王　銀　歐陽光耀　張　萍　劉　琦

(海軍工程大學動力工程學院　武漢　430033)

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基于沸騰傳熱的柴油機耦合傳熱研究*

王銀歐陽光耀張萍劉琦

(海軍工程大學動力工程學院武漢430033)

摘要論文利用簡單管道強制對流過冷沸騰試驗數(shù)據(jù)對三種沸騰傳熱模型進行了標定，并對模型的計算結果進行了比較。結果表明：分區(qū)模型由于進行了關于壁面溫度的分段擬合，因此，在寬廣的溫度范圍內(nèi)計算精度最高。在分區(qū)模型基礎上，采用Chang臨界熱流模型對沸騰傳熱模型進行擴展，用于沸騰臨界點進行判段，從而形成完整的沸騰換熱曲線。在此基礎上，建立柴油機包括缸內(nèi)燃燒、缸蓋內(nèi)固體導熱及冷卻水腔沸騰換熱的耦合傳熱系統(tǒng)。結果表明：沸騰傳熱可有效提高缸蓋與冷卻液之間的傳熱效率，額定工況下，壁面最高溫度雖然接近完全沸騰溫度，但遠離臨界壁面溫度，說明冷卻系統(tǒng)還有很大的優(yōu)化空間。

關鍵詞柴油機; 沸騰傳熱; 耦合; 臨界熱流

Class NumberTQ021.3

1　引言

柴油機由于熱效率高、動力性強、功率覆蓋范圍廣，廣泛用作載重汽車、摩托車、工程機械、農(nóng)業(yè)機械、船舶、鐵道機車、柴油機發(fā)電設備和各種通用機械的主導配套動力[1]。近年來，隨著高強化柴油機的出現(xiàn)，柴油機的功率密度進一步提高，柴油機的熱負荷不斷增大，在柴油機冷卻水腔中開始出現(xiàn)沸騰傳熱現(xiàn)象。沸騰傳熱對柴油機冷卻系統(tǒng)的影響具有兩面性：一方面，冷卻水在汽化過程中帶走大量的汽化潛熱，提高了冷卻系統(tǒng)的換熱能力；泡核沸騰所形成的微小氣泡在壁面附近的滑移和浮升可引起冷卻液壁面邊界層的擾動，形成微對流現(xiàn)象，促進了固體結構與冷卻水腔之間的換熱[2]；微小氣泡在冷卻液中的生長、浮動及冷凝，起到了傳輸熱量的載體作用，進一步增強了冷卻系統(tǒng)的換熱能力[3]。然而，沸騰傳熱在柴油機的運行過程中也存在風險：如果沸騰傳熱的強度沒有得到有效控制，將導致冷卻水腔壁面溫度過高，壁面附近冷卻液汽化過程中所產(chǎn)生的氣泡大量聚集而來不及被冷卻液帶走，在壁面附近形成一層氣膜，增大了固體壁面與冷卻液之間的換熱熱阻，形成膜態(tài)沸騰，使柴油機冷卻水腔的換熱效率驟降，并引起零部件局部的過熱和燒毀；柴油機冷卻液中大量氣泡的匯集，還容易引起冷卻管道的氣阻和冷卻水腔表面的穴蝕[4]。柴油機冷卻系統(tǒng)控制的理想狀態(tài)是既要利用泡核沸騰的高換熱能力，同時，又要有效控制沸騰所處的階段，避免膜態(tài)沸騰現(xiàn)象的發(fā)生[2]。近年來，柴油機冷卻系統(tǒng)的獨立控制被提出，期望根據(jù)柴油機運行工況相應地優(yōu)化和獨立控制柴油機冷卻水泵的運行工況，而這些必須建立在大量理論計算和試驗研究基礎之上[5]。

2　理論基礎

沸騰傳熱模型均是建立在簡單管道試驗基礎上，經(jīng)過量綱分析和數(shù)據(jù)擬合所形成的關聯(lián)式，根據(jù)不同的應用對象，對模型的系數(shù)和指數(shù)進行修正[6]。簡單管道的強制對流過冷沸騰傳熱模型主要有三種：即線性疊加模型、漸進模型和分區(qū)模型。線性疊加模型將沸騰傳熱總的傳熱量考慮為純對流傳熱和核沸騰傳熱量的線性疊加：

(1)

其中，qsp為純對流傳熱量，qn b為純核沸騰傳熱量，F(xiàn)為核態(tài)沸騰對對流傳熱的強化因子，S為對流傳熱對核沸騰傳熱的抑制因子[7]。漸進模型是在線性疊加模型基礎上形成的非線性疊加法，它定義壁面總的傳熱量為單相對流傳熱量qsp與核態(tài)沸騰傳熱量的非線性疊加[8]：

(2)

其中，指數(shù)m反映不同傳熱部分在總傳熱量中所占的比重。

圖1是兩種流速下的典型的過冷沸騰傳熱曲線，分區(qū)模型的思想是將整個過冷沸騰傳熱曲線根據(jù)起始沸騰點(TONB)和完全沸騰點(TOFDB)分為不同階段：即純對流傳熱階段(SP)階段、部分沸騰階段(PDB階段)及完全沸騰階段(FDB)階段，根據(jù)壁面溫度所處的階段選擇不同的計算關聯(lián)式計算壁面?zhèn)鳠崃?。TONB及TOFDB的計算方法為[9]

圖1　過冷沸騰傳熱曲線

(3)

qOFDB=1.4qF

(4)

當壁面溫度小于TONB時，壁面?zhèn)鳠崃坑蒁ittus—Boelter公式計算得出：

(5)

當壁面溫度大于TOFDB而小于沸騰轉捩點溫度(Tcri)時，壁面?zhèn)鳠崃坑沙胤序v關聯(lián)式?jīng)Q定：

其中，Cs與γ為標定系數(shù)，用來反映特定池沸騰內(nèi)的換熱狀況，本文對其進行了標定，Cs取值為0.013，γ取值為1/3。

圖2　分區(qū)模型的程序框圖

當壁面溫度大于TONB而小于TOFDB時，壁面?zhèn)鳠崃坑蓪α鱾鳠崤c核態(tài)沸騰傳熱共同決定，本文選用基于壁面與流體溫差的指數(shù)函數(shù)，可使得沸騰傳熱曲線在不同區(qū)間連續(xù)，如下式：

qPDB=a+b·(Tw-Tl)c

(7)

其中a，b，c為擬合系數(shù)，需要根據(jù)具體工況在CFD計算過程中不斷迭代求解[2]，本文選用步長推進的方法進行計算，分區(qū)模型的程序框圖如圖2所示。

3　仿真分析

本文采用兩種工況的試驗數(shù)據(jù)進行模型標定，分別為入口流速0.4m/s、0.6m/s，入口水溫80℃，系統(tǒng)壓力0.6bar，兩種工況下的模型標定結果如表1，兩種工況下生成的傳熱曲線如圖3。

圖3　兩種工況下的分區(qū)曲線

參數(shù)流速(m/s)壓力(bar)水溫(℃)QONB(W/m2)TONB(K)工況10.40.680140379390.2工況20.60.680197882390.8參數(shù)TOFDB(K)abcQOFDB(W/m2)工況1406.7107122.90.094.39275447工況2412.2137416.50.243.43420018

應用三種標定完成的模型進行簡單管道的沸騰傳熱計算，并與文獻[10]入口流速1m/s，系統(tǒng)壓力0.6bar，入口水溫80℃的試驗數(shù)據(jù)進行比較，標定后的Chen模型，漸進模型和分區(qū)模型計算的壁面平均溫度與試驗測量結果的平均誤差分別為2.1942%、2.239%和1.935%，而三種模型計算的壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)與試驗測量結果的平均誤差分別為10.9315%、13.0478和9.4978，可見分區(qū)模型的計算精度最高。分析原因，筆者認為分區(qū)模型進行了關于壁面溫度的分段擬合，因此，計算精度最高，本文在之后的傳熱計算中，選用分區(qū)模型作為傳熱量的計算模型。

4　分區(qū)模型擴展

圖4為完整的沸騰傳熱曲線圖。從圖中可以看出，當壁面過熱度低于5K時，即壁面溫度處于AB段，壁面與冷卻液之間的傳熱屬于單相對流傳熱，隨著壁面溫度升高，壁面與流體之間的傳熱逐步過渡到核態(tài)沸騰階段，此階段由于氣泡擾動，壁面與流體之間傳熱系數(shù)迅速升高，傳熱效果增強，隨著壁面溫度進一步升高，沸騰傳熱經(jīng)過完全沸騰階段，最終達到臨界沸騰點(C點)，此時的壁面溫度為臨界壁面溫度Tcri(或沸騰轉捩點的壁面溫度)，此時的壁面熱流密度為臨界熱流密度(CHF)[11]，當壁面溫度高于Tcri后，壁面與冷卻液之間的換熱將轉入過渡沸騰和膜態(tài)沸騰階段，在此階段，氣液交界面形成氣膜，相當于壁面與冷卻液之間增加了傳熱熱阻，換熱效率急劇下降，容易引起冷卻不足，嚴重時造成固體壁面燒毀。理想的沸騰控制是將沸騰傳熱的壁面溫度控制在臨界壁面溫度以下。

圖4　完整的沸騰傳熱曲線

本文采用水力不穩(wěn)定性理論計算臨界熱流密度，并據(jù)此反計算臨界壁面溫度Tcri。Chang認為，當韋伯數(shù)達到臨界值時，熱流密度達到最大值，通過分析得出了豎直平面臨界熱流密度關系式[12]：

(8)

對于水平平面，引入比率4/3對模型進行修正。因為實際柴油機缸蓋冷卻水腔最可能出現(xiàn)沸騰傳熱的區(qū)域位于靠近火力面鼻梁區(qū)的冷卻水腔壁面，而在此區(qū)域，冷卻水近似水平流動，因此，本文采用Chang所得出的關聯(lián)式計算臨界熱流密度，并據(jù)此反算Tcri。

(9)

根據(jù)第4節(jié)的分析結果，用分區(qū)模型計算壁面?zhèn)鳠崃繒r，在寬廣的壁面溫度范圍內(nèi)均具有較高精度，因此，本節(jié)對分區(qū)模型進行擴展，用于Tcri的計算。選用入口流速0.4m/s，系統(tǒng)壓力0.6bar，入口水溫80℃工況，根據(jù)Chang模型計算得出此工況下簡單管道的臨界壁面溫度為463.22K，對應的過熱度為76.69K，與文獻[6]試驗數(shù)據(jù)過熱度91.06K相比，誤差僅為14.37K。分析原因，主要是測試時系統(tǒng)壓力不同，若選用與簡單管道相同的系統(tǒng)壓力0.6bar所對應的飽和溫度作為標準進行比較，則臨界溫度所對應的壁面過熱度與試驗結果的誤差僅為1K，此外，流動狀態(tài)也會引入微小誤差。以上分析表明，采用Chang模型計算冷卻管道內(nèi)的臨界壁面溫度是準確的。

5　耦合傳熱計算

柴油機耦合傳熱系統(tǒng)將不同計算域的外傳熱邊界轉化為內(nèi)傳熱邊界，避免了人為按一維或者分區(qū)加載邊界條件所引入的經(jīng)驗誤差，能夠提高傳熱計算的精度。本節(jié)建立包括柴油機缸內(nèi)燃燒、氣缸蓋內(nèi)固體導熱及冷卻水腔內(nèi)對流傳熱的耦合傳熱系統(tǒng)，并將經(jīng)過標定的分區(qū)傳熱模型應用于缸蓋與缸蓋冷卻水腔的耦合傳熱計算，本文建立的氣-固-液耦合系統(tǒng)的網(wǎng)格如圖5所示。

圖5　網(wǎng)格運動

圖6　燃燒終點的耦合溫度場結果

得出缸蓋、缸蓋冷卻水腔及燃燒室在燃燒終點的溫度場計算結果如圖6所示。

由此得出在額定工況下缸蓋和缸蓋水腔的溫度場計算結果如圖7和圖8所示，其中圖6是僅考慮對流傳熱的耦合計算結果，而圖7是嵌入分區(qū)沸騰傳熱模型的耦合計算結果。

從圖7與圖8的對比可以看出，不考慮沸騰時缸蓋最高溫度為397℃，缸蓋水套壁面最高溫度為176℃，超過了當?shù)氐钠鹗挤序v點，而水套壁面層流體域的最高溫度為85.3℃?？紤]沸騰時，由于傳熱量增加，缸蓋本體最高溫度下降為306℃，缸蓋水套壁面溫度最高值為124℃，比不考慮沸騰時降低了約52℃，而由于流入冷卻水的熱量增加，水套壁面層流體域的最高溫度為88.5℃，比不考慮沸騰時升高了3.2℃。

圖7　僅考慮對流傳熱的耦合計算結果

根據(jù)柴油機額定工況的冷卻水套工作狀況，標定的分區(qū)模型結果為QONB=178772，TONB=381，T_SAT=376，QOFDB=375963，TOFDB=401，AC=126889， BC=0.09，NC=3.64，可見，額定工況下壁面附近已經(jīng)有局部的沸騰現(xiàn)象，且壁面最高溫度已經(jīng)接近完全沸騰溫度，沸騰換熱強度較大。而根據(jù)Chang臨界熱流密度計算關聯(lián)式，額定工況下，壁面最高溫度雖然接近完全沸騰溫度，但遠離臨界壁面溫度，說明冷卻系統(tǒng)還有很大的優(yōu)化空間。

6　結語

1) 額定工況下，考慮沸騰時，缸蓋本體最高溫度為306℃，比不考慮沸騰時最高溫度降低52℃，而冷卻水腔內(nèi)流體域壁面層冷卻水溫度最高為88.5℃，比不考慮沸騰時升高了3.2℃，因此，沸騰傳熱可有效提高缸蓋與冷卻液之間的傳熱效率。

2) 額定工況下，缸蓋冷卻水套壁面的最高溫度為124℃，已經(jīng)出現(xiàn)沸騰傳熱，缸蓋冷卻水套在靠近鼻梁區(qū)及排氣道附近的壁面附近，熱流密度值最大。

3) 額定工況下，壁面最高溫度雖然接近完全沸騰溫度，但遠離臨界壁面溫度，說明冷卻水流量還有很大的降低空間。

參 考 文 獻

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*收稿日期：2015年10月8日,修回日期：2015年11月18日

基金項目：海軍工程大學?；痦椖?編號：HGDQNEQJJ15007)資助。

作者簡介：王銀，女，碩士，助教，研究方向：動力機械結構優(yōu)化設計與故障診斷。歐陽光耀，男，博士，教授，博士生導師，研究方向：動力機械結構設計與優(yōu)化方法，動力機械控制理論與技術。張萍，女，博士，副教授，研究方向：動力機械結構優(yōu)化設計與故障診斷。劉琦，男，博士研究生，研究方向：動力機械結構優(yōu)化設計與故障診斷。

中圖分類號TQ021.3

DOI：10.3969/j.issn.1672-9730.2016.04.041

Coupled Heat Transfer of Diesel Engine Based on Boiling Heat Transfer

WANG YinOUYANG GuangyaoZHANG PingLIU Qi

(School of Power Engineering, Naval University of Engineering， Wuhan430033)

AbstractThree kinds of typical boiling heat transfer models are demarcated by using a kind of forced convection super-cooling boiling experimental date in simple pipe. Results indicate that the divisional model has the highest precision in a large range of temperature for the subsection temper about the surface temprature. Based on divisional model, the Tcriis forcasted using chang critical heat flow model, and the critical heat flow is calculated. Coaple heat transfer system of diesel engine which consists of combustion in firebox, heat exchange in cylinder head and convection heat transfer is set up. Results indicate that boling heat transfer can strengthen the heat tranfer efficiency between cylinder head and cooling water jacket. The maximum temperature on the surface of cooling water jacket is close to TOFDBbut far away from Tcrion the rated working condition, indicating that the cooling system has large optimizied space.

Key Wordsdiesel engine, boiling heat transfer, coupling, critical heat flux