某發動機冷卻水套散熱性能分析及優化

摘 要：為準確評估發動機水套換熱性能，基于AVL_FIRE軟件對某發動機缸蓋、缸體水套的流速、換熱系數進行計算流體動力學（computational fluid dynamics，CFD）仿真分析。仿真結果表明：第4缸排氣側流速相對其他缸偏低，部分區域換熱系數較小，無法滿足評價標準；缸蓋集成排氣歧管后端法蘭處冷卻液流速較低，下層水套基本沒有冷卻液流動，為流動死區，容易使熱負荷集中；冷卻液體積流量為136 L/min時，發動機水套流阻為42 kPa，相對匹配功率為450 W的電子水泵，水套流阻較大。將第4缸氣缸墊的一個水孔截面積增大80%，增設1個氣缸墊水孔，另外一個水孔截面積減小10%，同時將堵棒流通長度增加150%，通過碗形塞優化排氣歧管后端水套上、下層的連通，對優化水套進行CFD分析及流-固耦合分析，結果表明：冷卻液體積流量為136 L/min時，水套流阻為35 kPa，滿足匹配的電子水泵功率要求；優化后第4缸缸體下層水套冷卻液流動明顯改善，第2、3缸進排氣門鼻梁區后端換熱系數偏低，但缸蓋水套關鍵區域溫度滿足限值要求。

關鍵詞：水套；換熱系數；流阻；冷卻；發動機鼻梁區

中圖分類號：U464.138文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2024）04-0083-06

引用格式：趙真真，劉紅莉，董淑錦.某發動機冷卻水套散熱性能分析及優化［J］.內燃機與動力裝置，2024，41（4）：83-88.

ZHAO Zhenzhen，LIU Hongli，DONG Shujin.Analysis and optimization of heat dissipation performance of an engine cooling water jacket［J］.Internal Combustion Engine amp; Powerplant， 2024，41（4）：83-88.

0 引言

隨著市場對發動機小型化、高效率、低排放要求的提高，發動機缸體、缸蓋熱負荷和機械負荷明顯增加［1］。如果發動機水套設計不當，使發動機冷卻能力不足，動力性、經濟性降低，甚至造成局部過熱，缸體、缸蓋產生裂紋，導致發動機失效［2］。研究表明，發動機缸蓋進、排氣門水套鼻梁區產生的裂紋大多是由熱疲勞造成的，因此在設計缸體、缸蓋水套管路時應保證缸體、缸蓋的充分冷卻，防止局部熱應力過大［3-5］。合理的發動機水套結構應使冷卻液按設計的流動方式在水套內流動，將發動機運行過程產生的熱量帶走，使發動機在所有工況下都保持適當的溫度，對發動機正常運行起至關重要的作用。在發動機設計階段，應對水套進行計算流體動力學（computational fluid dynamics，CFD）分析，準確評估發動機水套的換熱性能［6］。Shih等［7］使用CFD軟件對發動機冷卻水套進行數值模擬，并結合模擬結果優化水套結構，改善了發動機敲缸現象；豐程嵐［8］利用數值模擬技術對某柴油機冷卻水腔進行仿真分析并結合粒子圖像測速試驗確定計算模型，將計算模型與溫度場計算結合，不同工況下缸套測點溫度計算結果與試驗數據最大誤差不超過7%；姚煒［9］利用Star-CD軟件對某汽油機的冷卻水套進行模擬計算，并根據計算結果優化氣缸墊水孔，調整水流流動特征，提高了水套的散熱效果。目前缸體水套仿真分析主要關注冷卻液在水套內的流動，對流-固耦合分析較少。本文中基于AVL_FIRE軟件對發動機水套進行仿真分析，評估水套換熱性能，綜合考慮生產成本及換熱效果，對換熱較差的區域進行水套結構優化，結合流體分析、缸體缸蓋流-固耦合分析，并通過溫度場仿真驗證水套冷卻效果，有效縮短研發周期，降低研發成本。

1 水套模型

1.1 設計要求

某發動機冷卻液為乙二醇和水的混合液，乙二醇的質量分數為50%；冷卻液密度為1 020 kg/m3，黏度為0.8 g/（m·s），比熱容為3 650 W/（kg·K）。該發動機缸體水套內冷卻液為縱流流動，缸蓋內為橫流流動，冷卻液經電子水泵進入發動機缸體水套，在缸體排氣側通過缸墊水孔進入缸蓋水套，小部分冷卻液通過集成排氣歧管水套后由暖風流出，大部分冷卻液經缸墊水孔流回缸體水套進氣側，然后經主出水口流出。該發動機設計時，要求應匹配450 W的電子水泵，若電子水泵功率過小，額定工況下的冷卻液體積流量達不到預定要求，各部件溫度過高，影響發動機正常運行；若水泵功率過大，增加運行成本。

1.2 CFD分析

對該發動機水套進行CFD分析，CFD模型包含缸體水套、缸墊水孔、缸蓋水套3部分，為降低網格劃分難度，且提高模型優化效率，分別對3部分模型劃分網格，模型組裝后再進行計算［10-11］。網格劃分時，連接面采用尺寸較小的高質量網格且2個連接面網格尺寸盡量一致，使用非連續連接的方法將3部分連成一個計算域。發動機缸體、缸蓋水套采用多面體網格，缸墊采用六面體網格，缸蓋鼻梁區、缸體火岸面、缸間孔適當加密。為避免冷卻液回流，對發動機水套進、出口邊界進行拉伸，網格拉伸長度為2 mm，總網格數目約為400萬。發動機水套模型、水套網格模型及部分網格放大模型分別如圖1、2所示，放大部分為圖2a）中紅色方框區域。

1.3 邊界條件

通過一維冷卻系統分析發動機水套邊界條件，額定工況發動機水套入口冷卻液體積流量為136 L/min、入口冷卻液溫度為101.5 ℃；主出水口梯度邊界為0，暖風出口、增壓器出口、廢氣再循環（exhaust gas recycle，EGR）冷卻器出口的冷卻液體積流量邊界分別為28、6、26 L/min。

對發動機水套進行CFD分析，動量方程、連續性方程均為一階中心差分，其余能量及湍流方程等為一階迎風格式。設定水套內空氣流動為不可壓縮黏性流動，湍流模型在標準k-ε模型的基礎上考慮流動頻率f的影響，使用混合壁面描述壁面附近邊界層流體速度、壓力等分布，要求貼近壁面的網格到壁面的無量綱距離y+為11～200。

通常采用殘差判斷模型收斂性，殘差減小到指定數值以下，收斂性較好，否則，收斂性較差；但在計算葉輪機械流場等復雜問題時，還可能要監測進出口壓力、流量、溫度等，本文中通過監測殘差和出口壓力判斷發動機水套收斂性。

2 方案分析及優化

2.1 原方案分析

發動機水套收斂殘差為0.001，水套出口壓力相對波動為0.1%，符合行業內通用的收斂性規定。對原方案水套進行CFD分析，原方案缸體水套速度場及換熱系數分布如圖3所示，原方案缸蓋水套速度場分布如圖4所示。

由圖3可知：第4缸排氣側流速相對其他缸偏低，換熱系數較小，約為7 kW/（m2·K），無法滿足該區域換熱系數應大于8 kW/（m2·K）的評價標準，不能及時帶走第4缸熱量。分析原因主要為該處氣缸墊水孔較少，冷卻液在前3缸已流向缸蓋，且該處安裝了堵棒，使流通面積較小，流阻過大，導致流速降低。

由圖4可知：缸蓋集成排氣歧管后端排氣法蘭處冷卻液流速較低，下層水套處基本沒有冷卻流液流動，為流動死區，熱負荷集中，容易導致缸蓋開裂。

計算該發動機水套入口冷卻液體積流量為136 L/min時，水套流阻為42 kPa，經過一維冷卻系統分析，若采用450 W的電子水泵，該水套流阻較大，應采用增加冷卻液體積流量、降低發動機水套流阻等方法進行優化。

2.2 優化方案

為改善第4缸缸體水套進排氣側冷卻液流動，將缸墊水孔1截面積增大80%，增設缸墊水孔2，缸墊水孔3截面積減小10%；同時為降低堵棒附近區域的流阻，將堵棒流通長度增加150%；為了改善缸蓋集成排氣歧管水套后端法蘭處的冷卻液流動，將原方案左邊增加碗形塞，調整流通截面積，將原方案中右邊不連通的水套調整為水套上、下層連通，在暖風出口吸力作用下，增加下層水套冷卻液流動。優化方案示意如圖5所示，圖5a）中1、2、3為對應的缸墊水孔序號，b）、c）中藍色為缸蓋水套上、下層連通區域。

2.3 優化方案分析

采用優化方案，發動機水套入口冷卻液體積流量為136 L/min時，水套流阻為35 kPa，相比原方案，壓力損失降低了16.7%，滿足功率為450 W的電子水泵流阻要求，優化后缸體水套速度場及換熱系數分布如圖6所示。

由圖6可知：優化后第4缸缸體水套流動明顯改善，雖局部區域流速稍低，但排氣側缸體火力岸面的換熱系數為8.7 kW/（m2·K），滿足該區域換熱系數大于8 kW/（m2·K）的評價標準；第1缸換熱系數明顯大于其他缸。分析原因為冷卻液在第1缸缸體水套進氣側進入，換熱量較大，應保持第2、3、4缸換熱系數處于同一水平，減小熱應力集中。

根據經驗，發動機水套關鍵區域換熱系數評價標準為水套排氣門鼻梁區、進排氣門鼻梁區前端、進排氣門鼻梁區后端、缸體水套火力岸面、缸間孔的換熱系數應分別大于15、10、10、8、8 kW/（m2·K）。優化方案缸蓋水套換熱系數分布如圖7所示。

由圖7可知：優化后各缸排氣門鼻梁區遠大于15 kW/（m2·K）的評價標準；進排氣門鼻梁區前端換熱系數遠大于10 kW/（m2·K）的評價標準；優化后第1缸進排氣門鼻梁區后端換熱系數明顯大于10 kW/（m2·K）的限值要求，第2、3、4缸雖不滿足換熱系數限值要求，但在換熱系數為6～10 kW/（m2·K）的可接受范圍，應進行缸體缸蓋流-固耦合分析確認；缸蓋上層水套換熱系數基本滿足不小于4 kW/（m2·K）的限值要求，局部換熱系數稍低，但此區域為非熱力集中區，經判斷無風險。

原方案與優化方案關鍵區域換熱系數計算結果如表1所示，其中，A為排氣門鼻梁區、B為進排氣門鼻梁區前端、C為進排氣門鼻梁區后端、D為進氣側缸體水套火力岸面、E為排氣側缸體水套火力岸面、F為缸間孔，1、2、3、4為對應的氣缸，Fi、Fj、Fk分別為第1缸到第2缸、第2缸到第3缸、第3缸到第4缸的缸間孔。

由表1可知：優化方案A、B區的換熱系數與圖7分析結果一致，C2、C3、C4的換熱系數均低于原方案，但接近可接受范圍；D1優化方案的換熱系數高于原方案，D2、D3、D4的換熱系數均低于原方案，但都滿足大于8 kW/（m2·K）的評價標準；E1、E2、E3優化方案與原方案的換熱系數一致，且都滿足大于8 kW/（m2·K）的評價標準；F區優化方案的換熱系數低于原方案，但都滿足大于8 kW/（m2·K）的評價標準。

由于C2、C3的換熱系數低于原方案，不滿足換熱系數限值要求，為準確評估優化方案散熱效果，對缸體、缸蓋水套進行流-固耦合分析［12-13］。

2.4 流-固耦合分析

優化后，缸蓋、缸體溫度場分析結果如圖8所示。

由圖8可知：A1、A2、A3、A4最高溫度分別為239、242、242、242 ℃，不超過最高許可溫度300 ℃；B1、B2、B3、B4最高溫度分別為217、224、226、224 ℃，不超過最高許可溫度250 ℃；C1、C2、C3、C4最高溫度分別為223、228、227、226 ℃，不超過最高許可溫度250 ℃；第1、2、3、4缸缸體最高溫度分別為199、203、204、202 ℃，不超過最高許可溫度380 ℃。

綜上分析，部分區域換熱系數接近可接受范圍，但溫度符合限值要求，可采用該優化方案。

3 結論

1）通過AVL_FIRE軟件仿真分析發動機缸體、缸蓋水套的流速和換熱系數分布及水套流阻，提出水套優化設計方案，使水套流阻降低16.7%，滿足匹配水泵功率要求；且明顯改善了第4缸排氣側缸體火力岸面的流速，提高了第4缸排氣側缸體火力岸面的換熱系數。

2）通過缸體缸蓋耦合計算，排氣門鼻梁區、進排氣門鼻梁區前端、進排氣門鼻梁區后端、各缸缸體最高溫度均低于最高許可溫度，滿足冷卻要求。

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Analysis and optimization of heat dissipation performance of

an engine cooling water jacket

ZHAO Zhenzhen， LIU Hongli， DONG Shujin

Anhui Jianghuai Automobile Group Co.， Ltd.， Hefei 230601，China

Abstract：To accurately assess the heat exchange performance of the engine water jacket， computational fluid dynamics （CFD） simulations are conducted using AVL FIRE software to analyze the flow rate and heat transfer coefficient of the water jackets in the cylinder head and engine block of an engine. The simulation results indicate that the flow rate on the exhaust side of cylinder 4 is relatively lower than that of other cylinders， and the heat transfer coefficient of some areas is insufficient to meet the evaluation standards. The coolant flow rate at the rear flange of the integrated exhaust manifold on the cylinder head is low， resulting in minimal coolant flow in the lower water jacket， creating a dead zone for flow. At a coolant flow rate of 136 L/min， the flow resistance of the engine water jacket is 42 kPa， which is relatively matched to an electronic water pump with a power of 450 W， indicating high flow resistance in the water jacket. By increasing the cross-sectional area of one water hole in the cylinder head gasket by 80% and adding another water hole， while reducing the cross-sectional area of another water hole by 10% and increasing the flow length of the blocking rod by 150%， the flow between the upper and lower layers of the water jacket at the rear end of the exhaust manifold is optimized using a cup-shaped plug. CFD analysis and fluid-structure interaction analysis of the optimized water jacket are conducted， showing that at a coolant flow rate of 136 L/min， the water jacket flow resistance is reduced to 35 kPa， meeting the power requirements of the matched electronic water pump. After optimization， the coolant flow in the lower water jacket of cylinder 4 is significantly improved. Although the heat transfer coefficients in the nose area at the rear end of the intake and exhaust valves of cylinders 2 and 3 are still low， the maximum temperatures of the cylinder head and block met the specified limits.

Keywords：water jacket; heat transfer coefficient; flow resistance; cooling; engine nose area

（責任編輯：胡曉燕）