《汽車動力裝置仿真與設(shè)計》 課件 第五章 內(nèi)燃機(jī)潤滑和冷卻仿真與設(shè)計

汽車動力裝置仿真與設(shè)計第5章內(nèi)燃機(jī)潤滑和冷卻仿真與設(shè)計

5.1內(nèi)燃機(jī)潤滑仿真與設(shè)計5.2內(nèi)燃機(jī)冷卻仿真與設(shè)計故障類型原因發(fā)動機(jī)停止工作卡環(huán)、拉缸粘環(huán)，油膜破壞，潤滑油高溫結(jié)焦，活塞沉積物多使活塞過熱，潤滑油被燃油稀釋等燒瓦、抱軸由于泡沫和油泥多導(dǎo)致供油中斷；過濾失效使碎物進(jìn)入軸瓦；潤滑油被燃油稀釋等發(fā)動機(jī)性能下降功率下降活塞環(huán)密封性能下降；潤滑油黏度太大造成阻力；二沖程發(fā)動機(jī)沉積物堵塞進(jìn)排氣口，使進(jìn)排氣不暢機(jī)油耗大活塞環(huán)設(shè)計不合理、溫度過高、活塞環(huán)異常運(yùn)動和磨損等原因使從活塞環(huán)組進(jìn)入氣缸的潤滑油過多其他保養(yǎng)期短大修期變短冷起動困難熱起動困難提前點(diǎn)火油壓不正常燃燒室積碳多油低溫黏度多大油高溫黏度過低油的抗磨損性能差油的全面質(zhì)量差粘環(huán)、油孔堵塞燃油稀釋潤滑油漏油內(nèi)燃機(jī)與潤滑油有關(guān)的故障類型見右表?？梢?，潤滑對內(nèi)燃機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性、可靠性和耐久性均有密切關(guān)系，而其中耐久性的指標(biāo)是從開始使用起到大修期的時間，一般取決于缸套和曲軸磨損到達(dá)極限尺寸的時間。而汽車的常規(guī)保養(yǎng)主要就是更換發(fā)動機(jī)潤滑油，常每半年或五千公里進(jìn)行一次。表5-1內(nèi)燃機(jī)與潤滑油有關(guān)的故障5.1.1潤滑基礎(chǔ)摩擦學(xué)的研究對國民經(jīng)濟(jì)具有重要意義，據(jù)估計，全世界有1/2~1/3的能源以各種形式消耗在摩擦上，而磨損是機(jī)械設(shè)備失效的主要原因，大約80%的損壞零件是由于各種形式的磨損引起的。因此，對潤滑的學(xué)習(xí)和研究對節(jié)能、節(jié)材和提升可靠性的綠色發(fā)展具有重要意義。1.潤滑狀態(tài)潤滑是減少摩擦阻力、降低材料磨損的重要手段。潤滑的原理是在兩摩擦表面之間形成一層潤滑膜，該潤滑膜具有法向承載能力，且剪切強(qiáng)度低，減小了兩表面直接接觸的幾率，以此來減少摩擦磨損現(xiàn)象的發(fā)生。根據(jù)潤滑膜形成的原理和特征，潤滑狀態(tài)可以分為6種基本狀態(tài)，包括干摩擦、流體靜壓潤滑、流體動壓潤滑、彈性流體動壓潤滑、邊界潤滑、薄膜潤滑等。各種潤滑狀態(tài)的基本特征如下表。潤滑狀態(tài)典型膜厚潤滑膜形成方式應(yīng)用流體動壓潤滑1～100μm由摩擦表面的相對運(yùn)動所產(chǎn)生的動壓效應(yīng)形成流體潤滑膜中高速下的面接觸摩擦副，如滑動軸承流體靜壓潤滑1～100μm通過外部壓力將流體送到摩擦表面之間,強(qiáng)制形成潤滑膜各種速度下的面接觸摩擦副，如滑動軸承、導(dǎo)軌等彈性流體動壓潤滑0.1～1μm與流體動壓潤滑相同中高速下點(diǎn)線接觸摩擦副，如齒輪、滾動軸承等薄膜潤滑10～100nm與流體動壓潤滑相同低速下的點(diǎn)線接觸高精度摩擦副，如精密滾動軸承等邊界潤滑1～50nm潤滑油分子與金屬表面產(chǎn)生物理或化學(xué)作用而形成潤滑膜低速重載條件下的高精度摩擦副干摩擦1～10nm表面氧化膜、氣體吸附膜等無潤滑或自潤滑的摩擦副表5-2各種潤滑狀態(tài)的基本特征Stribeck曲線體現(xiàn)了潤滑狀態(tài)和摩擦系數(shù)隨無量綱軸承特性參數(shù)（ηv/w）的變化規(guī)律。圖中三個潤滑狀態(tài)的特點(diǎn)為：1）流體動壓潤滑：當(dāng)摩擦副的兩個表面相對速度較高時、潤滑油黏度較大、載荷較輕時，由于油膜的動壓效應(yīng)，兩個表面完全被潤滑油膜分開，該區(qū)域?yàn)榱黧w潤滑狀態(tài)。2）邊界潤滑：當(dāng)摩擦副的兩個表面相對速度降低、潤滑油黏度減小、載荷增大時，摩擦系數(shù)急劇增大到0.1甚至更高，潤滑油分子與金屬表面產(chǎn)生物理化學(xué)作用而形成潤滑膜。該區(qū)域?yàn)檫吔鐫櫥瑺顟B(tài)。3）混合潤滑：混合潤滑狀態(tài)是邊界潤滑和流體潤滑狀態(tài)的過渡區(qū)域。邊界潤滑和流體潤滑機(jī)理在混合潤滑區(qū)域產(chǎn)生綜合作用。圖5-1Stribeck曲線2.

潤滑油參數(shù)（1）潤滑油的黏度1）黏度與溫度的關(guān)系Reynolds黏溫方程：

(5-1)Vogel黏溫方程：

(5-2)2）黏度與壓力的關(guān)系Barus黏壓方程：

(5-3)Roelands黏壓方程：(5-4)3）黏溫-黏壓方程將黏溫方程和黏壓方程相結(jié)合，可同時考慮黏溫黏壓特性，如結(jié)合Vogel方程和Barus方程：Roelands黏溫-黏壓方程：（5-5）（5-6）（2）潤滑油的密度

3.雷諾方程一般形式的雷諾方程如下：

a）動壓效應(yīng)

b）伸縮效應(yīng)c）變密度效應(yīng)

d）擠壓效應(yīng)圖5-2油膜壓力形成機(jī)理4.線接觸滑塊潤滑有限差分法數(shù)值計算對于典型的無限寬線性滑塊潤滑模型是將雷諾方程簡化為一維常微分方程進(jìn)行求解，與活塞環(huán)類型中的錐面環(huán)的潤滑相近。這里以線性滑塊潤滑有限差分法計算實(shí)例介紹潤滑的理論和編程。線性滑塊的簡圖見下圖。h2h1xyα°l圖5-3線性滑塊求解線性滑塊潤滑的雷諾方程一維形式為：（5-9）

h2h1xyα°l對上方程應(yīng)用等距差分法，令

將其進(jìn)行移項(xiàng)，則油膜壓力可由下式求得(5-11)

h2h1xyα°l圖5-3線性滑塊

(5-14)

#-*-coding:utf-8-*-importosimportsysimportmatplotlib.pyplotasplt'''線性滑塊潤滑計算，量綱1化'''

####輸入?yún)?shù)區(qū)##開始N=101#N:網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)U=1.0#U:滑塊速度,m/s#x=Xl,l為滑塊長度X1=0.0#X1：潤滑計算區(qū)域量綱1起點(diǎn)坐標(biāo)X2=1.0#X2：潤滑計算區(qū)域量綱1終點(diǎn)坐標(biāo)EDA=0.03#EDA:潤滑油黏度，Pa.sAL=0.003#AL:滑塊長度，m#H1，H2用來確定h1/h2的比值，h1最大膜厚(m)，h2最小膜厚(m)H1=3.0#H1：量綱1最大膜厚H2=1.0#H2：量綱1最小膜厚##結(jié)束

####求解油膜厚度##開始DX=1.0/(N-1.0)X=[]#X：量綱1節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)H=[]#H：量綱1油膜厚度forIinrange(1,N+1):#printIX_flag=X1-(I-1)*DX*(X1-X2)X.append(X_flag)

#H1/H2=h1/h2,不需要糾結(jié)于H1和H2的具體值，明確h1/h2的值即可H_flag=(H1/H2-(H1/H2-1.0)*X_flag)H.append(H_flag)##結(jié)束

####求解油膜壓力##開始#壓力場初始化，兩端壓力為0，中間點(diǎn)壓力為0.5P=[]forIinrange(1,N+1):P_flag=0.5P.append(P_flag)P[0]=0.0P[-1]=0.0#松弛法迭代求油膜壓力IK=0#IK:迭代次數(shù)while1:C1=0ALOAD=0.0forIinrange(1,N-1):A1=(0.5*(H[I+1]+H[I]))**3A2=(0.5*(H[I]+H[I-1]))**3PD=P[I]P[I]=(-0.5*DX*(H[I+1]-H[I-1])+A1*P[I+1]+A2*P[I-1])/(A1+A2)P[I]=0.3*PD+0.7*P[I]ifP[I]<0.0:P[I]=0C1=C1+abs(P[I]-PD)ALOAD=ALOAD+P[I]

#收斂準(zhǔn)則

ERO=C1/ALOAD

IK=IK+1ifERO<1.0e-7:break##結(jié)束

####結(jié)果輸出##開始nf=open('XianXing.txt','w')forIinrange(0,len(X)):line='%f,%f,%f\n'%(X[I],H[I],P[I])#結(jié)果三列依次為量綱1坐標(biāo)，量綱1油膜厚度，量綱1油膜壓力

nf.write(line)nf.close()##結(jié)束plt.rc('xtick',labelsize=16)plt.rc('ytick',labelsize=16)plt.figure(1)plt.figure(figsize=(8,6))plt.plot(X,H,label="$V$",color="red",linewidth=2)plt.xlabel('X',fontsize=16)#設(shè)置x軸的文字Xplt.ylabel('H',fontsize=16)#設(shè)置y軸的文字H

plt.figure(2)plt.figure(figsize=(8,6))plt.plot(X,P,label="$V$",color="red",linewidth=2)plt.xlabel('X',fontsize=16)#設(shè)置x軸的文字Xplt.ylabel('P',fontsize=16)#設(shè)置y軸的文字Pplt.show()print("finished")

5.1.2活塞環(huán)-缸套潤滑仿真與設(shè)計1．活塞環(huán)工作條件和功用活塞環(huán)在氣缸內(nèi)高速往復(fù)運(yùn)動，承受很高的缸內(nèi)燃?xì)鈮毫蜏囟龋幐邷馗邏涵h(huán)境對潤滑是嚴(yán)峻的考驗(yàn)。而活塞環(huán)-缸套的潤滑是飛濺潤滑，這更使得活塞環(huán)，尤其是第一道氣環(huán)，處于很差的潤滑狀態(tài)?；钊h(huán)常見的破壞形式有結(jié)焦卡住、折斷等。內(nèi)燃機(jī)的潤滑油耗主要是潤滑油通過活塞環(huán)進(jìn)入氣缸內(nèi)引起的燒機(jī)油問題，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)排氣出現(xiàn)“藍(lán)煙”現(xiàn)象。對于內(nèi)燃機(jī)作為動力的汽車，內(nèi)燃機(jī)的摩擦損失占車輛摩擦損失的70%左右，活塞組-缸套摩擦損失能達(dá)到內(nèi)燃機(jī)機(jī)械損失的50%，是內(nèi)燃機(jī)最主要的機(jī)械損失來源，其中活塞環(huán)和活塞大約各占一半。活塞環(huán)分為氣環(huán)和油環(huán)。氣環(huán)的作用主要功能是密封，還有導(dǎo)熱，對于不加特殊冷卻措施的非冷卻式活塞而言，約有70%的熱量是經(jīng)活塞環(huán)傳出的，其中第一道氣環(huán)的傳熱量占活塞環(huán)組總散熱量的50%。油環(huán)的作用是刮油和布油。a）柴油機(jī)活塞環(huán)組合b）汽油機(jī)活塞環(huán)組合圖5-5活塞環(huán)組合型式活塞環(huán)常用材料為灰鑄鐵+合金元素、球磨鑄鐵或鋼。當(dāng)前符合國家排放要求的活塞環(huán)組合型式見圖5-5。柴油機(jī)第一道活塞環(huán)使用桶面環(huán)，第二環(huán)使用錐面環(huán)，油環(huán)使用彈簧脹圈油環(huán)。汽油機(jī)第一道活塞環(huán)使用桶面環(huán)，第二環(huán)使用錐面環(huán)，油環(huán)使用鋼帶組合油環(huán)。

3.

活塞環(huán)動力學(xué)模型活塞環(huán)受到氣體力、慣性力、摩擦力、自身彈力等綜合作用，與活塞環(huán)槽產(chǎn)生相對運(yùn)動，基本的運(yùn)動形式有周向運(yùn)動、徑向運(yùn)動和回轉(zhuǎn)運(yùn)動?；钊h(huán)的受力情況見圖5-6?；钊h(huán)隨著活塞在缸套內(nèi)滑動，在一個循環(huán)內(nèi)會受到來自燃?xì)獾膲毫?，自身的慣性力，以及與缸套之間所產(chǎn)生的摩擦力等不同方向的力，活塞環(huán)在這些力的綜合作用下發(fā)生相對運(yùn)動。除了軸向運(yùn)動，還有徑向運(yùn)動以及回轉(zhuǎn)運(yùn)動。圖5-6活塞環(huán)動力學(xué)模型

4.

漏氣模型為了計算氣體對活塞環(huán)的作用力，需要計算漏氣過程通道中氣體壓力。圖5-7是活塞環(huán)組漏氣通道，缸內(nèi)氣體通過活塞環(huán)與活塞、活塞環(huán)與缸套、活塞環(huán)間隙從燃燒室泄漏至曲軸箱。a）漏氣通道b）計算簡化漏氣通道圖5-7活塞環(huán)組漏氣計算示意圖使用串聯(lián)的節(jié)流簡化模型計算漏氣壓力情況。將通過活塞環(huán)的氣體流通區(qū)域分為環(huán)背和環(huán)間兩種容腔，環(huán)頂面間隙、環(huán)底面間隙和環(huán)與缸套之間工作面三個節(jié)流閥。由于燃燒室壓力以及溫度主要受燃?xì)獗l(fā)影響，可以認(rèn)為不受漏氣影響，壓力設(shè)置為燃?xì)鈮毫?；在曲軸箱部分由于曲軸箱體積較大且通過油環(huán)漏氣至曲軸箱的量很小，因此可認(rèn)為曲軸箱壓力不受漏氣量影響；但三道環(huán)之間的兩個容腔，由于泄漏氣體的影響壓力和溫度都會隨著漏氣量的變化而變化。

5）潤滑油耗活塞環(huán)-缸套處的潤滑油耗計算需要聯(lián)合活塞環(huán)動力學(xué)、潤滑和漏氣計算，這里不展開講解?；钊h(huán)處的潤滑油耗是內(nèi)燃機(jī)潤滑油耗的最主要來源。以非道路柴油機(jī)機(jī)油耗限值為參考，見表5-4。標(biāo)定功率P/kW機(jī)油消耗率限值gm/(g/(kW·h))P<4.54.14.5≤P<82.828≤P<191.7019≤P<371.5037≤P<561.4056≤P<751.0075≤P<1300.90130≤P<2250.90225≤P<4500.90450≤P≤5600.90【例5-2】在未來的節(jié)能汽車和混合動力汽車的內(nèi)燃機(jī)中，使用低黏度潤滑油是降低摩擦功耗的發(fā)展趨勢。圖5-8為低黏度潤滑油SAE0W-20與SAE5W-20的活塞環(huán)摩擦特性，試根據(jù)活塞環(huán)潤滑結(jié)果分析潤滑狀態(tài)，并探討節(jié)能汽車和混合動力汽車中活塞環(huán)潤滑研究的新挑戰(zhàn)和新使命。a)最小油膜厚度b)流體摩擦力c)微凸體摩擦力b)總摩擦力【解】采用潤滑油SAE0W-20時，摩擦副全程處于混合潤滑狀態(tài)（H<4）；采用潤滑油SAE5W-20時，摩擦副部分時間處于流體潤滑狀態(tài)。這是因?yàn)轲ざ冗^小時，相同厚度的油膜承載力減小，為了產(chǎn)生足夠大的油膜承載力，油膜厚度將減小，使得流體潤滑向混合潤滑轉(zhuǎn)變，甚至進(jìn)入邊界潤滑狀態(tài)。由于流體摩擦力與潤滑油黏度成正比，與膜厚成反比關(guān)系，所以潤滑油SAE0W-20的流體摩擦力較小，如圖5-8

b）所示。對比ｃ)和ｄ)中微凸體接觸摩擦力和總摩擦力可以看出，由于潤滑油SAE0W-20的油膜厚度較小，其微凸體摩擦力較大，而活塞環(huán)－缸套系統(tǒng)中微凸體摩擦力所占比例大于流體摩擦力所占比例，所以其總摩擦力較大?！窘狻渴褂玫宛ざ葷櫥褪枪?jié)能汽車和混合動力汽車內(nèi)燃機(jī)降低摩擦損失的發(fā)展趨勢，高溫時潤滑油粘度更低，油膜厚度更薄，更容易出現(xiàn)微凸體接觸，以往活塞環(huán)-缸套的微凸體接觸出現(xiàn)在上、下止點(diǎn)附近和做功行程初期，采用低黏度度潤滑油后研究表明幾乎整個發(fā)動機(jī)循環(huán)中活塞環(huán)-缸套摩擦副都存在微凸體摩擦力，混合潤滑狀態(tài)成為其關(guān)鍵工作狀態(tài)；同時，內(nèi)燃機(jī)的強(qiáng)化程度越來越高，缸內(nèi)壓力提升，熱負(fù)荷增大，活塞環(huán)-缸套工作處于高溫狀態(tài)。因此，在未來的節(jié)能汽車和混合動力汽車的內(nèi)燃機(jī)中，活塞環(huán)-缸套摩擦副的高溫混合潤滑狀態(tài)將成為其關(guān)鍵工作狀態(tài)。研究使用低黏度潤滑油時的活塞環(huán)混合潤滑工作機(jī)理，以及高可靠性和低摩擦的結(jié)構(gòu)設(shè)計、材料研制和內(nèi)燃機(jī)系統(tǒng)設(shè)計，這是在節(jié)能汽車和混合動力汽車發(fā)展對新一代學(xué)生和研究人員提出的摩擦學(xué)新使命，學(xué)習(xí)和從事相關(guān)工作對節(jié)能汽車和混合動力汽車內(nèi)燃機(jī)的低摩擦節(jié)能技術(shù)的進(jìn)一步發(fā)展有很好的推動作用。5.1.3徑向滑動軸承潤滑仿真與設(shè)計1.徑向滑動軸承潤滑模型潤滑計算使用考慮潤滑油填充率的擴(kuò)展的雷諾方程:(5-31)

4.徑向滑動軸承潤滑評價（1）軸心軌跡圖軸心軌跡計算對內(nèi)燃機(jī)設(shè)計的意義：

1）可找出一個工作循環(huán)中最小的最小油膜厚度（hmin）min及其出現(xiàn)和持續(xù)時間，如圖5-9中A區(qū)。2）開油孔或油槽會導(dǎo)致軸承局部承載能力顯著下降，B區(qū)軸承負(fù)荷輕，可以在該區(qū)域開油孔、油槽。3）C區(qū)高速向心運(yùn)動，使出現(xiàn)局部真空形成氣泡，至軸心高速離心運(yùn)動時氣泡破裂突然釋放很高的氣泡爆破壓力，沖擊軸瓦表面造成穴蝕。4）D區(qū)多次高速離心運(yùn)動，油膜壓力峰值劇增，可至軸承平均比壓的10倍以上，造成合金疲勞剝落。圖5-9軸心軌跡圖

(5-36)

4）潤滑油溫度為了保證軸承良好狀態(tài)下工作，需控制潤滑油工作溫度。軸承的溫度狀況可用油膜潤滑油平均溫度來評定。對于鉛青銅軸瓦≤110℃，熱負(fù)荷特別高的也不應(yīng)超過150℃；對于巴氏合金軸瓦≤100℃。此外，油底殼中潤滑油溫度不應(yīng)超過95~105℃，最好為70~75℃。超過95℃應(yīng)裝機(jī)油散熱器。（5）穴蝕如果軸瓦某位置的潤滑油填充率由小于1變?yōu)?，而且潤滑油填充率和液動油膜壓力急劇增大，則該位置為穴蝕危險位置?！纠?-3】某內(nèi)燃機(jī)連桿大頭軸瓦寬度為34.192mm，軸瓦內(nèi)徑為83mm，連桿大頭軸承力見圖5-10，連桿大頭軸承載荷最大值是186.32kN，圖5-11為基于多體動力學(xué)的潤滑計算瞬時最大總壓，瞬時總壓最大值是165.6MPa。求軸承比壓，結(jié)合比壓和瞬時最大總壓說明比壓和瞬時最大總壓的評價方法的區(qū)別和意義。圖5-10連桿大頭軸承力

圖5-11瞬時最大總壓【解】根據(jù)公式（5-36），可得連桿大頭軸承最大比壓65.7MPa，而基于多體動力學(xué)的潤滑計算瞬時總壓最大值是165.6MPa，與比壓最大值數(shù)值上高了99.9MPa。比壓是以軸承投影面積d·B為參考對象的壓強(qiáng)，而瞬時總壓是仿真計算得到的軸承空間瞬時局部最大壓強(qiáng)，隨著仿真計算理論和技術(shù)的進(jìn)步，對軸瓦壓強(qiáng)的分析從整體精細(xì)到了局部，體現(xiàn)了工程和科研領(lǐng)域精益求精的工匠精神，科研進(jìn)步帶來更具體、詳細(xì)和準(zhǔn)確的分析評價方法，進(jìn)一步提升了軸承的可靠性，繼而為人身安全保駕護(hù)航。第5章內(nèi)燃機(jī)潤滑和冷卻仿真與設(shè)計

5.1內(nèi)燃機(jī)潤滑仿真與設(shè)計5.2內(nèi)燃機(jī)冷卻仿真與設(shè)計5.2.1冷卻水腔流動傳熱仿真與設(shè)計1.

建立網(wǎng)格模型冷卻水腔包括進(jìn)水總管、機(jī)體水腔、缸套水腔、缸蓋水腔和出水總管，對于水冷式機(jī)油冷卻器還包括機(jī)油冷卻器水腔。某四缸柴油機(jī)冷卻水套的CAD和網(wǎng)格模型見圖5-12。冷卻液從進(jìn)水管進(jìn)入后，分別由分水管流入各缸缸套水套中，然后流經(jīng)缸套水套與缸蓋水套間的上水孔，進(jìn)入缸蓋水套，最后在出水管中匯總流出。如此循環(huán)，完成對發(fā)動機(jī)的冷卻。a)冷卻水套CAD模型b)冷卻水套網(wǎng)格模型圖5-12四缸柴油機(jī)冷卻水套的CAD和網(wǎng)格模型

3.

計算工況和邊界條件計算工況常選取額定工況和最大扭矩工況。對于進(jìn)口邊界條件采用質(zhì)量流量入口或速度入口，入口溫度常為75℃~85℃；出口常使用壓力出口。將進(jìn)水總管、機(jī)體水腔、缸套水腔、缸蓋水腔和出水總管、機(jī)油冷卻器水腔等壁面分別設(shè)置為定溫邊界。進(jìn)行流固耦合計算時，初始溫度邊界設(shè)為定溫邊界，耦合時替換為空間分布的溫度邊界，見“3.4.1缸蓋-缸套-機(jī)體溫度場計算”。表5-5為某四缸增壓柴油機(jī)冷卻水腔計算邊界。名稱數(shù)值缸蓋壁面溫度/℃120缸套壁面溫度/℃110冷卻流體50%水+50%乙二醇冷卻流體密度/(kg·m-3)1020冷卻流體入口溫度/℃86入口質(zhì)量流量/(kg·min-1)205表5-5某冷卻水腔計算邊界

圖5-13某缸蓋火力面流速3）氣缸體（或缸套）處水腔的流動組織冷卻水腔入口不應(yīng)正對氣缸套，而是沿切線方向進(jìn)入，減少水流對缸套的沖擊。同時，水流繞缸套螺旋上升，減少氣泡的產(chǎn)生，有氣泡產(chǎn)生也因切向流動離開振動強(qiáng)烈區(qū)域，減小對缸套的穴蝕。具體效果參考缸套溫度場和穴蝕情況進(jìn)行評價。4）缸蓋水腔火力面等位置的流動組織對于沸騰狀態(tài)，在熱負(fù)荷較高的火力面等區(qū)域，冷卻液流速在0.5m/s以上不會形成膜狀沸騰，如圖5-13為某缸蓋火力面處流速。如果開展了沸騰傳熱計算，則可通過沸騰分區(qū)進(jìn)行沸騰狀態(tài)判別。圖5-14為沸騰熱流密度變化規(guī)律示意圖，橫坐標(biāo)為過熱度的對數(shù)。隨著過熱度的提高，熱流密度初期逐漸由緩升到急升，然后到達(dá)一個最高點(diǎn)（臨界點(diǎn)），當(dāng)過熱度再有提高，熱流密度會急劇下降，即進(jìn)入過渡沸騰區(qū)域，這時由于壁面得不到充分冷卻，熱量不能被有效散失，壁面溫度短時間急劇升高到一個很高的程度，造成材料破壞，機(jī)油結(jié)焦，潤滑失效。沸騰極限可參考臨界熱流密度，并建議留出15%的臨界裕量。圖5-14發(fā)動機(jī)水腔傳熱狀態(tài)分區(qū)及標(biāo)識【解】在鼻梁區(qū)和排氣門附近，冷卻水處于部分發(fā)展泡核沸騰區(qū)。該機(jī)型缸蓋的熱負(fù)荷較輕，鼻梁區(qū)和排氣門附近的沸騰傳熱不顯著。強(qiáng)制沸騰傳熱是強(qiáng)化傳熱的一種常用技術(shù)，能有效減少換熱面積和降低熱負(fù)荷，而在內(nèi)燃機(jī)產(chǎn)品中沸騰現(xiàn)象常常是客觀存在，而未能合理的開展強(qiáng)制沸騰傳熱。上述缸蓋水腔中的沸騰傳熱處于部分發(fā)展泡核沸騰狀態(tài)，具有較大的強(qiáng)制沸騰傳熱潛力。面臨的挑戰(zhàn)例如內(nèi)燃機(jī)的工況復(fù)雜，導(dǎo)致沸騰狀態(tài)不夠穩(wěn)定；沸騰氣泡如何合理的消亡和排出；預(yù)測機(jī)理還不夠準(zhǔn)確；內(nèi)燃機(jī)產(chǎn)品的沸騰現(xiàn)象測試和狀態(tài)判斷有一定難度等。對于內(nèi)燃機(jī)這一軍工和交通運(yùn)輸?shù)刃袠I(yè)的“重器”，思考和解決這些挑戰(zhàn)有可能會使這些行業(yè)更加動力十足。【例5-4】圖5-15顯示了某缸蓋水腔內(nèi)沸騰傳熱狀態(tài)結(jié)果，結(jié)合圖5-14進(jìn)行分析水腔沸騰傳熱情況，并思考沸騰傳熱技術(shù)能給內(nèi)燃機(jī)帶來哪些進(jìn)步及面臨哪些挑戰(zhàn)。圖5-15某缸蓋沸騰狀態(tài)5.2.2活塞噴油冷卻仿真與設(shè)計1.

活塞噴油冷卻概述強(qiáng)制振蕩冷卻常在缸套下方的機(jī)體位置安裝噴油嘴，潤滑油從主油道通過噴嘴向活塞噴射油束，通過進(jìn)油孔進(jìn)入活塞內(nèi)冷油腔，冷卻活塞后從出油口流出返回油底殼，見圖5-16。最常用就是閉式和半開式強(qiáng)制振蕩冷卻，見圖5-17。

3.

網(wǎng)格模型和邊界條件潤滑油從固定在機(jī)體上的噴油嘴噴入活塞油腔，由于活塞沿缸套進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動，導(dǎo)致潤滑油在內(nèi)冷油腔內(nèi)產(chǎn)生振蕩，最后經(jīng)內(nèi)冷油腔出口流回油底殼。流動區(qū)域是由內(nèi)冷油腔壁面、活塞底面、缸套內(nèi)壁以及噴油嘴入口高度上的進(jìn)、出口平面包圍而成的區(qū)域，見圖5-18。當(dāng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)噴油冷卻計算時，可指定活塞具體位置繼而劃分靜態(tài)流場區(qū)域網(wǎng)格，比如對靜態(tài)的打靶實(shí)驗(yàn)進(jìn)行仿真，以及關(guān)注具體位置流動分析時可開展穩(wěn)態(tài)噴油冷卻計算。實(shí)際內(nèi)燃機(jī)中活塞在氣缸里往復(fù)運(yùn)動，所有的壁面區(qū)域全部為運(yùn)動邊界，冷卻油進(jìn)、出口均為靜止邊界。根據(jù)活塞平動的特點(diǎn)，使用動態(tài)分層動網(wǎng)格方法，當(dāng)運(yùn)動邊界拉長距離超過某一指定距離（如2mm）時，就在最外側(cè)網(wǎng)格上將網(wǎng)格劃分為兩層；當(dāng)其緊鄰的網(wǎng)格層高度縮小2mm時，就將緊鄰的兩層網(wǎng)格合并為一層?；钊麌娪屠鋮sCFD計算網(wǎng)格模型見圖5-18。a)邊界類型位置b)動網(wǎng)格圖5-18活塞噴油冷卻CFD計算網(wǎng)格模型計算條件：初始時，整個流體區(qū)域內(nèi)充滿了空氣相；VOF模型中將空氣作為第一相，冷卻油作為第二相，入口處，冷卻油體積分?jǐn)?shù)為1。噴嘴處入口為流量或者流速邊界；壓力出口設(shè)為0；活塞油腔壁面常分區(qū)設(shè)置不同溫度