唐刚志，张 力，陈飞虎，焦志胜，柴 望

(重庆大学，机械传动国家重点实验室，重庆 400044)

前言

热负荷是影响发动机工作可靠性和耐久性的重要因素，发动机缸盖温度过高会导致缸盖热裂、烧蚀、蠕变、材料的硬度与强度急剧下降和润滑油膜被破坏甚至结焦等问题[1]，同时还会引起燃油消耗量和CO与HC排放的增高[2-4]。

对于水冷发动机，冷却的难点在于不同区域之间流量的合理分配，一般采用分水孔和各种导流结构来分配流量[5]。对于风冷发动机，由于风冷换热系数较小，且是从发动机表面冷却，研究集中在如何增大传热面积来强化发动机的散热[6-7]，一般在固体表面设置翅片来强化换热。

风冷缸盖的散热，受冷风和缸盖之间相互作用的制约，所以以往分别对发动机缸盖和冷风的传热进行仿真，无法合理地分析缸盖与冷风之间的换热相互影响关系[8]。近年来发展出的整场流固耦合仿真方法能有效地解决缸盖与冷风之间的耦合换热问题，该方法把流体和固体区域中的传热过程组合成一个统一的换热过程来求解，将流固界面的外边界条件转变成内部耦合边界进行计算，使仿真更符合实际状态[9-10]。

本文中针对原机缸盖燃烧室顶部和排气道附近区域温度偏高的问题提出改进方案，采用整场流固耦合三维仿真技术对改进方案进行仿真对比分析，以评价改进效果。最后按照最佳方案制造样机，采用多普勒远红外热成像仪测温技术试验对比分析缸盖的热负荷。

1 偏微分方程与算法

1.1 偏微分方程

将缸盖周围冷风流体视为三维无压缩的湍流，其流动和传热过程遵守质量守恒、动量守恒和能量守恒定律。缸盖固体内部的传热机理为傅里叶导热定律，也满足能量守恒定律，其能量控制方程形式与流体的相同，只是其能量控制方程没有对流项和系数有所不同，稳态控制方程如下。

质量守恒方程：

(1)

动量守恒方程：

ρu·u=μΔu-p+s

(2)

能量守恒方程：

ρu·

(3)

式中:ρ为密度；u为速度矢量;p为流体压力;μ为流体的动力黏度;cp为比热容;λ为导热系数;s为动量方程广义源项;T为温度;sT为能量方程广义源项。

湍流模型采用时均形式的微分方程,在充分发展的湍流区域,反映湍流脉动量对流场影响的湍动能方程和耗散率方程采用标准k-ε输运方程,其定常形式为

(4)

(5)

式中:k为湍流动能;ε为湍流耗散率;μt为湍流黏度，μt=ρCμk2/ε;Gk为由于平均速度梯度引起的湍动能k的产生项;Gb为由于浮力引起的湍动能k的产生项,Gb=0;C1ε、C2ε、Cμ、σk、σε为经验常数,C1ε=1.44,C2ε=1.92,Cμ=0.09,σk=1.0,σε=1.3。

1.2 耦合边界的处理和方程的求解

本文中采用整场流固耦合仿真方法求解，在流固界面上，应满足以下内部热耦合边界条件。

耦合边界上的温度连续：

Tw|1=Tw|2

(6)

耦合边界上的热流密度连续：

qw|1=qw|2

(7)

耦合边界上的第三类边界条件：

(8)

式中：1为固体区域；2为流体区域。

在流固耦合界面处,采用标准壁面函数法处理流动边界层和传热边界层。壁面函数法是一组半经验公式,其基本思想是:对于湍流核心区的流动使用k-ε模型求解,而在壁面区直接使用半经验公式将壁面上的物理量与湍流核心区内的求解变量联系起来。这样，无须对壁面区内的流动进行求解，即可直接得到与壁面相邻控制体积的节点变量值。

2 风冷发动机缸盖流固耦合模型

原机为单缸四冲程发动机，缸径58.7mm，行程55.5mm，额定功率9.29kW，额定转速8 500r/min，气缸工作总容积149mL，缸盖为二气门单体式。在建立三维流固耦合模型时，假定车身对发动机缸盖散热没有影响，即冷风在冷却缸盖时只受到缸盖的挤压，流场足够大，以确保流场外边界的绝热条件，模拟某一稳态工况下缸盖的散热，冷风流速和热载荷都保持恒定；流固界面处网格加密，对网格进行无关性检查，最终约有34万个网格单元，模型如图1所示。

考虑到近距离实验安全性的要求，实验和模拟都对3 500r/min进行分析，模型流场入口流速为8.1m/s，出口为自由出口，流场外边界为常温，无滑移壁面边界条件。流固界面为内部耦合边界，采用零维燃烧模型对发动机工作过程进行仿真，采用Woschni公式[11]算得缸内燃气瞬时换热系数和温度，再通过式(9)和式(10)换算成循环平均换热系数和平均温度。图2为缸内燃烧面燃气瞬时温度和换热系数，限于篇幅省略了进排气道的值。缸盖底部燃烧面上的燃气平均温度为1 051K，换热系数为433W/(m2·K)。排气道内的气体温度为902K，平均换热系数为320W/(m2·K)。进气道内的气体温度为329K，平均换热系数为302W/(m2·K)。其余边界处理成绝热条件，采用Simple算法。

(9)

(10)

3 缸盖冷却系统改进

3.1 原机缸盖冷却系统存在的问题

原机缸盖高温区域主要集中在燃烧室顶部和排气道附近，3 500r/min时燃烧面上的最大壁面温度约473K，且随转速的提高最高温度还会有所提高。而缸盖采用铝合金材料，温度超过473K时，强度会下降。鉴于此，须对缸盖高温区域的冷却系统进行改进。另外，原机翅片上的加强筋挡住了来流流体，导致筋板附近的壁面和翅片散热能力大为下降。因此，有必要在保证结构强度的前提下对原机缸盖翅片上的加强筋结构进行改进。

3.2 改进方案

针对以上问题，具体提出如下3个主要改进方案。

方案1,改进原机散热翅片结构，原机翅片材料为铝合金，翅片内部导热热阻远小于表面传热热阻，且原机翅片较短，这使翅片端部与根部温差相对较小，虽翅片效率高，但传热表面积不够大，不能充分发挥翅片的强化换热作用。因此，在翅片效率较高情况下增大翅片高度，综合考虑强度和零件干涉等因素，最终将原机缸盖上部的5个翅片高度由原来的20增大到35mm，同时适当增大缸盖下部3个翅片。另外，针对缸盖上筋板，打开筋板与缸壁之间的固体连接，使大量冷风能够从筋板与缸壁之间的空隙穿过冷却高温壁面。见图3(b)改进翅片模型。

方案2，针对原机缸盖燃烧室顶部和排气道附近的局部高温，在方案1的基础上于缸盖下部开设一条冷风风道，该风道起于缸盖排气侧迎风面，贯穿整个缸盖，最后从缸盖进气侧引出。由3段组成，分别是位于缸盖排气道附近的第1段，中部的衔接段和位于缸盖进气侧进气道附近的第3段。与此同时，该风道在缸盖中部与火花塞安装孔附近的散热孔连通，形成另一条风道，以降低局部高温，另外也希望对缸盖的进气进行适当冷却，以期增加进气密度，增大进气量。对于位于排气侧的第1段风道，在不干涉其它结构的情况下，风道横截面积尽可能大一些，以引入较多的冷风，冷却缸盖内部的高温区域。风道入口采用扩口结构以引入较多的冷风，风道内部壁面平滑过渡以减小流动阻力。对于位于中部的衔接段风道，冷风在该区域分流，一部分流入进气侧风道，另一部分流入散热孔，实现流量的合理分配成为设计的难点。另外，由于从排气侧风道到散热孔冷风变向，局部阻力非常大，且散热孔附近高温区面积较大，须设置特殊的结构，使冷风能以较小的局部阻力进入散热风道，且在散热风道内相对均匀分布。为此，在风道内部设置一导流板，它与冷风风向成一定夹角，以分配进入进气侧风道和散热孔的流量。在拐角处风道壁面采用较大的圆弧过渡，以减小局部阻力。在散热孔内，设置了1大2小3块导流板，大的导流板起分配流量的作用，小的导流板则在较小的区域对流量进行再次分配。见图3(c)全通风道模型。

方案3，考虑到方案2风道结构较复杂，且通过分析发现方案2对进气冷却效果小于预期，故出于重点冷却高温区，降低缸盖进排气侧温差的目的，在方案1的基础上于缸盖下部开设一条风道。该风道由两段组成，第1段位于缸盖排气道附近，从排气侧迎风面贯通到缸盖中部火花塞安装孔处的散热孔，第2段为缸盖中部的散热孔。第1段风道的设计与方案2相同；同理，根据冷风流向改变和冷却整个高温区的要求，在拐角处，风道壁面采用较大的圆弧过渡，在风道内部，设置一导流板，导流板与冷风风向成一定夹角，一方面改变流体流动方向，另一方面初次分配流入散热风道左右两侧的流量。散热孔内部结构方案与方案2相同，只是在散热孔入口的外拐角附近增加了一个挡板以减小该区域形成的涡流。见图3(d)半通风道模型。

3.3 改进结果仿真分析

对以上改进模型施加同样的边界条件进行整场流固耦合传热分析，图4为不同缸盖模型的温度场分布图。由图可见：相比原机缸盖，改进模型上需要重点冷却的高温区域温度整体上都降低了，缸盖表面最高温度都出现在散热孔内靠近排气侧附近；原机缸盖表面最高温度为456.1K，改进翅片后下降到448.9K，说明在保持较高翅片效率的前提下，通过增大翅片高度以增加总的散热面积以强化散热是有效的；全通风道模型上表面最高温度为439.3K，半通风道模型上表面最高温度为436.0K，比没开通风道的翅片改进模型分别下降了9.6K和12.9K，较原机分别下降了16.8K和20.1K。上述数值说明风道冷却效果明显，也说明利用在风道中设置导流板来合理分配流量是可行的。原机和3种方案缸盖表面平均温度依次为418.0、413.1、402.1、400.7K。

为全面分析改进方案的强化散热作用，给出缸盖内部燃烧室壁面、进气道和排气道壁面温度分布图。表1为从温度分布图中提取的特征温度值。由表可见：与原机缸盖燃烧室壁面最高温度相比，改进翅片模型下降了7.7K，全通风道模型下降了18.5K，半通风道模型下降了20.3K。

表1 缸盖特征温度对比 K

对比全通风道方案和半通风道方案，两方案进气道壁面温度基本相同，半通风道方案燃烧室壁面和排气道壁面温度略有下降，说明全通风道方案对进气冷却并没有优势，考虑到主要目的是冷却缸盖排气侧高温区域和全通风道结构复杂，铸造过程中砂芯容易断裂等因素，最终选取方案3半通风道模型作为最佳改进方案。

4 对比实验分析

4.1 实验台架和测温设备

图5为实验测试平台，试验台主要由多普勒红外热成像仪、测功机、转速传感器、控制台、发动机和鼓风机等组成。

实验温度采用多普勒远红外热像仪测量，红外热像仪由光学器件和探测器两部分组成[12-13]。

该试验所用的热像仪是FluKe Ti10型，温度量程为-253～+523K，准确度为2%，红外段探测器类型为焦平面阵列，非制冷微测辐射计，红外段像素分辨率为160×120，热灵敏度≤0.1K，红外频带7.5～14μm，可见光照相机分辨率为640×480。试验时，采用鼓风机送风来模拟发动机所受到的冷风，打开风机后，通过发动机的测控系统控制发动机的转速和油门，使发动机在预定的转速下稳定运行。在热机约1h后开始测温。

4.2 实验结果对比分析

将半通风道方案作为最优方案制作样机，图6为改进后的半通风道缸盖样机。图7为测量获得的缸盖温度分布图，由于测量精度的要求，原始缸盖和改进缸盖测温时设置的温度范围不一致。从图中可以看到，热图能够直观和连续地显示缸盖温度分布，其中排气道高温废气温度超过仪器量程。首先，两个缸盖表面具有同样的温度分布趋势，缸盖排气侧温度高于进气侧，底部温度高于顶部，高温区域位于火花塞安装孔和排气道附近。其次，改进后缸盖温度比原始缸盖温度明显下降，以火花塞安装孔附近的最高温度为例，该值原始缸盖459.1K,改进缸盖435.9K，而对应的仿真值原始缸盖为455.9K,改进缸盖为435.8K,测量结果温度下降了23.2K,对应仿真结果下降20.1K。可见，仿真结果与试验数据基本一致，改进后缸盖温度得到了明显的下降。

两个缸盖的温度趋势对比如图8所示。由图可见：改进缸盖较原始缸盖温度下降约为15～20K,流固耦合仿真值与实验值也具有较好的吻合度，最大误差约7%。

5 结论

(1) 对原缸盖冷却系统进行改进，并对其中3种改进模型进行仿真对比分析，结果表明改进方案通过在高温区设置内冷风道，在风道内设置导流板，调整翅片尺寸，修改外筋板结构使高温区温度得到了有效的下降，缸盖整体散热性能得到了强化，最终选取半通风道方案为最佳方案，该方案最高温度下降了20.3K。

(2) 流固整场耦合仿真技术能合理地模拟风冷发动机缸盖的耦合传热，与由多普勒远红外热成像仪测温结果对比，仿真结果与实验结果比较吻合，最大误差不超过7%。

(3) 按最佳方案制作样机进行对比试验，结果表明改进后的半通风道缸盖温度得到了有效的下降，最高温度下降了23.2K,达到了预期的目的，目前该方案已经实际生产。

[1] Hosny Z, Aboun Z Y. Heat Transfer Characteristics of Some Oils Used for Engine Cooling[J]. Energy Conversion and Management,2004,45:2553-2569.

[2] Choi K W, Kim K B, Lee K H. Investigation of Emission Characteristics Affected by New Cooling System in a Diesel Engines[J]. Journal of Mechanical Science and Technology,2009,23(7):1866-1870.

[3] Kruger U, Edwards S, Pantow E, et al. High Performance Cooling and EGR Systems as a Contribution to Meeting Future Emission Standards[J]. SAE International Journal of Engines,2009,1(1):756-769.

[4] Kuboyama T, Moriyoshi Y, Iwasaki M, et al. A Study of Cooling System of a Spark Ignition Engines to Improve Thermal Efficiency[C]. Proceedings of the SICE Annual Conference,2011:467-471.

[5] 陈海波.汽油机固液耦合及沸腾传热研究[D].长春:吉林大学,2009.

[6] Zakirhusen K, Menmom T S. Parametric Study on Fin Heat Transfer for Air Cooled Motorcycle Engine[C]. SAE Paper 2005-26-361.

[7] Zakirhusen K, Menmom T S. Simulation and Experimental Evaluation of Air Cooling for Motorcycle Engine[C]. SAE Paper 2006-32-0099.

[8] Xin J, Stephen S, Edwin I. Integration of 3D Simulations and Conjugate Heat Transfer Analysis to Quantitatively Evaluate Component Temperatures[C]. SAE Paper 2003-01-3128.

[9] 李宝童,红军,孙静,等.发动机冷却液流动与传热的数值模拟[J].西安交通大学学报,2009,43(3):17-21.

[10] 李迎,俞小莉,陈红岩,等.发动机冷却系统流固耦合稳态传热三维数值仿真[J].内燃机学报,2007,25(3):252-257.

[11] Woshni G, Fieger J. Determination of Local Heat Transfer Coefficients at the Piston of a High Speed Diesel Engine by Evaluation of Measured Temperature Distribution[C]. SAE Paper 790834.

[12] Omar M, Kuwana K, Saito K. The Use of Infrared Thermograph Technique to Investigate Welding Related Industrial Fires[J]. Fire Technology,2007,43(4):319-329.

[13] Delegoue T, Krokida M, Avedlidis N P, et al. Assessment of Cleaning Interventions on Marble Surfaces Using Pulsed Thermograph[C]. Emerging Technologies in Non-Destructive Testing V-Proceedings of the 5th Conference on Emerging Technologies in NDT,2012:31-36.