活塞开式内冷油腔振荡流动传热特性研究*

曹元福，张卫正，杨振宇，原彦鹏，朱海荣

(1.北京理工大学机械与车辆学院，北京 100081; 2.中国北方车辆研究所，北京 100072)

前言

内燃机升功率的不断提高导致活塞的热负荷显著增加。为保证活塞在高热负荷下安全可靠地运行，振荡传热作为一种非常高效的强化散热方式，在高强化柴油机活塞中得到广泛应用。

振荡传热最早由S.D.Heron在其1923年的专利中提出，直到20世纪60年代，研究人员才开始对振荡传热进行研究。文献[1]中对封闭圆柱空腔中的振荡传热进行深入实验研究，提出了振荡传热的无量纲关联式；目前的研究大多进行活塞关键位置温度的测量，通过温度的对比来了解内冷油腔的振荡传热效果[2-4]。

随着计算机技术和数值计算方法的快速发展，计算流体力学成为研究流体流动和传热的重要手段。文献[5]中用数值模拟方法研究了二维空腔中振荡传热问题。文献[6]和文献[7]中对内冷油腔中的振荡传热进行了数值模拟，但缺乏对系统的深入研究和分析。

由于开式油冷活塞内冷油腔带有进出油口，内冷油腔中的传热受各种因素的影响，如固定喷嘴的冷却机油流量和发动机转速等。

本文中用CFD数值模拟方法，研究了不同转速和机油流量下开式内冷油腔中流动特性和传热特性，深入分析了机油通过率、填充率和换热系数随转速和机油流量的变化规律，并对柴油机活塞冷却喷嘴的机油供给量进行了改进。

1 VOF多相流模型

针对内冷油腔中冷却机油、空气和壁面之间的流动传热问题，采用VOF多相流模型，其控制方程[8]如下：

(1)

(2)

(3)

式中：αq为第q相流体的体积分数；t为时间；u为速度；ρ为密度；p表示单元中的压力；gi为重力加速度；Fi为单元的体力；keff为有效导热率；E为能量；T为温度。每个控制单元内第q相流体的体积分数有以下3种情况：(1)αq=0，第q相流体在单元中是空的；(2)αq=1，第q相流体在单元中是充满的；(3)0<αq<1，单元中包含了第q相流体，第q相流体和一相或者其它多相流体之间有分界面。

2 开式内冷油腔CFD模型的建立

2.1 几何模型和网格模型

图1示出采用内油腔冷却的国外某柴油机的活塞及其油腔的示意图[6]。本文中以某型国产柴油机活塞为例，首先建立活塞内冷油腔三维几何模型，活塞底部的流体空间区域简化成圆柱体，底部的冷却喷嘴与活塞运动方向平行，对准内冷油腔的进油口。发动机具体技术参数见表1。

网格模型如图2所示，对近壁处网格进行了细化。壁面采用Fluent中提供的强化壁面处理。强化壁面处理在壁面网格精度较差时，采用壁面函数来处理壁面区域内的速度和温度分布，壁函数对壁面附近的湍流和热流的计算比较粗糙；如果壁面网格精度足够高时，将采用壁面处理的两层模型来分别计算近壁区域和充分发展湍流区内的速度和温度分布。由于近壁区域的两层模型是利用另一个方程封闭壁面的湍流黏性系数，进而求解壁面附近的速度与温度场，因此具有较高的精度。

参数数值缸径/mm132冲程/mm145压缩比15单缸功率/kW100

2.2 边界条件与初始化

(1) 入口边界条件

计算区域喷嘴入口采用速度入口条件。

入口湍流脉动动能k为

(4)

其中I=0.16Re-1/8

(5)

式中：Ua为平均流动速度；I为湍流强度；Re为雷诺数。

湍流耗散率ε按照下式确定：

(6)

式中：l=0.07L，L为管道特征长度；Cμ为湍流模型的经验常数。

(2) 出口边界条件

内冷油腔流场与曲轴箱相连通，假定曲轴箱内部气体压力变化不大，因此出口采用压力出口边界条件。

(3) 壁面边界条件

首先根据经验公式，计算得到内冷油腔壁面换热系数，然后利用有限元软件得到整个活塞温度场。将内冷油腔壁面分为4个区，如图3所示。各分区的壁面温度数值取区域平均值，具体数值见表2。

壁面分区G1G2G3G4温度/K533513493473

(4) 初始化

固定喷嘴从初始时刻开始往内冷油腔中喷射机油，即在计算的初始时刻内冷油腔中并没有机油，计算区域内全部为空气介质。

湍流模型选用k-ω模型，多相流模型选择VOF模型，计算不同转速和机油流量等条件下内冷油腔中流动传热特性。转速分别选取1 000、1 500、2 000、2 500和3 000r/min，流量选取1、2和3L/min(喷嘴直径为2mm、机油温度为100℃)，在15种工况下对开式内冷油腔中的振荡流动传热进行了数值模拟。

计算时监测内冷油腔中机油填充率，计算多个循环之后，当其只与曲轴转角有关，循环与循环之间的变动较小时，说明内冷油腔中机油流动与传热处于相对稳定状态，取此循环之后的计算结果进行分析。

3 开式内冷油腔振荡流动特性分析

3.1 机油瞬态振荡流动分布分析

内冷油腔置于活塞头的内部，空间十分有限，且发动机转速高，通过实验手段对油腔内部冷却机油流动状态进行观测，进而研究其流动特性十分困难。利用数值模拟的方法则可方便地模拟、观察和记录活塞内冷油腔中机油的流动和分布状况，为后续内冷油腔的设计提供依据。

图4为转速3 000r/min、机油流量2L/min工况下内冷油腔中机油瞬态流动分布示意图，色标数值表示油气两相的体积分数，1代表全是机油，0代表全是空气。由图可见：活塞从上止点向下运动时，机油积聚在油腔顶部，几乎没有机油从油腔的进口和出口流出；当活塞快到达下止点之前时，活塞减速运行，而机油则在惯性力作用下以较高速度迅速脱离内冷油腔的顶部，撞击到底部；活塞上行时，机油大多数积聚在内冷油腔的底部，很容易从内冷油腔的出口流出；当活塞上行到上止点之前时，同样活塞减速运行，机油在惯性作用下保持较高速度，脱离底部撞击到油腔顶部。

3.2 机油通过率分析

活塞内冷通道机油通过率定义为

(7)

式中：qout为一个循环从油腔出油口流出的机油流量；qjet为一个循环冷却喷嘴出口的机油流量。

一般说来，机油通过率越大越好，即冷却喷嘴流出的机油能尽量多地进入内冷油腔，并且从出油口流出。目前发动机活塞振荡冷却实验台都是把活塞固定在活塞的某个行程，然后测量活塞静止状态下通过内冷油腔的机油流量的多少，进而评定内冷油腔设计。然而活塞往复运动下的机油通过率与静态下的“打靶”实验结果是不同的。

图5为转速3 000r/min、机油流量2L/min时内冷油腔进口和出口瞬时机油流量随曲轴转角的变化规律。由图可见：活塞在上止点后70°CA速度达到最大，之后减速慢行，积聚在油腔顶部的冷却机油在惯性力作用下脱离顶部并加速下行，大约在上止点后100°CA附近撞击到油腔底部，这时大量的机油从油腔的出口流出，从图中还可以看出，冷却机油在惯性力作用下在入口处发生回流，此时也有少量机油从入口流出；当活塞上行时，大约在上止点前70°CA速度最大，然后减速上行，机油则在惯性力作用下从油腔底部脱离上行，此时刻之后未有机油从油腔的进口和出口流出。

对出口的瞬时机油流量进行积分可以得到一个循环从油腔出油口流出的机油流量，冷却喷嘴的机油流量已知，由式(7)可以求得内冷油腔的机油通过率。图6给出了机油通过率随转速和流量的变化关系。由图可见：在相同冷却机油流量条件下，随着转速的提高，机油通过率呈现出先减小后增大的变化趋势；转速相对较低时，冷却机油受惯性力作用在活塞下止点附近在油腔入口处发生回流，因发动机转速低惯性力不是很大，回流的机油流量不是很多，机油通过率较高；随着转速的提高，往复惯性力增大，从油腔入口处回流的机油流量增多，使得机油通过率减小；当超过某一转速后，往复惯性力变得很大同时其作用时间变得很短，机油来不及回流，冷却机油通过率又继续增加。

从图中还可以看出，在不同转速和冷却机油流量下，机油通过率基本在60%～80%之间变动，说明该内冷油腔机油通过率较高。通过在进口位置设置凸台，有利于更多的机油从出口侧流出，从而减小或避免机油回流，进一步增大通过率，这有利于机油带走更多的热量，有效降低活塞的热负荷。

3.3 机油充油率分析

图7给出了转速3 000r/min、机油流量2L/min工况下内冷油腔中的机油填充率随曲轴转角的变化规律。结合图4和图7可以看出：活塞从上止点向下运动时，充油率随曲轴转角的增大逐渐增大，并在下止点之前达到最大值，这是由于活塞下行时机油积聚在油腔顶部，几乎没有机油从油腔的进出口流出，所以填充率逐渐增大；当活塞快到达下止点时，活塞减速运行，而机油在惯性作用下以较高速度迅速脱离内冷油腔的顶部，撞击到底部，并且部分机油从油腔的进出口流出，机油填充率开始减小。

由于内冷油腔中的机油填充率是动态变化的，在一个循环周期内，内冷油腔中的机油填充率在某个数值上下波动。对其在一个周期内求算术平均，将该值作为对应转速和流量工况条件下的数值。

填充率与转速和冷却机油流量密切相关。图8给出了内冷油腔机油填充率随转速和流量的变化规律。由图可见：当冷却机油流量为1L/min时，机油填充率由1 000r/min的40%逐渐下降到3 000r/min的17%；当冷却机油流量为2L/min时，机油填充率由1 000r/min的82%迅速下降到2 000r/min的42%，当转速超过2 000r/min后，机油填充率下降缓慢；流量增大到3L/min时，机油填充率由1 000r/min的82%迅速下降到2 000r/min的74%，当转速超过2 000r/min后，机油填充率下降迅速。

从总体变化趋势上看，机油填充率随着发动机转速的提高而下降。这主要是由于活塞和冷却喷嘴之间变化的速度引起的。在活塞上行时，活塞运动速度和冷却喷嘴出口的冷却机油速度方向相同，转速提高后，某时刻活塞速度比冷却机油速度大，会导致在该时间间隔内没有冷却机油进入内冷油腔，从而导致机油填充率的下降。

相同转速条件下，随着冷却机油流量的增加，单位时间内进入内冷油腔的冷却机油量也增加，因此内冷油腔中的机油填充率增加。特别当转速在1 000r/min时，并且当流量由1变为2L/min后，机油填充率由36%迅速增大到82%，即使流量继续增加，机油也不能完全充满内冷油腔，填充率稳定在82%左右，不再发生变化。

4 开式内冷油腔振荡传热特性分析

图9给出了内冷油腔壁面周期平均换热系数随发动机转速和冷却机油流量的变化规律。由图可见：随着转速的升高，内冷油腔壁面的循环平均换热系数随转速的提高而迅速增大。这主要是由于随着转速的升高，内冷油腔中湍流强度变大，壁面边界层减薄，壁面区流体和中心区流体的混合增强，从而强化了传热，使换热系数大幅增加。

在低转速区域，相同转速条件下，增加冷却机油流量，内冷油腔中的机油填充率随之大幅增加，当机油填充率太高时，冷却介质自由液面与壁面之间的距离缩短，削弱了流体对壁面的撞击效应，同时因振荡产生的湍流混合减弱，换热系数反而略有下降。

在高转速区域，相同转速条件下，冷却机油流量较低时，内冷油腔中的机油填充率较小，导致机油温度过高，换热系数略有下降，不利于换热性能的增强。

由前面分析可知，冷却机油流量的大小影响内冷油腔中的机油填充率，进而影响振荡传热。油腔内机油填充率过高或过低，都会使振荡传热效果变差，不利于活塞的冷却，因此要求油腔内机油充油率合理，使得内冷油腔中的机油能够振荡起来，使冷却机油相对于内冷油腔壁面有相对较高的速度和湍流强度，从而提高振荡传热系数。为充分利用振荡换热，机油填充率不要低于30%，也不要高于60%。

5 冷却喷嘴流量的改进

活塞冷却机油流量与活塞结构、内冷油腔大小、热负荷状况和输油方式有关。传统的冷却喷嘴设计原则为出口机油速度大于活塞的最大瞬时速度。

表3给出了活塞冷却喷嘴的设计流量与油束设计速度的具体数值，以及对应转速和流量下的机油填充率仿真分析结果。从表3可以看出，在概念设计阶段的机油流量下，该活塞内冷油腔中的机油填充率普遍高达70%～80%，说明概念设计阶段的机油流量偏高。增加冷却机油流量可以降低活塞的热负荷，但当机油流量增加到一定数值以后，冷却机油带走的热量基本不变，如果继续增加机油流量，反而会过多地消耗机油泵的功率，降低柴油机的热效率，而且也会增加活塞的热应力，所以一定要研究最经济的冷却机油流量，对活塞适度冷却。

表3 柴油机冷却喷嘴设计参数

当内冷油腔中的机油填充率在50%左右时，振荡冷却传热效果最好，因此以50%机油填充率作为设计指标，重新设计活塞冷却喷嘴机油流量。图10给出了固定喷嘴的机油流量改进前后的对比情况。以50%机油填充率为设计指标，改进后固定喷嘴的冷却机油流量大幅下降，在保证活塞振荡强化传热效果的情况下，同时减小了泵功损失和热损失，系统的综合性能达到最优。

6 结论

(1) 应用CFD模拟活塞内冷油腔中的流动传热，可以在短时间内获得大量而准确的信息，便于指导设计与改进。

(2) 该活塞内冷油腔的机油通过率在60%～80%，通过在入口处设置凸台，可进一步提高机油通过率。

(3) 相同机油流量下，机油填充率随着发动机转速的提高而下降；相同转速条件下，填充率随着机油流量增加也迅速增加，最终会趋于稳定，但不会完全充满内冷油腔。

(4) 内冷油腔壁面的循环平均换热系数随转速的提高而迅速增大。

(5) 机油填充率过多或过少会导致换热性能略有下降，在保证活塞振荡强化传热效果的情况下，以50%机油填充率为设计指标，改进后冷却喷嘴的机油流量大幅下降。

参考文献

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