摘 要：為準(zhǔn)確評估發(fā)動機(jī)水套換熱性能，基于AVL_FIRE軟件對某發(fā)動機(jī)缸蓋、缸體水套的流速、換熱系數(shù)進(jìn)行計算流體動力學(xué)（computational fluid dynamics，CFD）仿真分析。仿真結(jié)果表明：第4缸排氣側(cè)流速相對其他缸偏低，部分區(qū)域換熱系數(shù)較小，無法滿足評價標(biāo)準(zhǔn)；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(qū)，容易使熱負(fù)荷集中；冷卻液體積流量為136 L/min時，發(fā)動機(jī)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(shè)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(yōu)化排氣歧管后端水套上、下層的連通，對優(yōu)化水套進(jìn)行CFD分析及流-固耦合分析，結(jié)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(yōu)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(jìn)排氣門鼻梁區(qū)后端換熱系數(shù)偏低，但缸蓋水套關(guān)鍵區(qū)域溫度滿足限值要求。

關(guān)鍵詞：水套；換熱系數(shù)；流阻；冷卻；發(fā)動機(jī)鼻梁區(qū)

中圖分類號：U464.138文獻(xiàn)標(biāo)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(fā)動機(jī)冷卻水套散熱性能分析及優(yōu)化［J］.內(nèi)燃機(jī)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(fā)動機(jī)小型化、高效率、低排放要求的提高，發(fā)動機(jī)缸體、缸蓋熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷明顯增加［1］。如果發(fā)動機(jī)水套設(shè)計不當(dāng)，使發(fā)動機(jī)冷卻能力不足，動力性、經(jīng)濟(jì)性降低，甚至造成局部過熱，缸體、缸蓋產(chǎn)生裂紋，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)失效［2］。研究表明，發(fā)動機(jī)缸蓋進(jìn)、排氣門水套鼻梁區(qū)產(chǎn)生的裂紋大多是由熱疲勞造成的，因此在設(shè)計缸體、缸蓋水套管路時應(yīng)保證缸體、缸蓋的充分冷卻，防止局部熱應(yīng)力過大［3-5］。合理的發(fā)動機(jī)水套結(jié)構(gòu)應(yīng)使冷卻液按設(shè)計的流動方式在水套內(nèi)流動，將發(fā)動機(jī)運(yùn)行過程產(chǎn)生的熱量帶走，使發(fā)動機(jī)在所有工況下都保持適當(dāng)?shù)臏囟龋瑢Πl(fā)動機(jī)正常運(yùn)行起至關(guān)重要的作用。在發(fā)動機(jī)設(shè)計階段，應(yīng)對水套進(jìn)行計算流體動力學(xué)（computational fluid dynamics，CFD）分析，準(zhǔn)確評估發(fā)動機(jī)水套的換熱性能［6］。Shih等［7］使用CFD軟件對發(fā)動機(jī)冷卻水套進(jìn)行數(shù)值模擬，并結(jié)合模擬結(jié)果優(yōu)化水套結(jié)構(gòu)，改善了發(fā)動機(jī)敲缸現(xiàn)象；豐程嵐［8］利用數(shù)值模擬技術(shù)對某柴油機(jī)冷卻水腔進(jìn)行仿真分析并結(jié)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(jié)合，不同工況下缸套測點(diǎn)溫度計算結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)最大誤差不超過7%；姚煒［9］利用Star-CD軟件對某汽油機(jī)的冷卻水套進(jìn)行模擬計算，并根據(jù)計算結(jié)果優(yōu)化氣缸墊水孔，調(diào)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(guān)注冷卻液在水套內(nèi)的流動，對流-固耦合分析較少。本文中基于AVL_FIRE軟件對發(fā)動機(jī)水套進(jìn)行仿真分析，評估水套換熱性能，綜合考慮生產(chǎn)成本及換熱效果，對換熱較差的區(qū)域進(jìn)行水套結(jié)構(gòu)優(yōu)化，結(jié)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(fā)周期，降低研發(fā)成本。

1 水套模型

1.1 設(shè)計要求

某發(fā)動機(jī)冷卻液為乙二醇和水的混合液，乙二醇的質(zhì)量分?jǐn)?shù)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(fā)動機(jī)缸體水套內(nèi)冷卻液為縱流流動，缸蓋內(nèi)為橫流流動，冷卻液經(jīng)電子水泵進(jìn)入發(fā)動機(jī)缸體水套，在缸體排氣側(cè)通過缸墊水孔進(jìn)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(fēng)流出，大部分冷卻液經(jīng)缸墊水孔流回缸體水套進(jìn)氣側(cè)，然后經(jīng)主出水口流出。該發(fā)動機(jī)設(shè)計時，要求應(yīng)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(dá)不到預(yù)定要求，各部件溫度過高，影響發(fā)動機(jī)正常運(yùn)行；若水泵功率過大，增加運(yùn)行成本。

1.2 CFD分析

對該發(fā)動機(jī)水套進(jìn)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(wǎng)格劃分難度，且提高模型優(yōu)化效率，分別對3部分模型劃分網(wǎng)格，模型組裝后再進(jìn)行計算［10-11］。網(wǎng)格劃分時，連接面采用尺寸較小的高質(zhì)量網(wǎng)格且2個連接面網(wǎng)格尺寸盡量一致，使用非連續(xù)連接的方法將3部分連成一個計算域。發(fā)動機(jī)缸體、缸蓋水套采用多面體網(wǎng)格，缸墊采用六面體網(wǎng)格，缸蓋鼻梁區(qū)、缸體火岸面、缸間孔適當(dāng)加密。為避免冷卻液回流，對發(fā)動機(jī)水套進(jìn)、出口邊界進(jìn)行拉伸，網(wǎng)格拉伸長度為2 mm，總網(wǎng)格數(shù)目約為400萬。發(fā)動機(jī)水套模型、水套網(wǎng)格模型及部分網(wǎng)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(qū)域。

1.3 邊界條件

通過一維冷卻系統(tǒng)分析發(fā)動機(jī)水套邊界條件，額定工況發(fā)動機(jī)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(fēng)出口、增壓器出口、廢氣再循環(huán)（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(fā)動機(jī)水套進(jìn)行CFD分析，動量方程、連續(xù)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(fēng)格式。設(shè)定水套內(nèi)空氣流動為不可壓縮黏性流動，湍流模型在標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型的基礎(chǔ)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(wǎng)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(shù)值以下，收斂性較好，否則，收斂性較差；但在計算葉輪機(jī)械流場等復(fù)雜問題時，還可能要監(jiān)測進(jìn)出口壓力、流量、溫度等，本文中通過監(jiān)測殘差和出口壓力判斷發(fā)動機(jī)水套收斂性。

2 方案分析及優(yōu)化

2.1 原方案分析

發(fā)動機(jī)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(yè)內(nèi)通用的收斂性規(guī)定。對原方案水套進(jìn)行CFD分析，原方案缸體水套速度場及換熱系數(shù)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(cè)流速相對其他缸偏低，換熱系數(shù)較小，約為7 kW/（m2·K），無法滿足該區(qū)域換熱系數(shù)應(yīng)大于8 kW/（m2·K）的評價標(biāo)準(zhǔn)，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(dǎo)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(qū)，熱負(fù)荷集中，容易導(dǎo)致缸蓋開裂。

計算該發(fā)動機(jī)水套入口冷卻液體積流量為136 L/min時，水套流阻為42 kPa，經(jīng)過一維冷卻系統(tǒng)分析，若采用450 W的電子水泵，該水套流阻較大，應(yīng)采用增加冷卻液體積流量、降低發(fā)動機(jī)水套流阻等方法進(jìn)行優(yōu)化。

2.2 優(yōu)化方案

為改善第4缸缸體水套進(jìn)排氣側(cè)冷卻液流動，將缸墊水孔1截面積增大80%，增設(shè)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(qū)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(diào)整流通截面積，將原方案中右邊不連通的水套調(diào)整為水套上、下層連通，在暖風(fēng)出口吸力作用下，增加下層水套冷卻液流動。優(yōu)化方案示意如圖5所示，圖5a）中1、2、3為對應(yīng)的缸墊水孔序號，b）、c）中藍(lán)色為缸蓋水套上、下層連通區(qū)域。

2.3 優(yōu)化方案分析

采用優(yōu)化方案，發(fā)動機(jī)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(yōu)化后缸體水套速度場及換熱系數(shù)分布如圖6所示。

由圖6可知：優(yōu)化后第4缸缸體水套流動明顯改善，雖局部區(qū)域流速稍低，但排氣側(cè)缸體火力岸面的換熱系數(shù)為8.7 kW/（m2·K），滿足該區(qū)域換熱系數(shù)大于8 kW/（m2·K）的評價標(biāo)準(zhǔn)；第1缸換熱系數(shù)明顯大于其他缸。分析原因為冷卻液在第1缸缸體水套進(jìn)氣側(cè)進(jìn)入，換熱量較大，應(yīng)保持第2、3、4缸換熱系數(shù)處于同一水平，減小熱應(yīng)力集中。

根據(jù)經(jīng)驗，發(fā)動機(jī)水套關(guān)鍵區(qū)域換熱系數(shù)評價標(biāo)準(zhǔn)為水套排氣門鼻梁區(qū)、進(jìn)排氣門鼻梁區(qū)前端、進(jìn)排氣門鼻梁區(qū)后端、缸體水套火力岸面、缸間孔的換熱系數(shù)應(yīng)分別大于15、10、10、8、8 kW/（m2·K）。優(yōu)化方案缸蓋水套換熱系數(shù)分布如圖7所示。

由圖7可知：優(yōu)化后各缸排氣門鼻梁區(qū)遠(yuǎn)大于15 kW/（m2·K）的評價標(biāo)準(zhǔn)；進(jìn)排氣門鼻梁區(qū)前端換熱系數(shù)遠(yuǎn)大于10 kW/（m2·K）的評價標(biāo)準(zhǔn)；優(yōu)化后第1缸進(jìn)排氣門鼻梁區(qū)后端換熱系數(shù)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(shù)限值要求，但在換熱系數(shù)為6～10 kW/（m2·K）的可接受范圍，應(yīng)進(jìn)行缸體缸蓋流-固耦合分析確認(rèn)；缸蓋上層水套換熱系數(shù)基本滿足不小于4 kW/（m2·K）的限值要求，局部換熱系數(shù)稍低，但此區(qū)域為非熱力集中區(qū)，經(jīng)判斷無風(fēng)險。

原方案與優(yōu)化方案關(guān)鍵區(qū)域換熱系數(shù)計算結(jié)果如表1所示，其中，A為排氣門鼻梁區(qū)、B為進(jìn)排氣門鼻梁區(qū)前端、C為進(jìn)排氣門鼻梁區(qū)后端、D為進(jìn)氣側(cè)缸體水套火力岸面、E為排氣側(cè)缸體水套火力岸面、F為缸間孔，1、2、3、4為對應(yīng)的氣缸，F(xiàn)i、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(yōu)化方案A、B區(qū)的換熱系數(shù)與圖7分析結(jié)果一致，C2、C3、C4的換熱系數(shù)均低于原方案，但接近可接受范圍；D1優(yōu)化方案的換熱系數(shù)高于原方案，D2、D3、D4的換熱系數(shù)均低于原方案，但都滿足大于8 kW/（m2·K）的評價標(biāo)準(zhǔn)；E1、E2、E3優(yōu)化方案與原方案的換熱系數(shù)一致，且都滿足大于8 kW/（m2·K）的評價標(biāo)準(zhǔn)；F區(qū)優(yōu)化方案的換熱系數(shù)低于原方案，但都滿足大于8 kW/（m2·K）的評價標(biāo)準(zhǔn)。

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

2.4 流-固耦合分析

優(yōu)化后，缸蓋、缸體溫度場分析結(jié)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(qū)域換熱系數(shù)接近可接受范圍，但溫度符合限值要求，可采用該優(yōu)化方案。

3 結(jié)論

1）通過AVL_FIRE軟件仿真分析發(fā)動機(jī)缸體、缸蓋水套的流速和換熱系數(shù)分布及水套流阻，提出水套優(yōu)化設(shè)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(cè)缸體火力岸面的流速，提高了第4缸排氣側(cè)缸體火力岸面的換熱系數(shù)。

2）通過缸體缸蓋耦合計算，排氣門鼻梁區(qū)、進(jìn)排氣門鼻梁區(qū)前端、進(jìn)排氣門鼻梁區(qū)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(zé)任編輯：胡曉燕）