸體、缸蓋水套近壁面區域流動采用標準壁面函數法進行處理。

4 計算結果分析

4.1 冷卻水套速度場分析

發動機冷卻水套流速分布中機體水套冷卻液速度梯度變化較小，水套整體平均流速為0.23m/s，難以滿足冷卻要求。缸體水套進口位置設計在偏向排氣側，導致進氣側冷卻水套內冷卻液流動緩慢，冷卻強度低，因此原方案在缸蓋水套入口附近設計了下水孔，由于該下水孔缸蓋、缸體部分形狀不同大小不一，造成冷卻液從缸蓋水孔流向缸體水孔時流速增加且存在壓力損失，增加了進氣側缸體水套中、下部冷卻液的流動，而缸體水套上部流動未得到加強，圖4中A區域平均流速小于0.2m/s，B區域平均流速小于0.1m/s，且B區域出現較大的渦流，造成流動不暢。

圖4 缸體水套流線圖Fig.4 Cylinder Block Water Jacket Streamline Diagram

通過缸蓋鼻梁區截面速度云圖和流線圖5可知，缸蓋鼻梁區截面的平均流速為0.69m/s，缸蓋冷卻液進口、排氣側、排氣門與噴油器間的鼻梁區流速較大；兩排氣門中間、進排氣門中間的鼻梁區以及進氣側水套附近流速較小，這些位置水道結構復雜，冷卻液流動受到阻礙，并出現多處渦流區和流動死區。

圖5 缸蓋鼻梁區截面速度圖和流線圖Fig.5 Sectional Velocity Diagram and Streamline Diagram of the Nose Bridge Area of the Cylinder Head

4.2 冷卻水套溫度場分析

水套整體平均溫度為349.8K，發動機冷卻液進口溫度最低，為336.4K，1缸平均溫度比2缸平均溫度高，缸體水套溫度分布，如圖6所示。該部分平均溫度為346.7K，排氣側上部平均溫度低于缸體水套下部，水套進氣側上部冷卻液溫度高于下部冷卻液溫度。

圖6 缸體水套溫度分布圖Fig.6 Temperature Distribution Diagram of Cylinder Block Water Jacket

缸蓋水套平均溫度為352.1K，高于缸體水套平均溫度，靠近缸蓋火力面、進排氣門鼻梁區以及排氣歧管附近的冷卻水套受熱負荷影響最大，1缸進氣門鼻梁區域下部尖角位置溫度最高，為384.5K，進氣側靠近噴油嘴位置的鼻梁區域熱負荷較高，需要強化該處的冷卻能力，冷卻水套截面溫度分布，如圖7所示。

圖7 缸蓋水套截面溫度分布圖Fig.7 Temperature Distribution Diagram of Cylinder Head Water Jacket Section

4.3 冷卻水套換熱系數分析

換熱系數分布和流速分布基本一致，如圖8、圖9所示。即流速高區域換熱系數大，在流動死區換熱系數較小，整體平均換熱系數為3026W（/m2·K）。缸蓋部分平均換熱系數為2699W（/m2·K），鼻梁區換熱系數均低于3790W（/m2·K），無法滿足該區域冷卻要求，缸體部分平均換熱系數為3426W（/m2·K），在排氣側1、2缸體水套上部換熱系數不均勻，2缸換熱系數明顯高于1缸。

圖8 缸蓋水套換熱系數分布圖Fig.8 Distribution Diagram of Heat Transfer Coefficient of Cylinder Head Water Jacket

圖9 缸體水套換熱系數分布圖Fig.9 Distribution Diagram of Heat Transfer Coefficient of Cylinder Block Water Jacket

5 冷卻水套優化方案及優化結果分析

5.1 冷卻系統性能參數優化方案

基于上述仿真結果分析，發動機冷卻水套部分區域出現了因冷卻液滯留而造成的局部高溫現象，因此需要提高該區域的冷卻液流速來提高換熱能力，進而達到冷卻要求。針對該問題，通過提高水套入水流量，從而強化發動機的冷卻能力，以發動機標定功率轉速對應水泵最高轉速為邊界，改變發動機與水泵傳動比，將冷卻液流量調整到最大許可流量值。

5.2 冷卻系統性能參數優化結果分析

通過圖10、圖11對比分析發現，流量增加后冷卻液流速顯著增加，水套整體平均流速為0.63m/s，較原方案提高了173.91%。缸蓋鼻梁區截面的平均流速為1.53m/s，缸體水套平均流速為0.85m/s，與優化前相比，各區域流速均有顯著提升。進、排氣門周圍渦流區與流動死區面積減小，冷卻液流動性增強。

圖11 缸蓋鼻梁區截面流速分布圖和流線圖Fig.11 Cross-Sectional Flow Velocity Distribution Diagram and Streamline Diagram of the Nose Bridge Area of the Cylinder Head

流量增加后溫度分布情況，如圖12、圖13所示。缸體水套平均溫度為344K，下降了5.8K，降幅為1.66%；缸蓋水套平均溫度為348.9K，下降了3.2K，降幅為0.91%，高溫區域主要分布在缸體上端工藝水孔以及連接這些水孔的水平管道，缸蓋鼻梁區截面溫度下降最為明顯，下降了17.2K，降幅為4.9%。

圖12 冷卻水套溫度分布對比Fig.12 Comparison of Temperature Distribution of Cooling Water Jacket

圖13 缸蓋鼻梁區截面溫度分布對比Fig.13 Comparison of Cross-Section Temperature Distribution in the Nose Bridge Area of the Cylinder Head

如圖14、圖15所示，流量增加后發動機冷卻水套平均換熱系數增加至4295W（/m2?K），較原方案提高了41.93%。缸蓋進、排氣側以及與噴油器所圍的鼻梁區等熱負荷高的區域平均換熱系數都大于5000W（/m2?K），滿足工程上對高熱負荷區域的設計要求，缸體水套上部換熱系數增加，各缸換熱更加均勻。

圖14 缸體冷卻水套換熱系數分布Fig.14 Distribution of Heat Transfer Coefficient of Cylinder Block Cooling Water Jacket

圖15 缸蓋冷卻水套換熱系數分布Fig.15 Distribution of Heat Transfer Coefficient of Cylinder Head Cooling Water Jacket

5.3 冷卻水套結構優化方案

雖然通過增加冷卻水套入口流量有效提高了冷卻水套整體的冷卻能力，但局部流場依然存在分布不合理且需要改進的地方，如缸體上部部分區域冷卻能力低于下部，不滿足由上到下的順梯度冷卻規律，冷卻水套壓力損失過高會造成水泵功耗增加。針對以上問題在保證其它邊界條件及參數不變的情況下對冷卻水套結構進行了優化，優化方案為：把入口處幾乎成直角的管道設計成圓弧過渡管道；將位于水套入口附近的缸體缸蓋連接水孔設計為截面面積相同且與缸體水孔截面形狀一致的橢圓形水孔。

5.4 冷卻水套結構優化結果分析

結構優化后水套速度場分布，如圖16、圖17所示。缸體水套上部冷卻液流速明顯升高，缸體水套下部冷卻液流速明顯降低，避免了缸體水套下部過冷的同時，有效防止缸體上部熱負荷過高的風險，缸蓋水套部分無明顯變化。各部分冷卻水套平均流速雖有小幅下降，但變化不大，計算結果依然滿足工程設計對水套流速的要求。

圖16 缸體冷卻水套速度場分布對比Fig.16 Comparison of Velocity Field Distribution of Cylinder Block Cooling Water Jacket

圖17 缸蓋冷卻水套速度場分布對比Fig.17 Comparison of Velocity Field Distribution of Cylinder Head Cooling Water Jacket

6 結論

（1）通過增加冷卻液入口流量，冷卻水套各區域流動性明顯增強，冷卻液平均流速提高了173.91%，整體平均換熱系數提高了41.93%，缸蓋進、排氣門周圍渦流區與流動死區面積減小，有效提高了水套整體的冷卻能力。（2）通過對缸蓋入水口和缸體缸蓋連接水孔結構的優化，該處流速明顯增加，有效避免了穴蝕現象的產生。（3）優化分析過程中針對各影響因素優化后所能達到的最大優化量，制定優化等級，在不改變關鍵部位結構的前提下優先考慮性能參數的影響，有利于保證整機的結構緊湊性，為柴油機的傳熱優化設計提供了參考。