王梅

(上海柴油機(jī)股份有限公司，上海 200438)

0 引言

隨著內(nèi)燃機(jī)越來越向高強(qiáng)化、高功率密度發(fā)展，熱負(fù)荷問題也日益突出。缸蓋作為發(fā)動機(jī)最重要的零部件之一，設(shè)有進(jìn)排氣道、水套、火花塞、噴油器孔、螺栓孔等結(jié)構(gòu)，承擔(dān)著進(jìn)排氣、密封、供油及冷卻的作用，使得其結(jié)構(gòu)尤為復(fù)雜。與此同時，缸蓋底面還要承受高溫燃?xì)獾臎_擊，內(nèi)燃機(jī)工作時缸蓋各個位置處產(chǎn)生很大的溫度梯度，極易形成應(yīng)力集中而產(chǎn)生熱裂或熱疲勞，一旦發(fā)生這種故障，維修成本巨大[1]。因此，有必要對缸蓋開展一系列的熱負(fù)荷仿真分析。

目前，有三種常用方法獲得缸蓋溫度分布。第一種是僅進(jìn)行水套Computational Fluid Dynamics(CFD，計算流體動力學(xué))計算，燃?xì)鈧?cè)邊界根據(jù)經(jīng)驗分區(qū)域設(shè)定，分別賦予溫度和換熱系數(shù)，計算獲得初步的溫度場結(jié)果，再利用試驗數(shù)據(jù)修正模擬結(jié)果，以達(dá)到較準(zhǔn)確的溫度分布。這種手段完全依賴測溫數(shù)據(jù)，而且由于測點數(shù)目有限，只能實現(xiàn)局部修正，保證局部區(qū)域的溫度較為準(zhǔn)確，而且修正過程一般要進(jìn)行幾輪復(fù)算才能完成，工作量較大；第二種是根據(jù)傳統(tǒng)一維計算結(jié)果及經(jīng)驗公式得到燃?xì)鈧?cè)邊界?；鹆γ鏌徇吔绲墨@取是通過一維熱力學(xué)軟件仿真，其中，溫度邊界按照一維計算得到的缸內(nèi)平均溫度施加，換熱系數(shù)邊界則考慮了與缸徑的無量綱關(guān)系[2]。與燃?xì)庵苯咏佑|的缸套壁面采用分區(qū)施加法，結(jié)合經(jīng)驗公式對不同高度的缸套內(nèi)壁面施加溫度和換熱系數(shù)[3-4]。這種方法由于有經(jīng)驗公式的支持，比第一種方法的精確度更高，且方法簡單便捷；然而對缸內(nèi)混合氣的湍流流動、燃料的噴射、火焰的傳播及燃燒過程沒有相應(yīng)的表征，且計算結(jié)果和實際測溫結(jié)果的差異仍然較大[5]；第三種方法是分別進(jìn)行水套CFD分析和缸內(nèi)流動燃燒分析，將獲得的近壁面溫度場和換熱系數(shù)場映射至固體表面作為傳熱分析的初始熱邊界。本文將采用第三種方法對具體型號的發(fā)動機(jī)進(jìn)行缸蓋溫度場的模擬分析。

1 模型及計算流程

本文的計算對象為6缸直列水冷天然氣發(fā)動機(jī)。計算模型包含缸蓋、機(jī)體、缸套、氣門、氣門座圈、氣門導(dǎo)管、冷卻水管等。網(wǎng)格劃分時，墊片采用Gasket單元劃分，其余的零件采用DC3D4網(wǎng)格類型，網(wǎng)格總數(shù)約為190萬。由于缸蓋溫度場計算是一個極為復(fù)雜的多場傳熱過程，包含混合氣向缸蓋壁面的傳熱，缸蓋內(nèi)部的熱傳遞以及缸蓋壁面向冷卻水套的散熱，涉及多重區(qū)域內(nèi)不同介質(zhì)之間的傳熱，下文將分別對水套側(cè)和燃?xì)鈧?cè)進(jìn)行計算分析。

2 缸蓋水套模擬計算

水套模型包含簡化水泵、機(jī)冷器水腔、機(jī)體水腔、缸蓋上水腔、缸蓋下水腔、節(jié)溫器水腔及出水總管等部件(見圖1)。冷卻介質(zhì)為(50%水+50%乙二醇)的混合物，運(yùn)行工況為額定功率點，計算區(qū)域為水泵進(jìn)水口至節(jié)溫器出口。

圖1 水套模型

運(yùn)用流體軟件STAR CCM+進(jìn)行額定功率下水套的定常流動分析，給定進(jìn)口流量、進(jìn)口溫度和出口壓力作為進(jìn)出口邊界，根據(jù)經(jīng)驗給定各區(qū)域壁面的初始溫度，湍流模型選用K-Epsilon模型[6]。由于在缸蓋火力面鼻梁區(qū)和火花塞附近高溫區(qū)域主要以沸騰換熱為主，須同時考慮對流換熱和沸騰換熱模式。將CFD計算得到的換熱系數(shù)通過外部程序重新生成包含有沸騰換熱系數(shù)的.inp文件，采用編寫子程序代碼的方式揭示沸騰修正過程的傳熱特性。最終得到缸蓋水套近壁面溫度分布和換熱系數(shù)分布(見圖2)。

圖2 水套熱邊界

3 缸內(nèi)流動及燃燒計算

圖3所示為缸內(nèi)流動及燃燒計算的幾何模型，包括進(jìn)氣道、排氣道、燃燒室、火花塞、缸套內(nèi)壁面等?？紤]氣門運(yùn)動和活塞的周期往復(fù)運(yùn)動，計算始點為進(jìn)氣門開啟時刻，壓縮上止點為720 °CA，計算一個完整循環(huán)。計算過程中，湍流模型選用修正后的RNG K-Epsilon模型，該模型可以較精確地預(yù)測發(fā)動機(jī)缸內(nèi)混合氣形成過程中湍流強(qiáng)度的差異性。為保證計算精度，燃燒模型選用SAGE詳細(xì)化學(xué)反應(yīng)動力學(xué)模型。該模型耦合了簡化的甲烷化學(xué)反應(yīng)機(jī)理，該反應(yīng)機(jī)理中包含了251個化學(xué)反應(yīng)和52中化學(xué)成分。同時引入Multi-Zone算法，在不降低計算精度的情況下大大降低化學(xué)反應(yīng)動力學(xué)的計算時間。為保證計算的準(zhǔn)確性，對特定的關(guān)鍵區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格加密，如氣門錐面、火花塞間隙及整個缸內(nèi)區(qū)域。

圖3 缸內(nèi)流動及燃燒分析模型

計算工況為額定功率點(1 900 r/min，368 kW)，將模型劃分為進(jìn)氣道、排氣道和缸內(nèi)3個區(qū)域，區(qū)域的初始條件及各壁面的邊界條件由試驗條件和一維仿真軟件計算確定。進(jìn)氣壓力、溫度和排氣壓力、溫度由一維仿真軟件計算得到的周期瞬態(tài)數(shù)據(jù)(見圖4)給定。為驗證模型和計算方法的可行性，將三維仿真的缸壓結(jié)果與試驗結(jié)果進(jìn)行對比，缸壓曲線對比如圖5所示。缸內(nèi)壓力峰值及相位吻合度較好，模擬值與試驗結(jié)果的最大誤差約7%，在工程分析可接受的范圍內(nèi)，故所選模型合理。

圖4 缸內(nèi)燃燒進(jìn)出口邊界

圖5 缸壓曲線對比

計算結(jié)束后，將分析結(jié)果中的瞬時壁面?zhèn)鳠嵝畔⑦M(jìn)行一個完整循環(huán)內(nèi)(720°CA)平均處理后傳遞給缸蓋有限元網(wǎng)格，作為氣側(cè)壁面熱邊界條件。圖6分別顯示了缸蓋火力面、進(jìn)排氣道、氣門及缸套內(nèi)壁面的傳熱邊界。

圖6 燃?xì)鈧?cè)熱邊界

4 機(jī)油側(cè)熱邊界

除了上述的水套側(cè)和燃?xì)鈧?cè)熱邊界，在發(fā)動機(jī)運(yùn)行過程中，潤滑油的冷卻作用在進(jìn)行熱耦合計算時也需要考慮。發(fā)動機(jī)主要的機(jī)油冷卻區(qū)域如圖7所示，主要包括缸蓋頂面及回油區(qū)、機(jī)體回油通道、缸套內(nèi)壁面及曲軸箱區(qū)域，為這些區(qū)域設(shè)置熱邊界條件。溫度邊界參照主油道溫度值，換熱系數(shù)邊界根據(jù)不同區(qū)域分別給定。

圖7 機(jī)油側(cè)熱邊界

5 缸蓋傳熱分析

獲取了水套側(cè)、燃?xì)鈧?cè)、機(jī)油側(cè)熱邊界數(shù)據(jù)后，借助ABAQUS軟件進(jìn)行缸蓋溫度場傳熱分析。缸蓋材料為HT280，在軟件中分別輸入常溫下及50℃～450℃(溫度間隔為50℃)下的材料參數(shù)值。接觸設(shè)置除了常規(guī)的Tied和Contact Pair，還需要進(jìn)行熱傳導(dǎo)設(shè)置；傳熱分析中的網(wǎng)格要設(shè)置為傳熱網(wǎng)格。

圖8為缸蓋溫度場模擬分析結(jié)果，缸蓋最高溫度為363℃，低于材料最高耐溫值380℃，溫度最高點位于第三缸火力面上排氣門鼻梁區(qū)近座圈處。圖9顯示了缸蓋橫、縱截面上的溫度梯度結(jié)果，以便于獲取特定位置處的溫度結(jié)果，便于后續(xù)測溫試驗驗證。

圖8 缸蓋火力面溫度結(jié)果

圖9 缸蓋剖面溫度分布結(jié)果

同時，冷卻介質(zhì)有規(guī)定的許用溫度，具體限值一般由供應(yīng)商提供。本文中，冷卻液的許用溫度為180℃，機(jī)油許用溫度為240℃。傳熱分析結(jié)果中需要考察缸蓋與冷卻液及潤滑油交界面的溫度分布，需要保證交界面處的最高溫度不高于冷卻介質(zhì)的許用溫度，否則，在發(fā)動機(jī)運(yùn)行過程中冷卻介質(zhì)失效、機(jī)油碳化，均會影響冷卻效果。由溫度場結(jié)果可知冷卻水側(cè)壁面處的最高溫度為175℃，機(jī)油側(cè)壁面處的最高溫度為210℃，均低于冷卻介質(zhì)耐溫。

6 仿真結(jié)果驗證

為驗證仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，將仿真計算結(jié)果與試驗結(jié)果進(jìn)行對比。如圖10所示，在發(fā)動機(jī)缸蓋上打孔進(jìn)行測溫試驗，安裝K型熱電偶，實時監(jiān)控各測點的溫度。測點排布在第三缸，測點1～ 6號的位置分別為距離噴油器孔5 mm處，距離排-排座圈3 mm處，距離進(jìn)-排鼻梁區(qū)中心(靠近進(jìn)氣側(cè))，距離進(jìn)-排鼻梁區(qū)中心(靠近排氣側(cè))，距離排-排鼻梁區(qū)中心和進(jìn)-進(jìn)鼻梁區(qū)中心，6個測點距離火力面底面的厚度均為5 mm。試驗工況為額定功率點(1 900 r/min，368 kW)，測試水溫為103℃。試驗結(jié)果與計算結(jié)果對比見表1，最大誤差為9.3%，滿足工程要求(不超過±10%)，驗證了此傳熱計算的方法與結(jié)果都是可信的。

圖10 發(fā)動機(jī)缸蓋溫度試驗

表1 仿真結(jié)果與試驗值對比情況

7 結(jié)論

(1)本文進(jìn)行某天然氣發(fā)動機(jī)缸蓋的傳熱分析，采用熱邊界映射方法，分別考慮了冷卻水套側(cè)、燃?xì)鈧?cè)、機(jī)油側(cè)及其余表面的熱邊界，并進(jìn)行計算分析，最終獲得缸蓋的溫度分布。

(2)將仿真計算結(jié)果與試驗結(jié)果作對比，最大誤差為9.3%，滿足工程要求，說明此傳熱計算的方法與結(jié)果均為可信。