熊思琴， 周 歡， 李 維

(重慶水利電力職業(yè)技術(shù)學院，重慶 402160)

0 引 言

重慶受其地形地貌條件限制，其道路狹窄且線形復雜，致使城市擁堵行駛工況下高強化型柴油機車輛頻繁起步、怠速、加速、制動等操作，車輛長時間低速行駛，冷卻風扇轉(zhuǎn)速處于較低狀態(tài)，發(fā)動機高溫部件得不到合適的冷卻。過往發(fā)動機冷卻系統(tǒng)設(shè)計主要考慮水腔內(nèi)以單相對流換熱方式進行；而在排排氣門周圍的一些高溫區(qū)域，由于經(jīng)歷著較大熱流量，水腔內(nèi)出現(xiàn)蒸氣情況，換熱形式存在著兩相飽和沸騰傳熱；在冷卻水腔的多數(shù)區(qū)域，熱流量較小壁面溫度較低，換熱以對流換熱方式為主，而在部分區(qū)域內(nèi)存在過冷沸騰傳熱[1-2]。

本文中以4105ZL型柴油機作為研究對象，以柴油機缸蓋高溫區(qū)域測試值作為參考標準，探索適合于城市工況下長期處于低速運行內(nèi)燃機缸蓋水腔內(nèi)的數(shù)值傳熱模型，為城市工況下冷卻系統(tǒng)的冷卻策略提供參考。

1 模型數(shù)學描述

1.1 歐拉兩相流基本方程

歐拉兩相流模型是目前能夠較為準確描述兩相流動的模型之一，其氣相和液相流動模型不是相互獨立的物理模型，而是相互穿插共存的，以下是關(guān)于其質(zhì)量、動量和能量守恒方程[3]：

(1)

(2)

(3)

(4)

(Mgl·hl-Mlg·hg)+El

(5)

(Mlg·hg-Mgl·hl)+Eg

(6)

式中：α、ρ、u、p、v、τ、M、F、λ、T、E、R、h分別表示體積分率、密度、速度矢量、壓力、速度矢量、應(yīng)力張量、質(zhì)量源項、液體表面作用力、熱導率、溫度、質(zhì)量能量源項、界面力、焓值。下標l/g/lg/gl分別表示液相、氣相、液氣相和氣液相。

1.2 加熱壁面沸騰傳熱模型

Chen J C[4]認為在未發(fā)生泡核沸騰的受熱面部分屬于強制對流傳熱、在發(fā)生沸騰的受熱面則為沸騰傳熱與強制對流傳熱之和。Chen模型得出沸騰流動的綜合熱流密度：

qt=qc+qb

(7)

qc=hc(Tw+Tb)

(8)

單相對流傳熱系數(shù)由Dittus-Boelter[1]公式得出：

hc=0.023Re0.8Pr0.4(k1/De)

(9)

De=4Ac/L

(10)

式中，qc、qb分別為強制對流傳熱量和沸騰傳熱量；hc為對流傳熱系數(shù)；Tw、Tb分別為壁面和液體溫度；Re為液相雷諾數(shù)；Pr為普朗特系數(shù)；kl為液體熱導率；De為冷卻水腔等效直徑；Ac為缸蓋水腔局部截面積；L為水腔局部截面周長。

RohsenoW M[5]提出可將湍流對流換熱的基本準則擴展用于計算沸騰表面熱流量方程：

(11)

式中，μl為液相體積黏度；rlat為汽化潛熱；ρl、ρv分別是液相和氣相密度；σ為液相表面張力；Cpl為液相等壓熱容；Tsat為液相飽和溫度；液相為水n=1；固體壁面為鑄鋁Cs=0.0248。

2 模型分析

2.1 缸蓋幾何模型

選定某直列四氣門柴油機缸體-缸蓋水腔作為研究對象，如下圖1所示。該柴油機屬于強化型發(fā)動機，排量1.967L增壓中冷，最大功率175KW，計算工況為持續(xù)低速冷卻不良狀態(tài)。冷卻水套模型由缸蓋水套和缸體水套兩部分組成，采用非結(jié)構(gòu)化六面體網(wǎng)格，對高溫區(qū)的燃燒室鼻梁區(qū)、進排氣門以及排氣歧管周圍位置、關(guān)鍵部位缸墊分水孔處進行加密處理，網(wǎng)格總數(shù)量約為320萬個。

2.2 邊界條件邊界條件

冷卻介質(zhì)選擇純水，在0.1Mpa的大氣環(huán)境中密度：1000Kg/m-3，運動粘度：1.006×10-6m2·s-1，比熱容：4.2×10?倕J/(Kg·℃)，導熱率：0.5W/(m·K)，飽和溫度383K。柴油機缸體缸蓋材料為鑄鋁，金屬的材料屬性為 Fluent中的默認值。環(huán)境溫度283K。進口邊界條件設(shè)為進口流速，出口邊界條件設(shè)為自由出流無返流，結(jié)果的收斂性好。

根據(jù)熱平衡方程：QW=A·ge·Ne·Hn/3600[6]

可估算傳遞至冷卻水套的熱量。冷卻水的循環(huán)量計算，即：Vm=Qw/ΔΤw·ρw·Cw[7]

式中：A傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比，對柴油機可取0.18～0.25；ge內(nèi)燃機燃料消耗率，低速工況時可取0.310～0.42 kg /kW·h；Ne內(nèi)燃機功率(kW)；Hn燃料低熱值，柴油取42500kJ / kg。Vm為水的體積流量；ΔTw為進出口水溫差；δw為水的比重、Cw為水的比熱容近。

圖1 冷卻水腔幾何模型

表1 模型模擬條件

2.3 測溫點位置

試驗測試了重慶山地城市擁堵情況中，如怠速、啟停、加速-減速三種低速不同持續(xù)運行工況(見表1)時的發(fā)動機缸蓋溫度情況。分別選取發(fā)動機第一缸和第三缸的缸蓋進排鼻梁區(qū)、排排鼻梁區(qū)各兩個溫度測量位置，相鄰測量點相距8mm，電偶探頭直徑2mm，共計8處如圖3所示，采用歐拉兩相流沸騰傳熱模型與單相流強制傳熱模型對各工況分別模擬計算，得到的溫度值與測試值進行對比。

圖2 缸蓋測溫點位置

3 結(jié)果分析

圖4對比兩計算模型得到的水腔內(nèi)表面溫度數(shù)值與測點溫度值差距，其顯示：在熱機怠速情況下，當?shù)∷贂r間為3分鐘時采用歐拉兩相流沸騰傳熱模擬得到的溫度值更加接近試驗結(jié)果，點1處最大誤差7.6K，整體平均誤差為1.91%；采用單相流強制傳熱模擬得到的點7處溫度值302.6K與試驗點285.6K誤差5.95%,整體平均誤差為4.63%。隨著怠速時間持續(xù)增加至10分鐘，歐拉模擬數(shù)值的整體平均誤差一定程度變大，為2.26%；單相模擬整體平均誤差為3.50%，在點7處出現(xiàn)最大誤差15.2K。歐拉模型誤差較小是因為考慮到過冷沸騰時壁面氣泡出現(xiàn)并竄入主流體中引起的熱量交換，對火力面高熱負荷區(qū)域的溫度起到一定降溫作用。

圖3 怠速工況溫度值對比

圖4 啟停工況溫度值對比

圖5是熱機不同啟停頻率各測試點試驗溫度數(shù)值與兩模型仿真數(shù)值的曲線分布圖。利用歐拉兩相流沸騰傳熱模擬得到的啟停頻率5次/10min在點2位置的溫度值與測試值出現(xiàn)了6.6K的差距，誤差為2.91%,在可接受的范圍，整體平均誤差為2.14%；利用單相流強制傳熱模擬得到的該頻率點6溫度值與測試值差距達10K，誤差為4.67%，整體平均誤差為3.73%。歐拉兩相流沸騰傳熱模擬得到的啟停頻率10次/10min在點4位置的溫度值與測試值誤差為3.78%,單相流強制傳熱模擬得到的該點誤差為2.78%，前者整體平均誤差為2.99%，后者整體平均誤差為3.85%，單相流強制傳熱數(shù)值模擬高估了高熱負荷區(qū)域的溫度，如排排鼻梁區(qū)點5、6、7、8，與測試值差距分別為11.8K、9.4K、15.6K、15.5K,進而導致誤差程度較大。

圖6為熱機進行不同頻率1600r/min以內(nèi)的加速-減速循環(huán)試驗溫度值與兩模型計算數(shù)值的曲線分布圖。對比顯示：5次/10min循環(huán)頻率歐拉模擬溫度數(shù)值整體較單相模擬得到的溫度值與測點溫度間的誤差均更大，前者達到5.81%，后者為2.52%，前者與測試點差距較大位置都集中在排排鼻梁區(qū)，進排區(qū)域差距較小，后者在計算數(shù)值的偏差呈現(xiàn)出與前者相反的表現(xiàn)情況。低速工況中的加速-減速循環(huán)發(fā)動機冷卻系統(tǒng)大循環(huán)散熱能力的加強，流經(jīng)水腔單位時間內(nèi)水流量的增加降低了主流體的溫度，流體與缸壁的過冷度隨著缸壁溫度的快速升高而增大，影響了水腔中氣泡生成量，降低流體與壁面的熱交換量，但主流體入水口溫度的降低促進了對流換熱，在排排鼻梁區(qū)得到了較明顯體現(xiàn)。隨循環(huán)頻率增加至10次/10min，對流換熱程度進一步體現(xiàn)，歐拉模擬溫度數(shù)值整體平均誤差進一步擴大至6.08%，單相模擬得到的整體平均誤差呈現(xiàn)較小趨勢僅為1.74%。

圖5 加減速循環(huán)工況溫度值對比

4 結(jié) 論

(1)歐拉兩相沸騰考慮了高熱負荷壁面?zhèn)鳠嵊蓮娭茖α鱾鳠岷头序v傳熱兩部分組成，經(jīng)與試驗數(shù)據(jù)對比，歐拉兩相流沸騰傳熱模型在熱機10分鐘內(nèi)怠速、啟停工況的平均相對誤差能夠控制在3%以內(nèi)。在強化熱機的低速工況中過冷沸騰傳熱對高熱負荷壁面具有一定的高溫冷卻作用，歐拉兩相流沸騰傳熱模型適于對低速高熱負荷區(qū)域的傳熱分析。

(2)熱機怠速時間越久、啟停頻率大幅攀升情況中，高熱負荷壁面快速升溫，單相強制對流模擬高估了排排鼻梁區(qū)計算得到的溫度值，但由于壁溫與主流液體的過冷度增加，抑制了過冷沸騰傳熱，單相強制對流模型的適應(yīng)程度增加。

(3)熱機1600r/min內(nèi)循環(huán)加速-減速工況中，冷卻系統(tǒng)強制對流傳熱占據(jù)主導位置，對高頻率的循環(huán)加減速工況的冷卻系統(tǒng)傳熱分析更適采用單向流強制對流傳熱模型。