（动力机械及工程专业论文）发动机气缸盖三相耦合计算与温度场试验研究.pdf

华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 i 摘 要 气缸盖是内燃机最重要的零部件之一，直接与缸内的高温高压燃气接触，工作 环境极其恶劣。随着柴油机不断强化，缸盖热负荷已成为影响柴油机性能的重要因 素。本文以一台六缸直喷式柴油机冷却系统项目为研究背景，应用 cfd 分析方法研 究缸盖冷却水套；并利用仿真计算获得热边界条件，进行缸盖温度场模拟。主要内 容如下： 在阅读大量文献的基础上，综述国内外冷却系统和传热的研究情况，并总结了 耦合计算的实现方法。进行温度场测量试验，分析气缸盖热负荷情况并为模拟结果 提供对比数据。建立三维模型，完成冷却水套的 cfd 计算，对水流场的关键区域进 行流动分析，并提出多项改进建议；利用耦合方法得到冷却水套与气缸盖的热边界 条件。在确定气缸盖和燃烧室计算模型的基础上，通过 cfd 软件进行缸内燃烧模拟 分析，并映射出缸盖火力面的热边界条件，实现缸盖壁面与燃气、冷却介质的整体 耦合计算，得到缸盖的温度场分布情况和热应力情况。 经过温度场测量试验的对比，验证模拟结果的准确性。利用耦合计算方法，分 别进行六缸的温度场模拟，分析各缸热负荷情况。同时，对影响气缸盖温度分布的 各种因素进行对比分析，研究各类参数对缸盖温度场的影响规律，为冷却水套和气 缸盖的进一步优化设计提供参考意见。 关键词：气缸盖 冷却水套 耦合计算 温度场 cfd 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 ii abstract the cylinder head is one of the most important part of an internal combustion engine , which contacts the high pressure and high temperature gas directly, so its working condition is very poor. as the increasing of engine duty, the thermal load of cylinder head has become a key factor which affects the performance of engine. in this thesis , it takes the cooling system item of a six- cylinder direct injection diesel engine as the research background. the author researched cooling water jacket with cfd method and simulated the temperature field of cylinder head by thermal boundary conditions which obtained from the calculation. the following works are included in the thesis: based on the reading of various literatures, this paper introduce the research states of the cylinder head cooling system and heat transfer, and summarize the methods which can realize the coupled calculation. though the temperature measurement test on cylinder head, the thermal conditions are analyzed and the results are obtained for comparison with simulation. then, the three- dimensional model was set up and the cfd calculations of cooling water jacket were processed. some advices were given after analyzing the flow in key area of cooling water jacket，meanwhile, the thermal boundary conditions between cooling water jacket and cylinder head were calculated by coupled method. after determining of the calculation model of cylinder head and combustion chamber, the author simulated the combustion and mapped the thermal boundary condition to fire board. at last , the simulation of temperature field and heat stress were completed by cylinder head gas cooling water coupled calculation. the calculated results were well in agreement with the measured values, it i s show that the coupled calculation were accurate sufficiently .using the coupled calculation, this paper simulated the temperature field of each six- cylinder and analysed the thermal load of each cylinder. in addition, base on the analysis of some influence factors to the temperature field of cylinder head, the thesis researched the changes which caused by influence factors and provided some improvement suggestions for further optimum design of cooling water jacket and cylinder head. keyword: cylinder head cooling jacket coupled calculation temperature field cfd 独 创 性 声 明 本人声明所呈交的学位论文是我个人在导师的指导下进行的研究工作及取得的 研究成果。尽我所知，除文中已标明引用的内容外，本论文不包含任何其他人或集 体已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出贡献的个人和集体，均已在文 中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名： 年 月 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，即：学校有权 保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。 本人授权华中科技大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 保 密?，在_年解密后适用本授权书。 本论文属于 不保密?。 (请在以上方框内打“ v” ) 学位论文作者签名： 指导教师签名： 年 月 日 年 月 日 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 1 1 绪 论 1.1 研究背景 内燃机机作为一种高效率的热力发动机，被广泛应用于社会的诸多领域，在国 民经济的各项建设和日常生活中都发挥着举足轻重的作用。随着社会的进一步发展， 在现代内燃机工程当中，除了继续提高其动力性、可靠性和耐久性外，在净化排气、 降低噪声和采用多种燃料供给等方面也方兴未艾。此外，日益短缺的石油燃料也引 起了各国对内燃机燃油经济性的重视。这些严峻的形势都给内燃机研究者和生产商 提出了更新的挑战。 内燃机既是一种热能动力机械，因此它的运转离不开“ 热” 的传递，生产实践中， 经常能发生内燃机的某些部件由于温度过高而发生热负荷故障：例如缸盖、活塞等 因热应力较大而产生裂纹。因此，深入开展研究内燃机的热负荷及其基本规律具有 较强的实际意义；其中国内外对这方面进行的研究有： (1) 进行温度场测量试验，并进一步提高精度，逐步实现瞬态温度的测量工作。 (2) 内燃机传热规律的研究，包括缸内燃烧的变化规律、冷却介质的流场分布 等；燃气、冷却液与固体壁面换热系数与温度的确定，大部分换热系数的计算都只 能通过半经验公式求得，并且都有一定的局限性。 (3) 热应力的求解与计算分析。 (4) 新材料的开发研制，以及整机的耦合研究等1,2。 冷却系统是进行内燃机传热过程研究最重要的环节之一。柴油机工作时，如果 冷却效果不充分，就会导致热负荷过高，从而引发一系列严重后果： (1) 温度过高，零件的机械性能显著下降，会产生变形、裂纹；高温下零件的 热膨胀增大，运动件之间的正常配合间隙遭到破坏，导致摩擦阻力增加，磨损加剧， 严重时会发生烧蚀、使发动机停转或者发生“ 拉缸” 现象、刮伤活塞或气缸。 (2) 受高温零件的加热作用，进气温度随之升高；使气缸实际充气量减少，发 动机燃烧不充分、排放变得异常恶劣。这不仅导致功率下降，对于汽油机还容易引 起早燃或爆燃。 (3) 高温下润滑油的粘度下降，润滑油膜容易破裂，会加剧零件的磨损；同时 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 2 润滑油也容易氧化变质，既增加机油消耗量，又使零件的润滑条件恶化，导致零件 磨损加剧3。 冷却系统不能正常工作将导致众多问题，但是如果冷却过度，同样也会导致大 量负面影响，其中包括： (1) 正常情况下，冷却系统的散热量为燃烧所发出热量的15%25%左右，倘若 冷却过度，会使燃气转变为有用功的热量减少，热量损失增大，进而造成发动机热 效率降低，动力性能变差。 (2) 工作温度低，燃油不易蒸发，不利于混合气的形成；同时造成点火困难，燃 烧迟缓，发动机易出现工作粗暴、燃烧不完全等现象，直接造成发动机功率下降和 燃料消耗量增加等问题。 因此，如果冷却过度，会直接导致柴油机有用功的热量减少，热量损失增大。 从提高内燃机热效率的角度出发，又希望通过冷却系统散走的热尽可能少，但这必 然导致高温、热负荷增大。为均衡两方面影响，必须使内燃机在大部分工况下都能 保持在适当的温度范围内，研究表明：一般内燃机出水温度保持在 80 90 时发 动机的动力性、经济性最好4。 综上所述，冷却系统工作的好坏不仅对柴油机的可靠性产生很大影响，而且还直 接影响到柴油机的各项工作指标，其功能是保证发动机在正常的负荷条件下和工作 环境中均能处于适合的温度状态并可靠的工作。特别是近年来，随着能源危机的不 断加剧，以及国家对“ 节能减排” 的强烈呼吁，使柴油机可靠性及经济性有越来越高 的要求。由于柴油机强化程度的不断提高，其热负荷也在不断加大。因此，冷却系 统对于柴油机工作性能的影响也越来越显著，合理解决柴油机冷却和传热问题也显 得更加迫切。 气缸盖作为发动机的关键零部件，结构复杂、工作过程中热负荷很高。气缸盖 高温部位是鼻梁区(一般最高温度点是在该区域靠近喷油嘴的地方)。设计时，对上述 部位要重点冷却，使最高温度值得到控制，温度场尽可能均匀分布5。以此同时，气 缸盖内也分布着复杂的冷却水腔，对它布置的优劣，也直接影响着缸盖过冷、过热 的问题。因此，在不导致冷却过度的前提下，要防止因气缸盖温度过高或分布不均 匀所产生局部热应力过大等现象。通过数值模拟计算方法，综合考虑冷却液流动对 流换热、燃烧室燃气放热对缸盖的影响，模拟气缸盖在各种条件下的温度分布情况， 结合实验的对比研究，重点分析燃烧室受热严重部位的温度分布情况，为气缸盖的 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 3 改进及和研发设计提供参考依据。 1.2 国内外研究现状 1.2.1 气缸盖冷却系统模拟研究 由于内燃机水套在机体内部，而且结构复杂，难于进行全面的流动和传热试验 研究，随着近年来计算机硬件性能的飞速提高和相关计算分析软件技术的日新月异， 数值模拟方法逐渐成为研究缸盖热负荷、冷却系统优化的重要手段。 由相关国外文献资料可以知道，早在二十世纪七八十年代，已经有学者和企业 尝试用计算流体动力学(computational fluid dynamic) 的方法来模拟内燃机缸内冷却 介质的三维流动仿真。1988 年 kenny6 在计算机控制方面就对发动机冷却系统进行 了初步仿真研究，并得到了一定的研究成果。同年，boyle rj7则在小型车用汽油机 气缸盖上采用两种冷却方法测量了不同位置的壁面温度和热流量，较全面地研究了 冷却水压力下对燃烧室壁温的影响。随后几年，jin kameyama、 sortor m 、yuichi shibata89 等为冷却系统性能预测与优化做了不同程度的研究工作，比较全面地分 析计算出缸盖冷却介质流动的分布情况，达到了较为理想的效果。shojaefard.m.h10 等人就某型号发动机的气缸盖同时做了有限元热分析以及流体动力学分析，不仅考 虑温度场，而且还考虑到流场信息，更准确地模拟缸盖在发动机运行时的热负荷情 况。 由于国内计算机技术起步较晚，因此对发动机冷却系统的模拟分析也相对落后， 但随着计算硬件的提升和国际交流的频繁，使国内众多研究组织和大型企业在分析 仿真方面也有不少较明显的进展。如 1993 年王书义11等人进行了发动机冷却水三维 流动数值模拟基础研究，对某复杂形状箱体内的水流进行了三维模拟计算，试图以 此对内燃机冷却水腔进行近似模拟。2003 至 2004 年，吉林大学的刘巽俊与大连理工 大学的白敏丽1213先后利用计算流体动力学软件 fluent 和 star- cd 对某柴油机 的冷却水套进行了模拟计算，得到了冷却水套内冷却液的流动分布情况，并对热负 荷较高的火力面、排气道周围区域的温度和换热系数情况以及整个系统内压力损失 进行了全面的分析。最近几年，有学者就冷却流动分析采用单向对流模型与单相流 沸腾模型的相关模拟计算 ，利用 fire 软件不仅研究了冷却水的流动和传热情况， 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 4 还对空泡分额情况进行了相关对比评估，得出了沸腾因素对冷却水流动和传热性能 的影响规律。 随着 cfd 软件的日趋成熟，众多商用分析软件为冷却系统的数值模拟提供了更 强大和便捷的计算。个别高校的研究者不仅对冷却介质流动和传热模拟做了全面的 分析研究，还对各种应用活跃的涡粘性模式进行了对比验证，众多学者比较了新型 湍流模型 v2f 与标准模型的优缺点，使流动数值模拟的计算模型在使用上更加 具有普适性和准确性14。也有研究者在此基础上，充分考虑泡沫沸腾、过渡沸腾和 膜态沸腾等沸腾状态的区别，对比分析了考虑冷却水沸腾15和不考虑冷却水沸腾时 对气缸盖热边界条件的变化情况，从而提高了高温区域内流动和传热的数值模拟精 度。 1.2.2 缸盖温度场传热研究 内燃机的燃烧与传热存在着密切的关系，而且内燃机传热问题是所有工程传热 问题中最复杂的一个。建立传热模型对分析发动机燃烧性能以及排放分析都具有很 重要的意义。内燃机传热计算大致包括三个方面内容：燃烧工质与壁面间热量交换； 固体壁面内的热传导和壁面与冷却介质间的热对流。以上三方面中最重要的是流动 介质与固体壁面传热的内容。关于工质与壁面间的热量交换模型又分为工质与壁面 间的辐射换热和对流换热。由于辐射换热的自身特性和复杂性，目前具有实际价值 的模型很少，包括 kiva- ii 和 kiva3v 中都没有将辐射换热模型纳入其中16。对流 换热模型中有 annand 和 woschni的半经验模型、多维模拟中的壁函数法和一维能量 方程法等。国内有学者对 woschni，woschni- huber，hohenberg以及 bargende 传热模 型在内燃机上的计算吻合程度进行了比较17，并得出 woschni- huber 和 bargende 公 式在实验柴油机上的计算精度高一些,而对实验汽油机bargende公式算出来的结果更 好一些的结论。 kiva- ii 和 kiva3v中用到的传热模型为壁函数法传热模型及其改进 型。 由于进行发动机整体结构传热研究存在着建模复杂、参数众多等问题，大部分 研究人员主要是对发动机的单个零部件进行分析研究，而且在研究过程中也是对燃 气、固体零部件和流体部分的热传递分别进行计算模拟，包括对发动机冷却系统流 动与传热的仿真模拟；以及气缸内燃烧室各壁面、缸盖底面和缸套等固体部件的传 热及应力等方面的仿真模拟研究。而对固体部件和流动部件进行整体耦合仿真的研 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 5 究相当较少。随着研究的深入，国内对流体- 固体两相流的数值模拟做也了许多数值 模拟工作, 并提出了双向耦合作用(two way coupling) 等气固两相流研究理论 1819。虽然应用计算流体力学方法研究两相流动规律已经获得了一些成功， 但还有 许多问题亟待解决, 这些问题主要表现在以下方面。首先，由于对复杂真实体系的流 动过程本质还了解不够彻底, 很难建立完全准确的机理模型, 如对流体换热系数和 温度随时间和空间不断变化影响的计算模型尚未有较大突破； 另一方面, 由于受计算 条件(如计算机计算速度、所采用的数值方法等) 的限制, 人们不得已要采用简化处 理, 如在固体与流体两相流中忽略相间颗粒之间的相互作用20。 1.2.3 内燃机耦合计算研究 国内外在早期的柴油机冷却系统流动与传热的研究上，常采取了单独计算的方 法，即在研究冷却系统的流动时，假定冷却水固体壁面的相关参数为一常量；而在 研究冷却系的传热时，则根据试验结果或经验数值来设定系统的边界条件。为了更 全面地分析柴油机冷却系统的流动与传热问题，己有部分研究者将冷却系统的流动 与传热耦合起来作为一个整体而进行研究，从而发展成现今的流固耦合计算方法21。 利用该方法可对柴油机冷却系统进行多维数值模拟，得到较全面的三维边界条件， 并进行流场与固体壁面的耦合分析计算，得到柴油机各零部件及整体的三维温度、 应力分布云图。为柴油机研究者提供直观数据，使设计者能在整机水流均匀性、阻 力大小和流量变化方面进行合理改进，提高柴油机整体的冷却性能22。 柴油机各部件涉及到流场、温度场等多个物理场的共同作用，对流体力学和传 热学等问题的综合考虑导致了耦合模拟方法的形成。1987 年，原华中理工大学的陈 国华等率先利用耦合传热仿真的思想建立了活塞组 润滑油 汽缸套耦合系统的循 环瞬态传热模型。利用有限元划分方法，实现了活塞组与汽缸套之间的传热联系23。 白敏丽24等在 2000 年对燃烧室部件循环瞬态传热模型进行研究，在此基础上就活塞 环摩擦热对燃烧室部件耦合系统的传热影响进行了模拟分析。至 2003 年，辛军等25 用 kiva 软件对汽油机的燃烧室部件和冷却水套的流动和传热进行了数值仿真。 奇瑞 汽车有限公司的杨万里博士26利用 avl- fire/boost等软件进行热力学模拟，并结 合试验确定水套壁面和燃烧室壁面的热边界条件，建立了内燃机详细的传热分析模 拟，并涉及到包括缸盖、火花塞、进排气门和缸体等框架详细的有限元模型。较准 确地进行了发动机整机的热负荷分析。直至最近几年，浙江大学的俞小莉教授等做 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 6 了大量的内燃机耦合模拟计算工作，并取得了众多实质性的进展，其中李迎博士由 编制内燃机缸内工作过程模拟程序求得最初热边界条件，建立内燃机“ 活塞组 缸套 冷却水 机体” 的整体耦合系统模型，能较好地进行稳态状况、周期性和变工况瞬 态传热与流动的耦合计算；并结合工作过程模拟程序，最终达到对整机热平衡状态 的仿真计算27。 由于采用耦合分析方法可以将固体部件和流体介质作为一个整体进行研究，计 算时能自动在相耦合的两个固体之间或者是介质之间传递热交换条件，从而避免了 单独计算可能出现的误差问题。因此耦合计算方法是发动机传热研究的未来趋势。 随着计算机计算能力的提高及软件耦合功能的进一步完善，不久的将来可实现发动 机作为一个系统进行耦合传热模拟 28。 1.3 本文研究的主要内容 本文通过进行缸内燃烧和冷却水套的 cfd 计算，获得缸盖火力面及水套表面的 热边界条件，在相互映射的条件下实现缸盖传热整体耦合计算，模拟缸盖温度分布 情况。在此基础上，对影响缸盖温度变化的各种因素进行对比分析，为缸盖设计和 改进提供参考依据，主要研究工作内容为： (1) 广泛查阅国内外文献资料， 收集行业内关于本课题的研究现状和发展趋势； 了解各类模拟计算的基本原理和求解方法的实现步骤，熟悉并掌握计算软件的基本 使用，为课题的学习研究工作制定目标和规划。 (2) 利用 cfd 软件进行冷却水套的水流场计算，综合评价冷却水套的压力场、 速度场、温度场和换热系数等的分布情况，分析水套冷却效果不佳并导致缸盖出现 裂纹的可能原因，为改进设计提供参考数据。 (3) 建立三维计算模型，进行缸内燃烧数值计算、水套侧壁面热边界条件计算， 利用整体耦合计算方法，映射出缸盖火力面和水套壁面的热边界条件，进行了冷却 液与缸盖火力面、燃气侧的气固液整体耦合计算，得到缸盖的温度场分布情况 和热应力情况。 (4) 进行该型号柴油机的缸盖温度场测量实验和对比测量试验， 利用试验数据分 析缸盖在各工况下的温度场分布情况；将试验测量值对模拟结果进行对比验证，分 析模拟计算结果的准确性。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 7 (5) 通过耦合计算方法，进行如下的对比分析： a) 在同一工况下，依次模拟该型号柴油机六个缸盖的温度情况，对比分析各缸 的温度最高值及分布差异； b) 在其它热边界条件不变的前提下，逐步改变燃气侧的温度和换热系数，模拟 并探讨使缸盖达到温度极值的火力面热边界条件，并分析热边界条件影响缸盖温度 峰值的变化规律； c) 对比不同缸盖材料在额定工况热边界条件下的温度分布情况，研究不同缸盖 材料的导热性能； d) 火力面热边界条件的选取， 通常使用循环平均温度和平均换热系数近似计算， 对比平均值计算方法与耦合计算方法在精度和计算时间的优劣情况，为今后的模拟 计算提供参考意见。 (6) 进行全文的工作总结并提出今后需要深入研究的方向。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 8 2 内燃机传热基本理论 2.1 内燃机的缸内传热 内燃机缸内传热过程是指高温燃气产生的热量通过燃烧室各壁面传递的过程； 可分为三部分：缸内燃气向燃烧室四周的缸盖火力面、活塞顶面和气缸套四周放热； 固体部件间导热(气缸盖、气缸体、活塞组、气缸套之间的导热) ；冷却介质如水套 冷却水对缸盖、气缸套的冷却作用，润滑油的散热作用。如图2- 1所示。 图 2.1 内燃机缸内传热结构图 内燃机在运转工作时，各零部件与其接触的介质时刻存在着换热和导热的过程。 燃气释放的热量，一部分用于做功输出，其余部分却依靠热传递转变成其他形式， 为了充分地了解它们的转换情况并提高有效利用率，热平衡的概念就应运而生：热 平衡29是指将燃料的总放热量转换为有效功和其他各项热损失的分配比例。根据各 缸或者各项损失的分配情况，判断内燃机在指定运转工况下，零件的热负荷是否会 发生过高等情况，为改善内燃机的性能指标指明了方向。热平衡方程为： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 9 tecrbs qqqqqq=+ (2- 1) 除此外，也可以用各部分热量占总热量的百分比来表示热平衡的占有情况30。 2.2 内燃机传热基本理论 自然界存在着三种最基本的热传递方式：热传导、热对流和热辐射31。内燃机 气缸盖作为一个复杂的传热整体，其传热过程至始至终都包含着上述的三种方式。 在进行气缸盖温度场耦合计算时，不仅要分析缸盖固体部分的导热情况，更要充分 考虑固体壁面与接触流体的对流换热情况及其周围的热辐射状态。因此，深入了解 这三种传热原理就显得尤为重要： 2.2.1 冷却水套传热计算 冷却液与水套壁面流动接触时，因为存在一定的温差，流体与固体壁面间产生 对流换热现象。对流换热计算中以牛顿尼曼公式为基础来描述： () 12 qh tt= (2- 2) 式中： h 对流换热系数，单位是 w/(m2k) ； t1 固体表面温度； t2 固体壁面流体的温度； 计算柴油机壁面向冷却介质的放热量，关键是如何确定换热系数，由于冷却介 质受流速、水腔壁面温度的影响，其换热系数值在三维空间不断变化，所以较难确 定。在流速小的范围内，可以采用的经验关系式近似获得。换热系数与水流速度符 合文献32给出的公式： 3502100hv=+ (2- 3) 式中，v 的单位是 m/s；显然，换热系数只与冷却水的平均流速有关，这是不大合 理的，但作为粗略的估算，该式仍有一定的参考价值。 根据经典传热学理论，流体流过固体壁面时，根据雷诺数的大小，可以分为两 种不同的流动状态： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 10 re/ul = (2- 4) 当 re=2200 时，流动状态为层流流动； 当 10000=re 时，流动状态为紊流流动； 式中，u为管内流体的截面平均速度，l 的为管子的内径，v为流体的运动粘度。 对于冷却水套，可以近似把缸盖内部水腔截面看成是管状壁面。 因此，在不同流动状态下换热系数经验公式可以表示为33： (1) 层流状态时： 0.14 0.33 0.331/3 1.86repr f e ff w d nu l = gg (2- 5) / u nhl = (2- 6) 44 e f d u = 横断面积 横断面上参与换热的周长 (2- 7) 式中: 流体的动力粘度 g 2 公斤 秒/ 米； de 当量直径 米； l 管长 米； pr 普兰特数； 下标 f 和 w 分别表示用流体平均温度 tf和壁温 tw作定性温度。 (2) 紊流状态时： 0.80.4 0.023repr fflrt nu =g (2- 8) l 管长修正指数； r 管子弯曲修正指数； t 温差修正指数。 2.2.2 缸盖底面传热计算 燃烧室传热过程极其复杂，一般情况下，工质传向气缸壁的热量可以视为辐射 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 11 和对流的综合过程，并以对流换热为主；对于一个循环内的热流量，辐射换热量还 不到全部换热量的 5%，因此，有时可将辐射换热忽略或者计入对流换热的一项来考 虑；这样，经过气缸表面每单位面积所导入的热流量由牛顿冷却公式得33： 12 () m qhtt= (2- 9) 式中： q 气缸内各受热表面单位面积在一个循环内所导出的热流密度； m h 燃气到壁面一个循环内的平均换热系数； t1 燃气在一个循环内的综合平均温度； t2 燃烧室壁面的平均温度； 在内燃机工作过程数值计算机器优化中介绍了十几种对流换热系数的求法， 对于四冲程柴油机，其中有如下 n.brilling修正公式： () gcr =+对流项（辐射项） 2 /()wmkg (2- 10) () 2 3 5.4152.450.185 c p tcm =+ (2- 11) 44 0.421 ()() 100100 w r w tt tt = (2- 12) 式中： cm 活塞平均速度，m/s p 缸内气体压力，mpa t 缸内气体温度，k tw 壁面的平均温度，k 平均放热系数可以对一个工作循环内的瞬态放热系数积分求得35 4 0 g 1 4 m hd = (2- 13) 2.2.3 缸盖导热计算 缸盖固体部分由于温差的存在，热量从温度较高的部分(通过各部分之间分子动 能的相互传递) 传给温度较低的部分，这个过程称为热传导。根据傅立叶定律可得到 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 12 导热公式36： dt a dx = (2- 14) 式中， 称导热系数(w/m) ，负号表示热量传递的方向与温度升高的方向相 反。 单位时间通过单位面积的热流量称为热流密度，记为 q，单位为 w/m2。热流密 度的表达式为： dt q dx = (2- 15) 傅里叶定律又称为导热基本定律，导热系数是表征材料导热性能优劣的参数， 即是一种物性参数。不同材料的导热系数值不同，即使是同一材料，导热系数还与 温度等因素相关。对于气缸盖的导热研究，导热系数高的材料能使热量迅速地在固 体内传递，并快速地被冷却介质带走，从而降低缸盖的温度。在实际中可能遇到多 层平壁的导热，如缸盖底面冷却侧形成水垢，水垢的导热系数比金属材料的低得多， 从而形成热阻并降低受热零件金属壁的温度。 2.3 耦合传热数学模型及热边界条件 由水套壁面、燃气壁面的传热分析可知，冷却液、固体壁面和燃气之间存在这 复杂的热交换过程。在它们的交界面上，两者的温度和换热系数都时刻变化且相互 影响。实现整体耦合计算的关键因素是建立气、液、固壁面处的热传递数学描述方 程式。由能量守恒定理可知：在交界面两侧，一方释放的能量等于另一方吸收的能 量。根据传热公式，燃气侧与冷却液侧的热流量、固体壁面的导热公式分别为： 1 () gggg qtt= ； (2- 16) 2 () llll qtt=； (2- 17) 12 / () sgl qtt =； (2- 18) 在一个封闭的系统内，界面传递的热流是相等的，即换热量相同，三个方程联立， 便可简单地描述三种介质之间的热传递情况： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 13 1122 ()/ ()() ggggllll qtttttt = (2- 19) 上式中： g 燃气侧换热系数；(下标 g为 gas 气体侧，l为 liquid 液体侧) g t 燃气温度； 1g t 燃气侧固体壁温； l 液体侧换热系数； 2l t 液体侧固体壁温； l t 液体温度； ? 固体导热系数； d 壁面厚度； 根据以上公式，三种介质之间的传热模型就此联立。因此，解决耦合传热的难 点问题，就取决于对热边界条件的精确定值。常见的边界条件有以下几种： w tt= (第一类边界条件) (2- 20) k + xyzw ttt （n ）（kn ）+ ( kn) = q xyz (第二类边界条件) (2- 21) k + xyzwf ttt （n ）（kn ）+ ( kn) = h ( t- t) xyz (第三类边界条件) (2- 22) 规定了边界上的温度值，称为第一类热边界条件；对于非稳态导热，这类边界 条件要求给出以下关系式34： ( , , , ) w tf x y z = (2- 23) 第二类边界条件指物体边界上的热流密度已知，一般形式为： (), , , w qf x y z = (2- 24) 第三类边界条件指与物体相接触流体介质的温度和换热系数已知。 其中： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 14 nx 、ny 、nz 边界外法线的方向余弦； h 界面对流换热系数，w/(m2 c) ； tw 外界环境温度( c) ； tf 流体温度( c) 。 本文将重点考察火力面、水套壁面的第三类热边界条件，同时综合缸盖实体的 导热及其它壁面的换热情况，进行温度场的耦合模拟计算。 2.4 本章小结 本章简要介绍了缸内传热的整体情况，分析了燃气与冷却介质焕热、缸内导热 等基本传热原理。并建立耦合传热数学模型，强调热边界条件对温度场的耦合计算 所起的重要作用。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 15 3 气缸盖温度场测量试验 3.1 引言 目前缸盖温度场的检测方法有试验方法和计算方法，试验方法可归纳为直接测 量和间接测量，直接测量主要是热电偶测温法，间接方法较典型的有硬度塞法。 拟采用的技术方案：热电偶是工业上最常用的温度检测元件之一，它具有测量 精度高、测量范围广、构造简单，使用方便等优点，所以将选用热电偶温度传感器 作为测温元件。由于缸内的燃烧温度很高，所以要选择特殊的热电偶(如钨 铼) 。 在传感器安装孔加工方面，因为缸盖内部布置水套、进排气管，实体部分比较薄， 再加上缸盖外部有进排气管、配气机构等部件，因此要合理布置传感器安装孔位。 考虑到安装孔很深而且内径很小，所以将采用电火花高速穿孔机进行加工。 3.2 试验概述 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 16 表 3.1 温度场试验总概述 试验目的 1) 通过测量发动机热平衡时气缸盖底面温度场分布、温度梯度情况， 考核发动机冷却系统是否满足发动机热负荷要求，并寻找改进方案。 2) 对比四气门与两气门气缸盖的温度情况，检验四气门缸盖热负荷有 无改善。 3) 为气缸盖耦合模拟计算的结果提供验证数据。 试验样机 6m 柴油机(缸盖、缸垫、缸套、机体为 avl，喷油泵为 bosch，增压 器为 garrett) 试验依据 1) gb/t 18297- 2001汽车发动机性能试验方法 ； 2) q/yc 425- 2004yc6m 系列柴油机技术条件 ； 3) q/yc 3006- 2001 冷却系统试验规范 ； 4) q/yc 3043- 2005 冷却功能试验规范 ； 试验结果 1) 四气门发动机缸盖高温点温度 最高温度测量点是测点三(在距离缸盖底平面 3mm 处) ，若使用台架冷 却系统：温度峰值为 235；若使用汽车冷却系统：温度峰值 257。 2) 四气门发动机缸盖高温区温度梯度 测量点三在距离缸盖底平面 3mm 至 6mm 之间、两种台架冷却系统下， 温度梯度都在 67/mm 内变化。 3) 四气门发动机缸盖最高温度梯度 最高温度梯度是测量点三、3mm 至 6mm 之间的区域，使用汽车冷却系 统，发动机运行在低速点，出水温度为 95，此时的温度梯度为 11.6/mm。 结论 经测量得知：四气门柴油机在标定工况及其它工况的温度负荷情况比较 正常；对比二气门温度场，四起门缸盖的各高温区域和温度梯度都略有降低。 3.3 试验机型介绍 本试验采用的是六缸直列柴油机，其外形图 1 所示，缸盖本体为铸铁，每个缸 盖上各安装有两个进气门和排气门，缸盖上压装有喷油器套管，喷油器安装在管套 内，用螺帽固定。气缸盖上安装有气门机构及其传动装置，气缸盖内设有进、排气 道和冷却水腔与油道等，本次试验选择第六缸为测试对象。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 17 热电偶温度传感 图 3.1 试验柴油机及缸盖底面温度场测量传感器布置 温度测量采用的是热电偶法，测试点的选取应遵循以下几个要求：(1) 温度范围 要广，测点要尽量包括缸盖温度场中的最高和最低温度点。如鼻梁区附近，进、排 气管和上水口周边的测点。(2) 在垂直缸盖火力面的传热方向上选点。测点应能反映 固体介质的导热特征。(3)为消除环境温度的影响，可进行误差补偿，并对传感器进 行必要的标定。传感器连线图如上所示。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 18 表 3.2 柴油机基本性能指标 序号 项 目 性 能 指 标 1 标定功率/转速 kw/r/min 2882%/2100 2 标定工况燃油消耗率 g/(kw h) =235 3 标定工况烟度- - - - - - bosch =1.0 4 标定工况 nox =520 5 最大扭矩/转速 n m/r/min (16802%) /(1300) 6 最大扭矩工况燃油消耗率 g/(kw h) =205 7 最大扭矩工况 nox =840 8 排气温度(涡轮后) (标定点) =590 9 最高空车稳定转速 r/min 23702460 10 最低空车稳定转速 r/min 600- 650 11 900r/min 全负荷扭矩 n m =1500 12 900r/min 全负荷烟度 bosch =3.5 13 900r/min 零增压扭矩 n m =900 14 怠速加载能力 n m/r/min 180/=550 15 供油提前角 (ca) 15 为了便于比较，本次试验选用两套冷却系统：模拟汽车运行冷却系统和实验室 台架冷却系统： (1) 汽车冷却系统： 表 3.3 汽车冷却系统参数 名称 规格和技术条件 中冷器 中冷器 dz9112530272(编号 20050425) ，迎风正面积为 0.511 平方米 水箱散热器 水箱 4161- 1301010(编号 200504035) ，散热面积 52 平方米，迎风正面积 0.529 平方米，储水量为 6.4kg。生产厂家：四川南充康达汽车配件有限 公司。 护风圈 外径 700mm 风扇 m32f1- 1308150，环形风扇，风扇直径 640mm，9 叶。 冷却液 ycf- 45 防冻液。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 19 图 3.2 汽车冷却系统台架图 (2) 实验室台架冷却系统： 表 3.4 实验室台架冷却系统参数 图 3.3 试验室冷却系统台架图 3.4 试验方法 (1) 实验室台架冷却系统试验方法 使用实验室台架的冷却水箱、中冷器作为发动机的冷却系统。拆除节温器，并 堵塞小循环。中冷器后进气温度、燃油温度按性能试验调整，发动机全负荷运行， 名称 规格和技术条件 中冷器 p14 台架水冷式中冷 却器 水箱散热器 p14 台架开式水箱 冷却液 台架自来水 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 20 出水温度分别调整为 90、95。试验转速有 2100r/min(标定工况) 、1300r/min(扭 矩点) 、900r/min(低速点) 。 (2) 汽车冷却系统试验方法 使用汽车的水箱散热器、中冷器作为发动机的冷却系统。拆除节温器，并堵塞 小循环。环境温度传感位置，在中冷器正前方，与中冷器距离为远 0.7 米，用一个鼓 风机在水箱中冷器总成前方吹沸，环境温度控制为 423。燃油温度按性能试验调 整。冷却液使用 ycf- 45 防冻液，发动机全负荷运行，出水温度达到 80开始记录， 间隔每上升 5记录二次，直到 100；100以上时，间隔每上升 1记录二次，直 至出水温度达到 110。试验转速有 2100r/min、1300r/min、900r/min。 3.5 结果分析 (1) 测量点定义： 本次温度场测量试验包括三种方案，每种方案对应不同的缸盖切面距离，即方 案一(距离缸盖火力面 3mm切面) 、 方案二(距离缸盖火力面 6mm 切面) 和方案三(距 离缸盖火力面 9mm切面) ，在每个方案上有四个测量点，具体分布位置如下图所示。 图 3.4 温度测点位置分布图 (2) 2100r/min(标定点) 台架冷却系统与汽车冷却系统对比 下面各图是在标定工况下，两种冷却系统在同一位置测点的温度比较情况，如 第一图所示，“ 台架- 3mm” 指台架冷却系统工作时、3mm 切面测点一随出水温度的变 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文 21 化情况，“ 气冷” 是模拟汽车冷却系统的简称，其他情况以此类推。从图中我们可以 很直观的看出：无论是哪个测点，还是何种冷却系统，随着出水温度的不断增加， 各测点的温度都会有所上升。同时，在同一个测点的测温上，台架冷却系统的测温 都是低于汽车冷却系统的测温，这是因为台架冷却系统运行时，冷却水从缸盖流出 后可以靠外部中冷式冷却器快速降温，使得冷却液在发动机外部的降温能力优于汽 车系统本身的冷却效果。 测点1 温度分布（2 1 0 0 r / m i n ） 6 0 7 0 8 0 9 0 1 0 0 1 1 0 8 08 59 09 51 0 01 0 5 出水温度（c ） 测量温度（c ） 台架- 3 m m台架- 6 m m气冷- 3 m m气冷- 6 m m 测点2 温度分布（2 1 0 0 r / m i n ） 1 5 0 1 6 0 1 7 0 1 8 0 1 9 0 2 0 0 2 1 0 2 2 0 2 3 0 8 08 59 09 51 0 01 0 5 出水温度（c ） 测量温度（c ） 台架- 3 m m台架- 6 m m