冷卻油腔機油振蕩的流動和傳熱特性研究

張衛正，劉 洋，任 姣

(北京理工大學 機械與車輛學院， 北京 100081)

隨著大功率船用柴油機強化程度不斷提高，其爆發壓力不斷提高，活塞作為直接承受燃氣壓力、往復慣性力及燃燒室內高溫氣體的部件，其工作條件更加苛刻，所受熱負荷和機械負荷不斷增加[1]，很容易出現疲勞斷裂、高溫蠕變、頂部燒蝕等問題[2]。因此，在高強化柴油機中，為保證活塞在嚴苛環境下安全可靠地工作，需要對活塞進行有效的冷卻散熱。目前柴油機活塞常用的冷卻方式是無內冷油腔的射流沖擊冷卻和有內冷油腔的振蕩冷卻。振蕩冷卻通過冷卻機油在活塞往復運動的帶動下產生振蕩，與油腔壁面發生強烈的對流換熱[3-4]，可以高效地帶走活塞頂部的熱量，提高活塞的可靠性[4-5]。

隨著計算機技術的突飛猛進，使用數值模擬技術進行分析研究的方法更加成熟，振蕩冷卻的數值模擬研究可以分析許多試驗無法研究的問題。Hidehiko Kajiwara[6]最早利用CFD軟件分析了振蕩腔在不同機油填充率下的換熱情況。Yu Nozawa等[7]利用AVL Fire軟件對活塞冷卻油腔內的振蕩流動傳熱進行了數值模擬，結果表明數值模擬得到的換熱系數較試驗數據大一些。Jinfeng Pan和Yi等[8]利用Fluent軟件研究了振蕩腔的機油填充率、壁面換熱系數等參數隨機油流量、柴油機轉速變化的規律，研究結果表明，機油填充率為60%時，對活塞的冷卻效果最好。國內王新[9]等采用CFD軟件對比了無內冷油腔、普通內冷油腔、帶波浪形內冷油腔活塞的振蕩換熱效果。

本研究采用Fluent軟件，利用數值模擬仿真技術對大功率柴油機活塞冷卻油腔內的機油振蕩流動特性與傳熱特性進行了研究，通過冷卻油腔內機油充油率隨轉速和機油入口流量的變化關系得到了機油的流動特性；通過外冷卻油腔壁面的對流換熱情況得到冷卻油腔的傳熱特性。

1 仿真模型的建立

1.1 冷卻油腔三維模型的建立

研究用的大功率船用柴油機組合活塞直徑為220 mm，曲柄半徑為165 mm，連桿長度為660 mm，組合活塞的三維模型如圖1(a)所示。本文的研究對象為由四周向中心供油的雙冷卻油腔，活塞外冷卻油腔為環狀空腔，內冷卻油腔為帶有儲油池的單室腔體，內外油腔之間通過連通管道輸送冷卻機油，腔體構造如圖1(b)所示。該冷卻油腔共有4個冷卻機油入口，1個機油出口，內外冷卻油腔間分布有10根連通管道，冷卻機油入口位于外冷卻油腔內部，出口位于內冷卻油腔底部，新鮮機油能完全進入油腔內，因此振蕩冷卻油腔散熱效率主要與柴油機轉速、冷卻機油入口流量相關。考慮到油腔幾何結構的特殊性，為縮短仿真時間，選取了活塞的1/4模型作為研究對象，見圖1(b)。

圖1 柴油機組合活塞三維模型

1.2 邊界條件的確定

研究所涉及的油腔幾何形狀較為復雜，柴油機實際工作過程中冷卻油腔各個壁面的溫度差別較大，在計算中對不同油腔的不同壁面應設置不同的邊界條件。將冷卻油腔的不同壁面進行了分區，圖2為油腔壁面分區示意圖，各區的壁面溫度根據經驗取值，如表1所示。

圖2 冷卻油腔各壁面分區示意圖

壁面分區溫度/K壁面分區溫度/KW1474W5420W2400W6395W3420W7434W4395

數值計算模型入口邊界條件設置為質量流量入口；冷卻機油的入口溫度視作油底殼機油溫度，即340K。冷卻油腔的出口直接與曲軸箱相連，曲軸箱壓力相對穩定，壓力變化不大，因此冷卻油腔出口設置為壓力出口邊界條件，出口壓力為1個大氣壓。

1.3 模型的網格無關性驗證及有效性分析

在數值模擬中，網格模型的節點數及網格數對計算準確性、計算精度和計算時間都有很大的影響。一般來說節點數和網格數越多計算精度就越高，得到的結果也越接近于實際數值，但是這也意味著計算時間的增長。因此在劃分網格的時候需要綜合考慮精度要求和時間成本，也即要進行網格無關性驗證。

對圖1(b)中活塞的冷卻油腔進行了網格劃分，取各壁面換熱系數的算術平均值作為平均換熱系數，通過對比不同網格數量下模型的計算結果，分析網格數對壁面平均換熱系數的影響，結果如圖3所示。

圖3 壁面平均換熱系數隨網格數的變化

由圖3可以看出，隨著網格數的增加，壁面平均換熱系數的增幅越來越小，當網格數為 109 539時壁面平均換熱系數趨于收斂，繼續細分網格對結果影響不大，但會大大增加計算量，因此可以認為網格數為 109 539即是理想的。綜合考慮精度和時間成本、本文將網格數確定為 109 539。

本文中振蕩冷卻湍流模型和多相流模型的選取參考課題組陳浩翰[10]的前期研究工作，受篇幅限制本文不再贅述。

2 冷卻油腔充油率的仿真分析

在不同曲軸轉角下，冷卻油腔的機油分布云圖如圖4，圖中曲軸轉角以活塞進氣沖程上止點為0°，活塞下止點為180°，0°～180°曲軸轉角活塞下行運動，180°～360°曲軸轉角活塞上行運動；云圖中數據值表示充油率。由圖可見，活塞下行的過程中，在慣性力作用下機油主要聚集在外冷卻油腔上部，并通過連通管道進入內冷卻油腔，連通管道與內冷卻油腔的機油量增加。而在活塞上行的過程中，機油聚集在外冷卻油腔底部，流向內冷卻油腔的機油量取決于外油腔的儲油高度，只有達到一定高度時才可能流入內冷卻油腔，因此此時連通管道與內冷卻油腔機油量減小。

圖4 不同曲軸轉角下機油分布云圖

冷卻油腔充油率的增減主要取決于入口機油流量與出口機油流量之差，入口機油流量設定為0.63 kg/s。仿真計算結果如圖5所示。活塞下行的過程中，在0°曲軸轉角到20°曲軸轉角之間，冷卻機油入口流量大于出口流量，整體冷卻油腔充油率呈現上升趨勢。在20°曲軸轉角到160°曲軸轉角之間，冷卻機油入口流量小于出口流量，整體冷卻油腔充油率呈現下降的趨勢。在160°曲軸轉角到380°曲軸轉角之間，冷卻機油入口流量恒大于出口流量，且差值略有增大，充油率逐漸上升。充油率隨著曲柄轉角呈現上升與下降的周期性變化。

圖5 機油出口與入口流量差值及充油率隨曲軸轉角變化

冷卻機油入口流量為0.63 kg/s時冷卻油腔充油率隨柴油機轉速的變化如圖6所示。由圖可見，隨著柴油機轉速的提高，油腔的充油率呈現出先下降再上升的變化趨勢，在轉速為1 010 r/min時，充油率達到最小值，在轉速低于1 010 r/min時，隨著柴油機轉速的增加，冷卻油腔的充油率從0.92減小到0.751；而當轉速高于1 010 r/min時，隨著轉速的繼續增加充油率也會增加。這一規律是由組合活塞雙冷卻油腔的特殊結構所決定的，內冷油腔的入口高度高于出口高度，當轉速較大時內冷油腔的機油在腔體內振蕩而流出量減少，因此整體的充油率增加。

圖6 冷卻油腔的充油率隨轉速的變化

發動機轉速為672 r/min時冷卻油腔的充油率隨入口機油流量的變化如圖7所示，分別選取0.5 kg/s、0.55 kg/s、0.63 kg/s三個入口機油流量來探究其對充油率的影響。由圖可見，整體冷卻油腔的充油率隨著入口機油流量的增加而增加。

圖7 冷卻油腔的充油率隨機油入口流量的變化

由圖6和圖7可以看出，轉速為672 r/min時，3種入口機油流量對應的油腔充油率分別為0.809、0.826、0.844。入口機油流量從0.5 kg/s增加到0.63 kg/s，充油率增加0.031。入口機油流量為0.63 kg/s時，轉速從372 r/min增加到1 010 r/min時，油腔充油率從0.92減小到0.751，總共減小了0.169。大功率柴油機較普遍的運行工況下(轉速低于1 010 r/min)，轉速和機油入口流量的增加均會使油腔充油率減小，其中轉速對充油率的影響占主導作用，而機油入口流量的影響較次要。

3 冷卻機油振蕩傳熱過程的仿真分析

3.1 冷卻油腔壁面換熱特性

圖8為不同曲軸轉角下冷卻油腔壁面換熱云圖，云圖中數據值為換熱系數。由圖可見，由于內冷卻油腔和外冷卻油腔的結構特征不同，外冷卻油腔的往復振蕩強度要大于內冷卻油腔，連通管道由于冷卻機油流動速度較高，在往復循環過程中換熱系數一直處于較高的水平。從0°曲軸轉角到80°曲軸轉角的變化過程中，外冷卻油腔上壁面和連通管道壁面的換熱系數增加，在120°曲軸轉角時整體油腔的換熱系數處于最低的狀態，此時油腔各壁面的平均換熱系數為 1 035 W/(m2·K)。

圖8 不同曲柄轉角下冷卻油腔壁面換熱云圖

3.2 轉速和機油流量對油腔壁面換熱特性的影響

在固定機油入口流量為0.63 kg/s的條件下，分別探究柴油機常用工況轉速下外冷卻油腔上壁面換熱特性的變化規律,圖9顯示了上壁面換熱系數隨曲軸轉角的變化情況。由圖可見，隨著柴油機轉速的提高，外冷卻油腔上壁面換熱系數的循環波動幅度逐漸增大，這意味著振蕩冷卻效果增強，但平均換熱系數降低，也即整體換熱程度減弱。

圖9 不同轉速時上壁面換熱系數的變化

圖10顯示了外冷卻油腔上下壁面平均換熱系數隨轉速的變化情況。圖中數據是機油入口流量固定為0.63 kg/s時，在372 r/min、472 r/min、572 r/min、672 r/min、864 r/min、950 r/min、1 010 r/min、1 035 r/min、1 050 r/min八個轉速下計算得到的外冷卻油腔上下壁面的平均換熱系數。從圖11可以看到，外冷卻油腔上下壁面平均換熱系數以柴油機轉速1 010 r/min為臨界點，隨著轉速的增加而先減小后略有回升。

圖10 上下壁面平均換熱系數隨轉速的變化

冷卻油腔的換熱主要以冷卻機油流動換熱和機油振蕩冷卻換熱為主，外冷卻油腔上下壁面平均換熱系數的變化規律與圖7所示充油率的變化規律一致，在轉速低于1 010 r/min時，冷卻油腔的充油率隨著轉速的增加而減小。冷卻機油量減少，流動換熱效果減弱，而充油率的降低使得振蕩冷卻效果增強，由圖11可以看出，外冷卻油腔上下壁面的換熱量受冷卻機油流動換熱的影響較大。在轉速高于1 010 r/min后，受柴油機高轉速的影響，機油的冷卻振蕩效果增強、同時充油率的增加使得機油流動換熱效果也增強，所以冷卻油腔壁面換熱系數會有回升。

圖11為柴油機轉速為672 r/min時外冷卻油腔上下壁面平均換熱系數隨入口機油流量的變化曲線，選取0.5 kg/s、0.55 kg/s、0.63 kg/s 3組入口機油流量進行計算分析。從圖11可以看到，外冷卻油腔上下壁面平均換熱系數均隨入口機油流量的增加而增加。入口機油流量的增加會使得冷卻機油的流動換熱效果增強，從而使得外冷卻油腔壁面換熱效果增強。

圖11 上下壁面平均換熱系數隨機油入口流量的變化曲線

3.3 柴油機轉速對出口溫度的影響

冷卻機油的入口溫度設定為340 K，圖12顯示了冷卻機油入口流量為0.63 kg/s時，冷卻機油出口油溫隨轉速的變化曲線。從圖中可以看到，冷卻機油出口溫度隨著柴油機轉速的增加而減小，出口機油溫度與入口機油溫度差值從6.75 K減小到5.4 K，冷卻機油換熱溫差變化范圍大約為5～6 K。

圖12 冷卻機油出口油溫隨轉速變化曲線

本文研究得到的冷卻油腔振蕩換熱規律與車用柴油機冷卻油腔中得到的規律相反，冷卻機油出口油溫隨著柴油機轉速的增加反而有所降低。這是由于在轉速低于1 010 r/min時，油腔壁面的換熱能力隨著轉速的增加而減小，換熱能力降低，所以出口油溫隨之減小。

3.4 外冷卻油腔傳熱關聯式

大功率柴油機活塞外冷卻油腔振蕩傳熱直接影響到活塞燃燒室喉口處及活塞環槽處的散熱，因此對大功率柴油機外冷卻油腔的傳熱過程進行了研究，擬合出了無量綱傳熱關聯式，用于計算外冷油腔上壁面換熱系數隨轉速的變化情況，可作為活塞溫度場計算的參考。

參考Bush[11]振蕩傳熱關聯式：

Nu=mReaPrb(D*)c

(1)

式中：努塞爾數Nu=hD/k；雷諾數Re=nD/60v；普朗特數Pr=v/α，都可根據冷卻油腔的幾何尺寸及單位時間內活塞往復次數來確定；h為外冷油腔上壁面換熱系數，D為環形空腔的寬度，k為冷卻介質的熱導率；封閉冷卻油腔的無量綱特征徑長比D*=D/d；b為空腔的長度(即高度)；n為柴油機轉速；v為冷卻介質的運動黏度，α為熱擴散系數。

常數b取0.33，c取0.48，其他常數m、a采用最小二乘法基于外冷卻油腔上壁面換熱系數計算數據擬合得到。擬合得到大功率柴油機外冷卻油腔振蕩傳熱的無量綱關聯式如下：

Nu=116.2Re-0.087Pr0.33(D*)0.48

(2)

公式的使用條件為：柴油機轉速低于1 000 r/min；冷卻油腔為入口在下、出口在上，高度為寬度5～7倍的環形空腔。通過無量綱關聯式計算得到的擬合值和通過數值計算得到的計算值之間的差異如圖13所示，其中數值點為數值計算值，曲線為關聯式擬合所得。

圖13 上壁面換熱系數計算值與擬合值的差異曲線

為驗證擬合關聯式的準確性，計算了500 r/min時冷卻油腔上壁面的換熱系數。計算值為1 641 W/(m2·K)，而利用關聯式(2)得到的外冷卻油腔上壁面的換熱系數為1 627.85 W/(m2·K)，偏差為0.8%，表明擬合得到的關聯式可用。

4 結論

1) 冷卻機油入口流量的增加有助于提高冷卻油腔的充油率，柴油機轉速對油腔充油率的變化起主導作用，冷卻機油入口流量次之。

2) 隨轉速的增加，外冷卻油腔壁面平均換熱系數呈先減小后增加的趨勢，在低速時機油流動換熱的效果強于振蕩換熱，換熱系數隨入口機油流量的增加而增加。冷卻機油出口溫度隨柴油機轉速的增加而減小。

3) 得到了大功率柴油機外冷卻油腔振蕩傳熱的無量綱關聯式，該關聯式考慮了充油率和入口機油流量對活塞振蕩傳熱的影響，可用于擬合大功率柴油機活塞外冷卻油腔上壁面的換熱系數。