大功率柴油机冷却水系统CFD

1、A Fast Coupled CFD-Thermal Analysis of a Heary DutyDiesel Engine Warter Cooling System大功率柴油机冷却水系统的CFD-热场联机计算分析Mazdak JafarabadiIran Heavy Diesel Engine Mfg Co.(DESA),Tehran,IranHamidreza ChamaniIran Heavy Diesel Engine Mfg Co.(DESA),Tehran, IranAmir MalakizadiIran Heavy Diesel Engine Mfg Co. (DESA),

2、Tehran, IranSeyed Ali JazayeriDepartment of Automotive engineering,Faculty of mechanical engineering,K. N. Toosi University of Technology,Tehran, Iran摘要近来，在设计一个新的内燃机的时候，在追求一个比较好的热效率的同时，有效地冷 却系统也变得至关重要。这使得对冷却水系统精确的热场模拟越来越受到人们的重视。在此文章中。使用CFD和FEA软件对一个12缸的中速柴油机的冷却水系统进行了模 拟。具体采用的是Ansys CFX商业软件。首先，先对整个冷却水

3、腔模型进行适当的网格划 分，并经过一定时间的计算，得到比较精确的结果。在这一步中，选出壁面温度较高和冷却 水的流量最小的那一个气缸，对此气缸进行更好质量的网格划分，然后加载进出口边界条件， 进行更细致的热场分析。在这一步中，使用BDL模型，对沸腾模型中的冷核的传热进行了 计算，得到了对流换热过程的总热量。为了得到精确的温度场分析，通过把CFD和FEA联机进行计算，得到精确的壁面温度 和热流。对结果进行分析，我们可以看到，在气缸的鼻梁区（排气管附近），冷却水速度比较小， 出现了温度较高的区域。同时，在过热区，换热系数也相应的较低。简介对发动机冷却系统的核查需要比较昂贵的实验检测。这就需要对冷却系

4、统的冷却效果 进行精确的预测，这样就可以降低实验的费用，同时改良发动机的尺寸。通过相关数值分析， 可以降低总试验量。这样，就可以改进发动机及其下属系统的设计，并产生相应的经济效益。 在工业领域，过冷沸腾是一个常见现象，由于高的传热量，在发动机冷却系统中，它同样存 在。很多研究者对内燃机的冷却系统进行了研究，旨在对发动机冷却水系统进行精确预测 很多人也通过对不同的方形和圆形管进行实验。从而获得一些重要的模型数据和参数。在对复杂模型进行CFD分析时，很那确定其雷诺数。H.Steiner创建了叠置修正模型去 计算一些特俗的壁面传热率，而这个模型计算参数仅仅决定于当地的流体属性。因此，在热 表面产生的

5、气泡此时被看做是升程点，此时可以运用动量守恒方程对其进行计算，通过这个 模型就可以对复杂几何魔系那个的流场和热场进行精确地计算了。该文中，尝试用一个并行分析的沸腾效应去解决缸头、曲轴或者整个冷却水系统的流 场问题。数据在CFD和FEA之间的每次传输都会用沸腾模型对其进行修正。在CFD中，壁面 温度初始值设定为常数，并被不断的修正直到其达到热平衡。而在热模拟时，在壁面边界条 件中需要设置燃烧室的对流换热系数。为了检查数值模拟结果是够有效，必须进行网格质量 检查。如果不考虑沸腾模型，计算只能对热表面的温度分布给出一个大致的估计，并且会导 致发动机的一些关键部位如缸头鼻梁区的非精确解。对于单相流，在

6、过冷却的沸腾过程提高了传热率。沸腾过程可分为如下三个阶段：第 一阶段，在壁面热核处，气泡成核。第二阶段，气泡由核长大，直到达到一个分离体积，汽 泡脱离汽核。最后，汽泡继续长大，直到达到一个体积能够在水的浮力作用下使得汽泡脱离 壁面。Rohsenow第一个传热量由以下公式组成：Q1V =+ 备酉其中，qfc为对流热，qnb为成核沸腾热。对于总体壁面热流，加入修正系数。=爭 Q/c + 5 匂ni?（2）其中，卩是对对流中汽泡的波动进行修正；S对沸腾模型热流量进行修正。对流热核沸 腾成核热用以下公式进行计算。（3）4）其中，Tf是近壁流体温度，Tw为壁面温度，hfc、hnb分别为对流换热和沸腾模型

7、的换热系 数。Forster和Zuber给出了 hnb的计算公式：hnb =汕沖严話炉门嚳辽W -心严理注其中-F用公式（6）计算:升程半径取决于汽核的半径：7）在x和y方向建立力平衡可以导出分离半径-和核下降角；:9)如图1所示，二为拉力，=：为剪切升程力，二-为浮力,匚.为汽泡张力。Fd=6W9)如图1所示，二为拉力，=：为剪切升程力，二-为浮力,匚.为汽泡张力。Fd=6W(|+()n +0.796n = 0.6511)(12)14 )13 )在上述公式中，切应力系数：和汽泡雷诺数由汽泡半径r决定，汽泡中心相对速度为u,流体环境速度梯度1- o对于近壁面平均速度，Reichardt和Hin

8、ze给出了以下公式:边界层尺度和壁面粗糙度二由以下公式计算:根据混合长理论，=F “二 U 1- 根据混合长理论，=F “二 U 1- 浮力据算公式如下：亦=孑吨4 pg）Zeng 给出了汽泡神张力公式：17)18)（19）（20）（21）23）24）（25）其中-=20/3。Zuber 给出了汽泡扩散模型：PlcPll(7w -殆Pghlg其中，为雅克比数，:为液态热扩散系数，b取0.2。 在三的BDL模型中，流体压缩比定义为：Sfiow= rD/rL过热系数为：总的换热量由公式（2）、（23）、（24）计算：Qw = fl/c + nbflawsubCFD 模拟该发动机为12缸V型中速涡轮

9、增压柴油机，缸径/冲程为150mm/180mm。CSR常用工 况为 1000KW/1500rpm。首先建立三维模型，由于之前已经划分了适当的网格，并经过一定时间的计算后，得 到了比较精确的结果。壁面温度最高和冷却水流量最少的气缸，将进行再一次的网格划分 得到更好质量的网格，重新加载边界条件计算。进出口数据由前模型获得。发动机冷却水系统包括曲轴、缸头水套、冷却水孔和连接水管。图2 是一个划好网格 的气缸水套。Fig. 2: C FD-Nk?h of One Cylinder商业软件CFX-11.0是一个运行比较稳定的模拟软件。采用有限体积法对网格进行积分。对湍流模型采用标准方程进行计算。边界条件

10、由于此发动机是作为发电机、船用或机车用的动力。其散热、冷却水流量和压力降最 差的情况出现在发动机超负荷工作时1150kw/1500rpm,壁面温度初始值设定为100已。在 之后的并行运算中，会进行不断的修正。入口边界设置为压力边界2.7bars，冷却水入口温 度未70 I，入口流量为3.82kg/s。网格独立性检测为了减少网格间的依赖性，需呀较高的网格质量。而在近壁区域，由于边界层的存在， 速度梯度很大。因此，在该区域，网格的纵横比必须很大，所以，在该区域必须设置足够的 网格层数，从而加强壁面网格计算。为检查网格尺寸，图3中对水孔进行了 CFD分析。水孔是模型中最窄的区域，在这个 区域通常会出

11、现网格密度不够。为了估计比较网格密度。该处划分了 419851 个节点和 1287607 个网格单元，见表1.Fig. 3: Cooling Drilting Model亡 1: Ifsh IudnRiid亡lice 丁亡就=:Ij云E137626J43242戲2WdOQI-4 耐g*DDI2.3?Otf+GQIo.nsioetoiCFD-热分析联机并行运算过程图5中给出了 CFD热分析的计算过程。CFD为沸腾模型提供了如下数据，如对流 换热系数、壁面剪切应力等等。考虑到沸腾影响的数据加载到FEA上，然后运用合适的对 流边界条件，对气缸进行热分析。之后，在 FE 中据算的得出的壁面温度数据返回

12、导入到 CFD中，以期的到更为精确的结果。这样，数据在CFD与FE热计算之间相互转换，知道 达到热平衡。图 6 是 FE 热计算网格，模型进行了简化，但保留了重要部位。在文献【26】【27】中，对轴瓦内壁和缸头着火表面的对流换热系数和气体温度进行了 计算。通过 Woschni 公式，在发动机工作的四个过程中，并且对单缸机和多缸机的较大负荷 和速度范围内进行了实验，得出了有效数据。而文献【28】则对扩散燃烧阶段的轴瓦传热过 程进行了计算。为了计算进气管端和排气管端附近的热传导系数，文献【29】 Hire给出了如下公式：此时雷诺数采用如下公式计算：其中.采用夺取模型计算，而进气歧管的空气温度定义为

13、80 粗糙度影响一般来说表面粗糙度对表面换热影响不大，但对于粗糙度较大的铸造表面，其传热量 要比光滑面大很多。铸造表面的热核点比光滑表面的温度要低，并且在所有温度下，铸造传 热量都要高。为了知道表面粗早读对对流换热系数的影响，运用CFD对图3中的模型在不 同的表面粗糙度的情况下进行了模拟分析。表7给出了分析结果。而铸造表面和加工表面的 粗早读大致为250和20 二左右。Fig. 7:王ffect of Snj face Rjcughne oil Heat Traufer Coefficient计算结果图 8 给出了给个缸的进出口温度和流量计算结果，进出口流量和温度会影响热效应。由于曲轴的影响，

14、相应的增加了最后一个缸的流量。从图8中还可以看出，第5缸的温度较高，冷却水流量较低。第5缸和第6缸的冷却较少，出口水温度较高，干几何结构有关。rigB 8: Inlet Outlet Flow Rte amd Teinperatui eIrJccr-ffwracc.CJuifetErrip.rigB 8: Inlet Outlet Flow Rte amd Teinperatui eIrJccr-ffwracc.CJuifetErrip.n rlpr Nnrni-r-Inleiwmp. 詡“图 9给出了发动机压力分布图，各缸压力分布差别不大。从图10中可以看出，当冷却水从缸套水腔流向缸头时，有

15、0.50.6bar的压力降，从图 中还可以看到，沿着流程，从1缸到6缸，压力是逐渐下降的。Cylinder 口 Het pmsurr bar*Wi1et Jacid lokt PreCylinder 口 Het pmsurr bar*Wi1et Jacid lokt Pre曙工 |bar卜證上-图 11 给出了速度流线图。Fi?. 11: Velocitv Sn eamlines of Global ModelUr结果显示，由于在第6缸处水流不再向前传递，第6缸的温度相对于第5缸来说比较 高。另外，由于在第 6缸处的缸套温度分布不均匀，使得它比其他缸温度要高。由于最后一 缸的结构上的不对称，第

16、6缸需要一个更为精确的模拟计算。图 12给出的是第六缸的速度流线。可以看到，冷却循环较好，最大的水流速度达到了 7.67m/s。在出口端，最小的速度为0.25m/s。沸腾效应对温度分布以及最高温度有很大的影响，特别是对于缸套水腔来说。图13和 图14分别描绘了有沸腾效应和无沸腾效应的温度分布。无沸腾效应的最高温度达到了，而又沸腾效应的最高温度达到了二二丄ANANFig. H: Xormalized Tinperafnie DiTiibntioii of Liner TirlicutBoiling压力对沸腾传热的最大影响是影响其饱和温度，当给定了进口和壁面边界的时候，饱 和温度有过热和过冷压力决

17、定，当压力为lbar、1.5bar、2bar时对应的饱和温度未119，、 126 -、132：。排气门冷却区域和冷却孔需要特别注意。因为轴瓦、排气门和冷却孔处的温度都要高 于当地的饱和温度，所以需要考虑其沸腾效应。一方面，由于排气侧的温度高；另一方面 也由于缸套水腔内的水流速度较低，使得这些地方的温度较高，如图15.Tig. 1?: Predicted Subcaoled Boiling Ai ea在冷却水孔道和曲轴处的流动速度较大，有利于增大该处的壁面换热系数。但排气管 周围的冷却水流速只有0.20.3m/s，使得该处的换热下降。计算有效性论证在175KW/450rpm到3100KW/100

18、0rpm范围内的不同工况下，在将模拟数据与同机实 验的数据进行比较，有很好的一致性。图 16显示的是缸头的流线，图 18显示的是缸头的温 度场。16: Vehfity Stre Elin linesVela匚ityim 16: Vehfity Stre Elin linesVela匚ityim JE. *1辰皿.OTlri-ODDI呂TFig. 17: Wall Temperahu e Ditribuiiou9.-口4.STflic-001-B.TFig. 17: Wall Temperahu e Ditribuiiou9.-口4.STflic-001-B.961ft-001-8.29le-0D1-7.7j：l-DD1?. &2fl-0D16.5#?e-061-&013-001实验结果显示8号缸头的出水温度未87左右，进口的压力和温度跟实验符合较好。 表2 是计算结果。Table 2:3111 各imubrion Reult3100绘W.；10rpmInlet static pres sure3.6barOutlet mass flow rate0.9Kgs-1Inlet teinperatiue81.4COutlet tempeiatureE&2COutlet static pressure3.41bar联机模拟的出口温度数据和实验数据存