閉式內冷油腔體積對活塞冷卻的影響

郝冠男，鄧立君，劉瑞(.中國石油大學(華東)機電工程學院，山東 青島 66580；.濱州學院機電工程學院，山東 濱州 56600；.濱州渤海活塞有限公司，山東 濱州 56600)

活塞內腔頂部增加冷卻油腔的局部強化冷卻方案可以有效降低活塞頂部和第一環槽的溫度[1-4]。內冷油腔冷卻活塞的過程是通過氣缸下部的一個或多個噴油嘴對準活塞的進油孔進行噴油，由于進入冷卻油道的機油受到慣性作用，在油道內與壁面產生了較大的相對速度，進而形成了強烈的振蕩[5-7]，強化傳熱，有效對活塞進行冷卻。

在活塞往復運動過程中，影響內冷油腔冷卻效果的因素較多，如填充率、機油流量、發動機轉速、噴孔直徑、內冷油腔的位置、體積與活塞頂面面積的比值以及形狀等。國內外學者通過試驗和模擬的方法做了大量相關研究工作[8-13]。通過對活塞內冷油腔中流體流動和傳熱的研究，獲得了不同發動機轉速和冷卻機油流量下內冷油腔中流動特性與傳熱特性，深入分析了機油通過率、填充率以及傳熱系數隨轉速和機油流量的變化規律[14-17]。但對于內冷油腔的結構設計依然沒有統一標準。

對于帶有內冷油腔的內燃機活塞，其內冷油腔的設計有嚴格的要求。本研究主要通過對比不同內冷油腔體積下，活塞關鍵位置溫度和內冷油腔溫度分布以及瞬態面積覆蓋率、傳熱系數等的變化規律來分析活塞冷卻效果的變化，為活塞內冷油腔體積的設計提供一定的理論支持。

1 試驗裝置及流程

1.1 試驗裝置

圖1示出動態打靶試驗臺示意。試驗裝置包括工作臺、缸套、活塞、驅動電機和液壓站(可調溫調壓)，缸套位于工作臺的上方，活塞置于缸套中，驅動電機的輸出軸上固定有曲軸，曲軸上固定有驅使活塞往復運動的連桿。活塞中設置有內冷油腔，內冷油腔由橫腔及與其相通的進油道、出油道組成，進油道、出油道的開口均朝下。工作臺上設置有可在平面內移動的調節塊，調節塊上固定有噴嘴，噴嘴經管路與液壓站相連接，通過移動調節塊使噴嘴軸線與進油道軸線在同一直線上，以便向進油道中噴入冷卻液。

1.2 試驗流程

試驗流程分為三步。首先，將流量計安裝于噴嘴上，啟動驅動電機，通過流量計測量出噴嘴出口流量，設噴嘴出口流量為Qjet。然后，將流量計從噴嘴上移除，將其安裝于進油道的進口上，啟動驅動電機，待運行平穩后，通過流量計測量T時間段內油腔進口流量，設為Qin。最后，將流量計從進油道的進口上移除，將其安裝于出油道的出口上，啟動驅動電機，待運行平穩后，通過流量計測量T時間段內油腔出口流量，設為Qout。

1—工作臺；2—調節塊；3—缸套；4—活塞；5—驅動電機；6—曲軸；7—連桿；8—噴嘴；9—玻璃罩；10—進油道；11—內冷油腔(橫腔)；12—出油道；13—調控面板；14—液壓站；15—電機控制器；16—調節塊；17—曲柄；18—軸承支架。圖1 試驗臺示意

2 數值模擬

2.1 物理模型

同一個內燃機活塞模型，根據內冷油腔的設計參數，保持內冷油腔形狀和中心位置不變，通過改變內冷油腔截面積的大小，得到不同體積的內冷油腔(見圖2)。圖2b中相鄰兩個環線的間距是0.5 mm。

不同內冷油腔體積的設計方案見表1。其中，體積是內冷油腔周向環部全部填充滿后的體積，體積比是指內冷油腔體積與壓縮高部分活塞參考體積(D2*Hc)的比值，本研究中各方案D2*Hc取值為1 395 158.5 mm3。

圖2 內冷油腔示意

方案編號C0C1C2C3C4C5C6截面積/mm2169.419194.277220.706248.705146.133124.417104.271體積/mm350 533.42857 957.63365 851.76074 215.80943 579.14537 094.78431 080.345體積比0.0360.0420.0470.0530.0310.0270.022

C0代表原方案(最佳方案)，其他方案均為在C0的基礎上進行偏離設置，即在截面的周向增加或者減少相同的值：C1為+0.5 mm，C2為+1.0 mm，C3為+1.5 mm，C4為-0.5 mm，C5為-1.0 mm，C6為-1.5 mm；D為活塞直徑，Hc為活塞壓縮高。

2.2 湍流模型

本研究使用CFD軟件Fluent對三維瞬態流動進行求解。Fluent中的湍流模型很多，有單方程模型、雙方程模型、雷諾應力模型、轉捩模型等。有研究表明[18-19]，研究活塞振蕩冷卻問題時采用SSTκ-ω雙方程模型，結果更接近實際情況。

SSTκ-ω雙方程模型為標準κ-ω模型的變形，見式(1)、式(2)。使用混合函數將標準κ-ε模型與κ-ω模型結合起來，包含了轉捩和剪切選項。該模型考慮了正交發散項，從而使得方程在近壁區和遠離壁面的區域都合適。

(1)

(2)

式中：Gκ為由于平均速度梯度引起的湍流動能的生成相。Gω為ω的生成相；Γκ和Γω分別為κ和ω的有效擴散系數；Yκ和Yω分別為κ和ω的湍流耗散相；Dω為正交擴散項；Sκ和Sω為自定源相。

湍動能κ和ω分別通過式(3)、式(4)計算。

(3)

(4)

式中：u為平均速度；I為湍流強度；Cμ為經驗常數，默認值為0.09；l為湍流長度尺度。

2.3 網格獨立性

2.3.1有限元分析網格模型

采用四面體非結構化網格對活塞進行網格劃分。由于活塞結構的復雜性，建模過程中產生的狹長或窄面的網格尺寸統一設置為1 mm。圖3分別示出了單元尺寸為3 mm，2 mm和1 mm時活塞的網格模型，其單元數分別為198 283，467 938，2 806 465。

圖3 活塞固體域網格模型

通過與硬度塞試驗(硬度塞測點見圖4)數據的比較，驗證不同網格的計算精度。表2示出了活塞關鍵位置處的試驗數據和模擬計算值。對比發現，不同網格模型計算值與試驗數據的誤差都在工程允許的誤差(5%)以內，且網格劃分得越小，精度越高。為了節省計算時間，在保證精度的基礎上，選用單元尺寸為2 mm的網格模型。

1—燃燒室中間底部；5—燃燒室喉口；7—頂面；9—火力岸；13—第二環岸；16—內腔頂；18—銷孔內側。圖4 硬度塞測點位置

表2 網格細化對活塞關鍵位置溫度的影響 ℃

2.3.2CFD流體分析網格模型

建立內冷油腔的動網格模型。流體區域模型包括環狀內冷油腔、進出油道部分和活塞底部流體區域。為加快計算速度，將活塞底部的流體區域簡化為圓柱體。網格模型示意見圖5。改變動網格尺寸，分別設置動網格尺寸與周圍網格尺寸比例a為0.5，1.0，1.5，以此來改變動網格的疏密，計算得到內冷油腔的流量，分析網格精度對結果的影響。

圖6示出了網格細化對內冷油腔流量的影響。通過對比Qout計算模擬結果和試驗結果，可知不同網格模型計算所得結果與試驗值之間的誤差在工程允許的范圍(10%)以內。結果顯示，隨著網格的細化，計算結果的精度不同，當動網格尺寸與周圍網格尺寸比例a為0.5～1.0時，計算精度最高。為了保證計算精度的同時節省計算時間，選用a=1.0，即動網格尺寸設置為2 mm。

圖5 內冷油腔流體域物理模型和網格模型示意

圖6 網格細化對內冷油腔出口流量的影響

3 結果與分析

內冷油腔的位置、形狀等都對內冷油腔的傳熱性能產生一定的影響。因此，研究中保持其他參數不變，只通過改變內冷油腔截面積的大小來改變內冷油腔的體積。

3.1 內冷油腔體積對溫度分布的影響

硬度塞法廣泛應用于活塞表面溫度測量[20]。本研究根據硬度塞試驗測出的活塞表面平均溫度，調節溫度邊界條件，使得計算得出的溫度場與試驗測得的溫度場基本吻合。內冷油腔的傳熱系數和環境溫度，根據數值計算結果進行時間積分平均后投影給有限元網格。設置相同的熱邊界條件，對7種不同方案進行有限元分析，得到不同方案的內冷油腔表面溫度梯度分布(見圖7)。

由圖7可見，隨內冷油腔體積增大，內冷油腔最低溫度減小，最高溫度增加。從圖中曲線變化可以看出，內冷油腔頂部和底部附近變化較大，而內冷油腔中間部位變化不大。由此可知，隨著體積增加，內冷油腔頂部的冷卻效果受到影響。

圖7 內冷油腔溫度隨高度坐標的分布規律

3.2 內冷油腔體積對面積覆蓋率的影響

內冷油腔一般不被充滿，這樣在油腔中形成了兩相流動，另外在慣性力的作用下，冷卻油能形成強烈的振蕩和飛濺，容易形成紊流，產生良好的冷卻效果。為了得到較好的振蕩效果和冷卻效果，可以改變內冷油腔的體積，增加內冷油腔的面積覆蓋率，以強化傳熱。

圖8示出發動機轉速2 000 r/min、噴嘴機油速度為25.2 m/s時，內冷油腔面積覆蓋率隨曲軸轉角的變化規律。活塞從下止點(BDC)向上運動時，內冷油腔內的機油大多在底部，機油隨活塞上下振蕩的同時受慣性作用會有部分從進出油口流出，內冷油腔的面積覆蓋率較小。隨著活塞向上運動，機油從進出油口流出的量減少，面積覆蓋率增加，在上止點(TDC)附近達到最大。活塞從上止點向下運動過程中，面積覆蓋率變化較大。受慣性作用，機油撞到頂部后迅速回落，流出的機油量增加，使得面積覆蓋率減小；之后由于機油產生向上的加速度，使得內冷油腔面積覆蓋率再次增大。下止點時，機油從進油口流出的量增多，面積覆蓋率降低。

圖8 不同體積內冷油腔面積覆蓋率的變化規律

從圖中還可以看出，不同體積的內冷油腔面積覆蓋率的變化規律基本一致。隨著內冷油腔體積增大，面積覆蓋率增加；但是當體積增大到一定程度，體積越大，面積覆蓋率增加得越少，甚至不再增加。對比發現，C1，C4，C5，C6 4個方案的面積覆蓋率較小，且比較接近，而C2，C3和原方案C0的面積覆蓋率比較接近。這表明在一定范圍內增加內冷油腔體積可以提高其面積覆蓋率。

3.3 內冷油腔體積對傳熱系數的影響

圖9示出發動機轉速2 000 r/min、噴嘴機油速度為25.2 m/s時，內冷油腔壁面傳熱系數隨曲軸轉角的變化規律。活塞往復運動使得內冷油腔內的流體脈動很大，流體的分布和流動形態也因此變化，所以，每個循環對流傳熱系數在時間上分布不均勻，循環與循環之間也有一定的差異(見圖9a)。從圖9b可以看出，對流傳熱系數受到面積覆蓋率的影響，活塞上行時在曲軸轉角180°附近最大，活塞下行時在曲軸轉角330°附近最大。當活塞由下止點(BDC)運行到上止點(TDC)時，內冷油腔內的機油達到最多。而且機油在慣性作用下保持較高速度，脫離底部撞擊到頂部，此時湍流強度和內冷油腔壁面的機油覆蓋率都達到最大。因此，活塞在上止點附近時，內冷油腔的對流傳熱系數最高。相反，當活塞由上止點向下止點運行時，內冷油腔內的機油溫度有所升高，且面積覆蓋率也有所降低，導致內冷油腔的對流傳熱系數隨之降低。從圖中還可以看出，與面積覆蓋率變化規律一致，隨內冷油腔體積的增加，內冷油腔的對流傳熱系數增大；當內冷油腔體積太小(如方案C4，C5，C6)時，面積覆蓋率也隨之減小，且機油的振蕩強度降低，因此傳熱系數減小。當體積太大時，面積覆蓋率卻不能繼續增大，內冷油腔壁面無法被機油全部覆蓋，因此傳熱受到影響。

圖9 瞬時傳熱系數隨曲軸轉角的變化規律

3.4 內冷油腔體積對活塞溫度場的影響

表3示出利用有限元分析軟件對活塞溫度場進行模擬得到的活塞關鍵位置溫度值。

表3 內冷油腔體積對活塞關鍵位置溫度的影響 ℃

對比發現，無論內冷油腔增大還是減小，溫度值都有變化，即內冷油腔體積對活塞的溫度有一定的影響，且不能忽略。溫度值的變化表明，當內冷油腔體積增大時，活塞關鍵位置的溫度最大減小10 ℃。從表中還可以看出，活塞關鍵位置的溫度變化與內冷油腔溫度變化趨勢一致，隨體積增大，所有位置溫度呈減小趨勢。油腔體積變化對第一環槽溫度的影響見圖10。由圖可見，油腔體積變化對第一環槽的影響也很明顯，體積越大，油腔導熱量大，第一環槽溫度越低，體積越小，溫度越高。

4 結論

a) 隨內冷油腔體積增大，油腔的最低溫度減小，油腔軸向最高溫度增加，且溫度梯度增加，使得傳熱系數增大，進而強化活塞傳熱；

b) 在一定范圍內，內冷油腔體積增大可以提高其面積覆蓋率；所研究的閉式內冷油腔的周向環部體積應設計為活塞壓縮高參考體積的3%～4%。