模拟柴油机缸盖水道沸腾传热的实验研究∗

韩立军，刘建敏，王普凯，王龙飞，黄荣华

(1.装甲兵工程学院机械工程系，北京 100072； 2.中国北方发动机研究所，天津 300400；3.华中科技大学能源与动力学院，武汉 430074)

前言

发动机缸盖结构复杂，同时由于缸盖的火力面与缸套、活塞共同组成了发动机的燃烧室，在发动机的工作过程中不断承受着高热负荷。现代装甲装备的不断发展，为提高装甲装备的机动性能和环境适应性，装备的柴油机不断强化，在高功率密度下的热负荷对柴油机的可靠性有着重要的影响，缸盖热负荷问题日益显现。同时，由于装甲装备工作环境特殊，复杂多变，对柴油机的性能和可靠性提出了更高的要求。因此，充分了解柴油机缸盖冷却水腔内的传热状况，可对缸盖结构的优化设计和热负荷控制提供可靠的理论依据。

研究表明，柴油机缸盖冷却水腔内的传热大部分区域以对流传热为主，部分高热负荷区域存在沸腾换热现象。对于发动机缸盖冷却水腔内的沸腾传热现象，相关研究人员做了大量的相关研究：文献[1]中以某型大功率天然气发动机缸盖为研究对象，对不同工况条件下的缸盖鼻梁区进行了测温实验，研究了测点位置的传热状况和变化趋势；文献[2]中通过实验的方法，对不同凹面程度的试件进行了传热研究，分析相关数据变化趋势，并对现有的传热计算模型与实验数据进行了对比，提出模型修正方案；文献[3]～文献[6]中搭建了发动机缸盖冷却水道过冷沸腾模拟实验装置，分析了铸铁材料的传热特性，并对单相流的D-B关联式进行了修正，提高了计算预测的精度，通过修正的沸腾换热模型，对某型发动机缸盖冷却水腔的流动换热进行了计算；文献[7]～文献[8]中采用BDL沸腾传热模型和基于Kandlikar分区方法的沸腾传热数值模型，对某型内燃机缸盖水腔过冷沸腾传热进行了相关分析传热研究；文献[9]～文献[11]中对比了气液两相沸腾传热和单相流计算，与实验数据对比验证两相流的准确度更高，建立了鼻梁区结构简化模型，并进行了参数化研究，分析不同因素对沸腾传热的影响，通过可视化研究了不同气泡尺寸对沸腾传热的影响；文献[12]～文献[14]中均采用实验的方法，对不同试件沸腾换热状态下的特性进行相关的研究；文献[15]中建立了基于空泡份额单相流沸腾传热模型，开发了发动机缸盖水腔传热设计的软件模块；文献[16]中采用多相流模型，指出Rohsenow沸腾传热模型计算精度更高，并对某型发动机缸盖温度场进行分析研究；文献[17]中采用流固耦合传热分析和BDL单相流沸腾传热模型，分析并优化了缸套顶部结构，有效地解决了机油结焦的现象。

本文中以某型柴油机的铸铝缸盖作为研究对象，在过冷沸腾传热模拟水道实验台上开展不同工况条件下的沸腾传热特性实验研究，对沸腾传热产生的过程有了深入的了解，为沸腾传热模型修正和在柴油机数值模拟中的应用奠定了基础。

1 沸腾传热过程

随着柴油机功率密度越来越高，不断强化，柴油机缸盖水腔内的沸腾传热现象越来越普遍。柴油机缸内冷却水腔内包含的沸腾传热过程实际上是一种水平管道内气液两相流现象，如图1所示。沸腾传热按照壁面不同的过热度所产生的沸腾气泡过程，将水平管道中气液两相流流型划分为：①过冷对流、②泡状流、③段塞流和④环状流4种流型。

图1 水平管道内气液两相流动形态

过冷流动沸腾中壁面上的全部热量首先传递到临近壁面的过热液体微层上，热量传递过程分为气泡生长时间和等待时间两阶段，壁面传递的热量一部分用来产生相变，另一部分使液相的温度升高。过冷流动沸腾表面温度与热流密度的关系曲线如图2所示。图中A点为流体主流温度点，AB为单相对流换热曲线，呈线性状态，B点为壁面温度超过饱和温度点，即开始发生沸腾的临界点，BCDE为部分沸腾曲线，与对流换热相比，曲线呈向上翘的趋势，斜率逐渐增大，表明换热系数增大，E点为充分发展过冷沸腾开始点，EF为充分沸腾曲线，沸腾现象明显剧烈，曲线斜率即换热系数达到最大。

图2 沸腾换热特性曲线

2 实验装置

过冷沸腾模拟水道实验在华中科技大学搭建的实验台上进行。实验台架由冷却液回路系统、控制系统和测试系统等组成。其中流体回路系统包括水泵、流体储存罐、散热装置、涡轮流量传感器、压力传感器、温度传感器和实验段流动通道等，实验段流动通道主要包括缸盖材料试件、玻璃视窗、密封、高速摄影和照明设备等。实验装置如图3所示。

图3 水道过冷沸腾模拟实验

传热实验试件如图4所示。材料选用与某型柴油机缸盖相同的铸铝，通过置于加热棒孔中的加热棒加热。试件上方的长方体凸块嵌入矩形通道(截面为30mm×20mm)底面的槽中，通过其上的矩形表面(90mm×14mm)将热量传给流经矩形通道的流体。为测量加热块表面的热流和温度，对其两侧各安装4个K型热电偶温度传感器。其中一侧距离冷却液流经表面顶部2mm，另外一侧距离冷却液流经表面顶部6mm。为便于观察实验段内流体的沸腾现象，矩形通道沿长度方向的两侧设置了可视化玻璃视窗。

图4 实验试件结构与传感器安装

实验时采用2种冷却液，包括夏季常用的纯水和冬季常用的-35号冷却液。两种冷却液差别之处在于-35号冷却液冰点降低到-37℃，能够确保车辆在冬季使用过程中冷却液不冻结，同时二者的其他物理性质略有不同。

3 实验工况与结果分析

实验中分别选用2种不同的冷却液(纯水和-35号冷却液)进行缸盖材料传热特性相关的实验研究，分析了不同冷却液主流的流速与温度和不同的系统压力对受热件过冷沸腾传热特性的影响，实验工况如表1所示。实验过程中，在实验段的进口处和出口处分别安装液温传感器，以冷却液入口温度与出口温度的均值作为主流温度，并通过相应的液体冷却与温度调控装置将其控制至实验工况要求的温度值。测试工况点由加热棒总加热功率由0到200kW间隔20kW来确定，但为避免铸铝材料因温度过高而熔化，某些工况的最大加热功率未达到200kW。

表1 实验工况

根据傅立叶导热定律可知，加热表面热流密度qw、壁面温度tw和壁面换热系数hc的计算公式分别为

式中：λ为试件材料的导热系数，mW/(m·℃)，本文中取值为237；t1为下层测试层平均温度，℃；t2为上层测试层平均温度，℃；Ha为上下测温层之间距离，mm；Hb为试件表面与上测温层之间距离，mm；tl为冷却液主流温度，℃。

在此须要指出的是：(1)式(3)系由金属与液体表面间的换热公式导出，理论上tl应为与壁面接触的液层温度，但因测试条件所限，权且以主流温度近似替代；(2)结合图2可知，hc在几何上表示换热特性曲线上任一点(比如图中点E)与曲线初始点A连线的斜率(它不同于曲线在该点的斜率，但在曲线的AB直线段两者是相同的)。因此，可以利用这一关系，采用壁面换热系数曲线来更明显地确定开始出现沸腾的温度点B。参见后面的图5(b)，观察图中任意一条曲线，比如以数据点为‘+’(液体流速为3.0m/s)的曲线为例。初始时，冷却液体的状态处于AB阶段，随着壁温的升高，换热系数基本不变，即曲线呈一水平线，这一状态一直持续到第5个数据点，到第6个数据点，可以看出，其纵坐标已有一个明显的提升。不难判断，换热系数开始偏离定值的壁面温度应处于第5与第6个数据点之间。因此，可以初步认定第5个数据点即是所要寻找的开始出现沸腾的温度点B。随着数据点的增多，因数据点的离散引起的误差将逐渐减小，所认定的点也将逐渐趋近真实的B点。应该说，基于同样的道理，也可利用壁面热流密度曲线斜率的变化来寻求B点，只是，与上述利用换热系数曲线的方法相比，没有那么明晰和直观。

3.1 流体流速的影响

为分析流体流速对过冷沸腾传热特性的影响，考虑流体在柴油机缸盖冷却水腔内流动的速度范围，实验段流体流速分别为 0.4，0.6，0.8，1.0，2.0和3.0m/s，系统压力为0.15MPa，流体的主流温度为95℃。结果如图5所示。

图5 主流速度对壁面热流密度和换热系数的影响

由图5可知，同一种流体实验中，随着实验段流体流速的增大，壁面热流密度曲线向上翘的现象随之滞后，主要是因为流体流速增大，对流换热效率提高，相同加热功率条件下带走的热量增大，导致壁面温度也随之降低，增大了发生沸腾现象的难度，当冷却液为水时，水流速由0.4升高到3.0m/s时，发生沸腾现象的起始壁面温度由117推迟到131℃。-35号冷却液与纯水的壁面热流密度曲线相比，由于在系统压力为0.15MPa条件下，-35号冷却液的饱和温度高于纯水的饱和温度约15℃，导致在相同系统压力、主流体温度和流速条件下，-35号冷却液明显不易于发生沸腾现象，对流换热现象明显，尤其是主流体在高流速阶段(此实验条件下为3.0m/s)，在限定的加热功率条件下，壁面热流密度曲线上翘现象不明显，-35号冷却液基本呈现对流换热现象。

3.2 系统压力的影响

系统压力影响着冷却液的沸点发生时机，因此，系统压力对过冷沸腾传热特性的影响较为明显。根据柴油机缸盖冷却水道内压力范围，同时结合实验台系统压力控制调节范围，针对不同系统压力的影响分析，绝对压力工况分别为 0.1，0.15，0.2和0.25MPa，冷却液入口流速为1.0m/s，冷却液的主流温度为85℃，系统压力对壁面热流密度的影响见图6。

由图6可知，不同系统压力下的沸腾工况换热曲线趋势相同，当流体为纯水条件下壁面温度约低于115℃，流体为-35号冷却液条件下壁面温度约低于120℃时，不同系统压力下的换热特性曲线基本一致，表明在此条件下，不同系统压力下流体发生对流换热现象，壁面热流密度相对壁面热流的斜率基本一致。当壁面温度高于115℃时，系统压力为0.1MPa条件下，纯水的热流密度曲线斜率开始增大，表明该工况开始进入沸腾状态，随着系统压力的升高，流体的饱和温度升高，沸腾现象起始位置滞后。与纯水相比，-35号冷却液壁面热流密度曲线发生向上翘的起点略显滞后，究其原因，在相同系统压力条件下，-35号冷却液的饱和温度高于纯水，相同壁面温度下过冷度提高，发生沸腾现象难度增加，弱化了沸腾换热强度，沸腾现象滞后。

图6 系统压力对壁面热流密度的影响

3.3 冷却液温度的影响

流体主流温度影响着其发生过冷沸腾传热的起始位置，关系到能否较快地达到过冷沸腾状态。为分析流体温度对过冷沸腾传热特性的影响，实验段流体温度分别为 75，85和 95℃，系统压力为0.1MPa，冷却液入口流速为1.0m/s，进口温度对壁面热流密度的影响见图7。

图7 进口温度对壁面热流密度的影响

由图7可知，实验段流体温度越低，在对流换热阶段，流体温度与壁面温度相差越大，壁面换热量越多，当流体主流温度升高时，出现沸腾现象的起始提前，蒸馏水由75升高到95℃时，发生沸腾现象的壁面温度起始点由119.2提前到117.5℃；相同系统压力条件下，-35号冷却液的饱和温度高于纯水的饱和温度，在实验加热功率限制的条件下，-35号冷却液经历了对流换热和部分沸腾阶段，而纯水则发展到了接近充分沸腾阶段；纯水加热到充分沸腾阶段，可以看出不同流体主流温度下的壁面热流密度曲线基本一致。因此，通过增加流体主流温度，降低沸腾换热现象发生的难度，可进一步通过沸腾换热提高换热效率，降低试件热负荷。

4 结论

(1)以蒸馏水作为冷却液的情况下，系统压力为0.15MPa和主流温度为95℃时，主流流速由0.4升高到3.0m/s，沸腾换热的难度加大，起始沸腾换热的壁面温度升高约14℃；主流流速为1.0m/s和主流温度为85℃时，系统压力由0.1升高到0.25MPa，发生沸腾的起始壁面温度由115升高到约137℃；系统压力为0.1MPa和主流流速为1.0m/s时，主流温度由75升高到95℃，有益于冷却液发生沸腾现象，发生沸腾的起始壁面温度降低了1.7℃。

(2)降低流速，提高流体主流温度和降低系统压力，都有助于降低流体的过冷度，提高沸腾强化换热效果，达到降低试件热负荷的目的。

(3)-35号冷却液因其凝点低而能较好地适应车辆冬季使用要求，但与纯水相比其饱和温度更高，相同条件下流体过冷度提高，对其发生沸腾现象的壁面温度要求更高，增加了发生沸腾换热现象的难度。

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