基于沸腾模型的汽油机缸盖温度场仿真

黄凤琴 尹曼莉 李相旺 张文龙 詹春

（东风汽车集团有限公司技术中心，武汉 430058）

主题词：汽油机 气缸盖 沸腾模型 温度场仿真 试验验证

1 前言

在发动机工作过程中，缸盖火力面直接与高温燃气接触，且随燃烧室温度瞬态变化承受交变热负荷。研究表明，对于水冷式发动机，气缸盖水腔内存在多种传热方式，位于燃气火力面与排气道周围的高温区域，由于缸盖实体间温度梯度较大形成较大的热流量，换热以沸腾传热的方式进行，而在缸盖水腔等其他区域，由于壁面温度较低，热流量较小，以对流换热为主。且随着现代发动机爆压和功率密度的增大，高热负荷和高温度水腔区域会不可避免地出现过冷沸腾现象[1-3]。

沸腾传热效率较传统单相对流换热大幅提升，沸腾因素对缸盖温度分布具有重要影响，在发动机冷却系统开发过程中，合理利用泡核沸腾传热，一方面可有效地减小冷却液流量、冷却系统工作容积和冷却系统消耗的功率与带走的热量，改善整机燃油经济性；另一方面有利于实现高温冷却，减少缸盖部件内的温度梯度，降低缸盖热应力水平，提高发动机使用寿命和可靠性。目前，对过冷沸腾传热特性的研究主要是在壁面换热量与壁面温度间建立一定的数学关系，预测特定流动工况和特定壁面温度下的壁面换热量。现有的过冷沸腾传热模型大体可分为经验或半经验单相模型、两相流混合模型和欧拉-欧拉双流体沸腾模型3 类[4-6]，其中经验或半经验单相模型在工程上应用最广，可分为叠加模型、渐进模型、分区模型3种。

本文通过建立矩形通道，研究铸铝加热块、50%乙二醇水溶液在不同流速、入口温度、系统压力下的沸腾特性，拟合得到渐进模型中的关键经验参数，建立适用于发动机缸盖材料及冷却液的渐进单相沸腾模型。基于此开展某三缸集成排气歧管的缸盖水腔内传热计算，并根据试验测温结果，对仿真结果进行验证。

2 数学模型建立

以Steiner和Taborek[7]修正的渐进模型为基础，得到渐进模型为：

式中，m为经验因子，由试验数据拟合回归得到，根据文献[8]，本文取m=2；F为对流换热强化因子，由于在过冷流动沸腾中一般忽略汽泡扰动对强制对流部分的影响，因此取F=1；qw为总换热量；qsp为单向对流换热量；qnb为泡核沸腾换热量。

由式（1）可以看出，m越大，其主要贡献部分作用越突出，即当处于低温对流换热区域时，沸腾换热量较低，壁面换热量主要由对流换热决定，当处于高温沸腾换热区域时，沸腾换热量较对流换热大，壁面换热量主要由沸腾换热决定。单向对流换热量qsp为：

式中，Tw为壁面温度；Tb为主流液体温度；hsp为单相对流换热系数，由Dittu-Boelter[9]公式计算获得：

式中，Rel为通道雷诺数；Pr1为流动液体普朗特数；k1为液体导热系数；Dh为通道水力直径；ρ1为液相密度；μb为液体主流速度；μl为液相动力粘度；cpl为液体比热容。

核态沸腾部分采用Rohsenow[10]经验关联式：

式中，g为重力加速度；Csf为表面沸腾因子；Pr为普朗特数；hlg为液相气化潜热；n为表面粗糙度因子；γ为标定因子；σ为液相表面张力；ρg为气相密度；Tsat为液体饱和温度。Csf、n、γ需通过试验获取。

3 简单通道内过冷沸腾换热试验

为研究发动机冷却液50%乙二醇溶液的沸腾换热特性及模型中m、Csf、n、γ拟合值，通过铸铝加热块对50%乙二醇溶液进行底部加热，针对不同入口温度、入口压力、流速等对沸腾换热的影响进行研究。试验工况如表1所示，试验台如图1所示。

表1 以流速为变量的试验工况

图1 试验台

乙二醇水溶液入口温度80 ℃、压力0.13 MPa 下不同流速的沸腾传热特性曲线如图2 所示。强制对流区域内速度对换热强度起决定性作用，速度越高，换热量越高。当处于部分沸腾区域时，速度仍对壁面换热有显著影响。同时，沸腾起始位置（即壁面热流密度曲线斜率明显变化处）对速度较为敏感，随着冷却液流速提高，沸腾起始位置不断滞后，当沸腾发展至充分阶段时，不同流速下的沸腾换热曲线趋于一致，速度对壁面换热效果的影响逐渐减弱，此时沸腾传热发挥主导作用。

图2 不同流速下的沸腾传热特性曲线

乙二醇水溶液在压力0.13 MPa、流速1 m/s 下不同入口温度的沸腾传热特性曲线如图3所示。

由图3 可以看出：入口温度越低，壁面温度与流体之间的温度梯度越高，壁面换热量和冷却强度越高；入口温度越高，壁面越早出现沸腾现象，降低入口温度将增大沸腾起始点壁面过热度ΔT（ΔT=Tw-Tsat）；入口温度主要影响单相对流区和部分发展沸腾区壁面换热特性，当换热处于充分发展沸腾区域，不同入口温度下换热特性曲线趋于一致。

图3 不同入口温度下的沸腾传热特性曲线

乙二醇水溶液在流速0.5 m/s、入口温度85 ℃，不同系统压力下的沸腾传热特性曲线如图4所示，0.20 MPa的沸腾换热能力较0.13 MPa弱，因为较高系统压力对应的饱和温度较高，沸腾现象较弱。

图4 不同系统压力下的沸腾传热曲线

4 过冷沸腾CFD传热模型的建立及试验验证

通过拟合得到经验因子m、Csf、n、γ的值。为保证所用经验模型能应用于数值计算，在CFD 数值计算中采用壁面函数描述壁面附近处对流换热关系，替代式（3）中的对流换热项，消除模型对局部特征尺寸的依赖性，同时采用k-ε模型描述流体域内的湍流状况。沸腾传热模型以C 代码通过USER CODE 接口嵌入STARCCM+求解器主程序，实现求解器迭代计算直至最终收敛。沸腾传热模型的实现过程如图5所示。

图5 单相流沸腾传热模型计算过程

对试验段三维模型进行网格离散化，采用速度入口、压力出口，底面为绝热面，加热面采用壁面温度，如图6所示。

图6 试验段网格离散化模型

铝加热块试验和仿真结果如图7所示。由图7可以看出，拟合的渐进模型所得的仿真值与试验结果的误差均在5%以内。

图7 铝块试验值与仿真预测结果

5 缸体缸盖流固耦合传热分析

为准确计算缸盖温度场，仿真模型包含缸盖、缸体、缸套、缸垫、气门、阀座、火花塞和增压器涡壳，如图8所示。

图8 有限元模型

5.1 边界条件

针对额定功率点（5 500 r/min，100 kW），将缸内燃气与缸筒内表面、缸盖燃烧室顶和阀座内表面、新鲜空气与进气道内表面、排出废气与排气道及排气歧管内表面之间的热传递根据CFD瞬态分析结果时均化映射到壁面，如图9所示。

根据上述单相流过冷沸腾计算，可得冷却液与水套内表面壁面换热系数，纯对流换热和考虑沸腾模型水套表面热流对比如图10所示。

5.2 结果分析

通过多轮耦合计算，缸盖水套存在较为明显的沸腾现象，沸腾换热系数与对流换热系数差值如图11所示。

图9 燃气侧传热分析边界

图10 水套表面热流对比

图11 沸腾区域

纯对流换热和考虑沸腾换热水套温度场分布结果如图12所示。由图12可以看出，二者所得结果温度差异较大，沸腾换热强化了缸盖水套的换热效果，使得表面温度最大降低38 ℃。

图12 水套温度场分布

考虑沸腾传热的缸盖温度场分布结果如图13 所示。由于沸腾的强化传热作用，火力面附近对应的温度降低。

图13 缸盖温度场分布

6 温度场仿真结果试验验证

缸盖上布置5个测点，距离壁面3 mm，测点位置如图14 所示。缸盖相应位置精确打孔，将热电耦安装于各孔中，并做好相应的密封措施，利用相关数据采集设备，在试验过程中采集机体上各测点温度。试验工况为额定功率点（5 500 r/min，100 kW），测量水温为105 ℃时所有测点温度。

图14 测点位置

将考虑沸腾模型和不考虑沸腾模型缸体缸盖温度场仿真结果与试验结果进行对比，如图15 所示。由图15 可知，考虑沸腾传热模型的试验值误差较纯对流换热小，因此在发动机温度场仿真中嵌入沸腾传热模型可提高计算精度，实现冷却水腔内换热形式与换热强度的有效预测。

图15 仿真与试验测点温度结果

7 结束语

本文研究了铸铝加热块、50%乙二醇水溶液在不同流速、入口温度、系统压力下的沸腾换热特性，根据试验数据对基于渐进模型的沸腾传热模型进行修正，得到适用于铸铝材料和乙二醇水溶液的沸腾传热模型，建立了适用于复杂几何水腔的内部沸腾换热模型，其仿真壁面热流密度结果与试验结果的误差小于5%。将缸盖测温试验结果与纯对流换热和沸腾换热仿真结果进行对比，结果表明沸腾传热模型具有更高计算精度。