柴油機活塞二階運動對內冷油腔機油振蕩流動與傳熱的影響

鄧晰文，雷基林※，文 均,，溫志高，賈德文

（1. 昆明理工大學大學云南省內燃機重點實驗室，昆明 650500；2. 成都銀河動力有限公司，成都 610505）

柴油機活塞二階運動對內冷油腔機油振蕩流動與傳熱的影響

鄧晰文1，雷基林※1，文 均1,2，溫志高2，賈德文1

（1. 昆明理工大學大學云南省內燃機重點實驗室，昆明 650500；2. 成都銀河動力有限公司，成都 610505）

柴油機活塞的二階運動不僅影響活塞側擊力、摩擦磨損、機油耗和漏氣量，而且還對活塞內冷油腔內機油的振蕩流動與傳熱性能產(chǎn)生影響。在活塞動力學與運動學分析的基礎上，結合活塞內冷油腔內的振蕩傳熱性能模擬試驗結果，采用計算流體力學仿真方法，建立了包含往復運動與二階運動的計算流體力學仿真模型，研究了活塞二階運動對內冷油腔內機油的振蕩流動與傳熱性能的影響規(guī)律。研究結果發(fā)現(xiàn)，二階運動的徑向運動主要影響內冷油腔中機油的振蕩流動，偏擺運動主要影響內冷油腔的瞬時換熱性能。二階運動使內冷油腔的瞬時充油率降低，循環(huán)平均降低4.6%。對油腔壁面的瞬時換熱性能影響很大，最大的變化幅值為24.9%。對于整個換熱過程，雖然充油率降低，但平均換熱系數(shù)變化不大。因此，二階運動對內冷油腔綜合換熱性能的影響可以忽略不計。該研究可為耐高溫高強度鋁合金活塞的設計提供理論和技術參考。

柴油機；活塞；傳熱；二階運動；內冷油腔；流動

0 引 言

近年來，為了應對日益嚴格的排放法規(guī)的要求，柴油發(fā)動機不斷強化，升功率越來越高，活塞等缸內受熱零部件的熱負荷越來越高[1-3]，已經(jīng)達到鋁合金材料的使用極限。內冷油腔的振蕩傳熱作為活塞的一種有效傳熱方式已在高強化柴油發(fā)動機上得到廣泛應用[4-7]，但振蕩流動與傳熱規(guī)律及其影響因素至今還不完全清楚。

早在20世紀60年代，有學者提出在內燃機中使用振蕩效應來強化活塞傳熱[5]。內冷油腔是鑄造在活塞頭部的一種環(huán)形的空腔，跟隨活塞一起運動?？紤]活塞高速往復運動的影響，近20 a來眾多學者研究了機油噴嘴布置形式[8]、噴孔直徑[9]、機油的噴射速度[10]和機油溫度、機油的流量或者機油壓力[11-13]、內冷油腔的形狀與位置[14-16]、機油物性[17-19]等關鍵參數(shù)對內冷油腔冷卻性能的影響[20-22]，不斷修正了油腔壁面換熱系數(shù)經(jīng)驗公式[4,23]。但由于活塞和缸套之間不可避免地存在間隙，使得活塞在做往復運動的同時還存在偏擺和徑向運動，稱為活塞二階運動[24]。由于二階運動幅值微小，常常直接忽略其對內冷油腔中機油流動的影響。然而，活塞的二階運動位移幅值雖很小，但運動速度和運動加速度卻很大。研究發(fā)現(xiàn)，某活塞二階運動在主承壓面和副承壓面的徑向運動的速度與加速度幅值分別為800 mm/s和2 900 m/s2[24]，故二階運動對于內冷油腔流體域的邊界可視為一種沖擊激勵。在類似內冷油腔的空腔邊界受到?jīng)_擊時，段權等[25]研究了在不同初值和邊界條件下空腔內流體域粘性流體的流動情況，分析表明在沖擊載荷作用之后流體域內出現(xiàn)漩渦，不再保持層流狀態(tài)。王濤等[26-27]對再沖擊載荷作用下的多相流流體動力學不穩(wěn)定性和流體混合區(qū)的演化情況進行了分析，表明再沖擊載荷的初始擾動對流體混合區(qū)有較大的影響。劉富[28]對在平動加速度作用下矩形容器內的液體流動與沖擊進行了研究，得到了液體大幅晃動時波浪的翻卷及破碎等強非線性現(xiàn)象?？梢娏黧w域邊界受沖擊時，流體域內流體流動會出現(xiàn)不穩(wěn)定的現(xiàn)象。因此，考慮二階運動對內冷油腔邊界的沖擊對內冷油腔內機油的流動以及內冷油腔換熱性能的影響，對優(yōu)化內冷油腔的結構以及獲取其最佳冷卻性能有重要理論及工程意義。

為此，以云內動力股份有限公司的D19型柴油機活塞內冷油腔為研究對象，采用計算流體力學的方法，結合活塞動力學與運動學分析結果，建立包含活塞二階運動內冷油腔機油振蕩流動與傳熱的模擬仿真模型，對比只考慮往復運動模型的仿真結果，研究活塞二階運動對內冷油腔機油流動與傳熱的影響程度。

1 活塞二階運動分析

為研究二階運動對內冷油腔振蕩流動與傳熱的影響規(guī)律，以云內動力股份有限公司的D19型柴油機活塞作為研究對象，在活塞動力學分析的基礎上建立活塞二階運動仿真模型，得到活塞二階運動曲線，為活塞內冷油腔振蕩流動與傳熱仿真模型提供內冷油腔邊界的運動條件。

1.1 活塞二階運動理論

由于活塞和缸套之間不可避免地存在間隙，使得活塞在做往復運動的同時還存在偏擺和徑向運動[24]。活塞體在缸內運動需要滿足動態(tài)載荷相平衡的原則。建立如圖1所示的活塞分析坐標系，X方向為活塞在氣缸內往復運動方向，Y方向垂直于氣缸中心線由活塞副推力側指向主推力側（后文簡稱徑向）。活塞的受力平衡關系如式（1）～（3）所示[29]，也稱為活塞運動的控制方程。

圖1 活塞受力分析示意圖Fig.1 Schematic diagram of force analysis of piston

式（1）～（3）中x為活塞在X方向的位移，m；y為活塞在Y方向的位移，m；K為偏轉角度，rad；Fi為活塞在主次推力面與缸套的接觸力，N；Mc為活塞與缸套間的力矩，N·m；Mg為活塞重心產(chǎn)生的力矩，N·m；Mgas為燃氣壓力產(chǎn)生的力矩，N·m；Mr為活塞環(huán)的軸向和徑向產(chǎn)生的力矩，N·m；Mp為活塞銷產(chǎn)生的力矩，N·m。腳標x為該變量在X方向的分量，腳標y為該變量在Y方向的分量。

1.2 活塞二階運動曲線

基于活塞的動力學分析，以云內動力股份有限公司的D19型柴油機活塞作為研究對象，在活塞動力學分析的基礎上建立活塞二階運動仿真模型。該柴油機的相關結構與性能參數(shù)如表1所示。該柴油機活塞頭部的配缸間隙為0.85 mm，頭部橢圓度為0.2 mm。在0 °CA時，實際產(chǎn)生的偏擺角最大值為 0.76°。按照文獻[30]中的方式建立運動學模型，模型包含活塞、活塞銷、連桿組件、活塞環(huán)組和氣缸套。通過分析發(fā)現(xiàn)，不同轉速下，活塞的二階運動位移幅值基本一致。但該柴油在 3 000 r/min時的橫向加速度幅值和偏擺角速度幅值都最大，故選擇3 000 r/min的轉速作為研究對象。發(fā)動機轉速為3 000 r/min時的活塞二階運動特性曲線，如圖2所示。

表1 柴油機主要結構與性能參數(shù)Table 1 Main structural and performance parameters of diesel engine

圖2 活塞的二階運動Fig.2 Secondary motion of piston

分析圖2得出，雖然活塞二階運動的徑向運動量與沿活塞銷的偏擺運動量都很微小，但是在活塞上止點（0 °CA）附近的徑向加速度變化幅值超過250g（g為重力加速度，取9.8 m/s2），折合加速度2 450 m/s2。二階運動偏擺運動最劇烈的時刻出現(xiàn)在活塞上止點（0 °CA）以及270～450 °CA之間。因此，對于隨活塞一起運動的內冷油腔，在發(fā)動機轉速為3 000 r/min的高速運轉時，內冷油腔隨活塞往復運動的同時，還承受著活塞二階運動帶來的瞬時的巨大沖擊。

2 內冷油腔振蕩流動與瞬態(tài)傳熱仿真模型

為深入研究二階運動對內冷油腔中機油流動與傳熱的影響，介紹內冷油腔振蕩流動與傳熱的過程中的詳細與相關理論，采用相對位移法與多相流模型，在二階運動分析的基礎上，建立包含活塞二階運動的內冷油腔機油振蕩流動與傳熱計算流體力學仿真模型。

2.1 振蕩流動與傳熱理論

由于機油與空氣互不相容，在內冷油腔中有明顯的交界面，且機油相與空氣相有獨立的速度場與湍流場，因而使用歐拉多相流中非勻質連續(xù)流體的自由表面模型來解決機油與空氣的多相流動。在兩相交界面上動量和質量的傳遞都直接依賴于流體的交界面面積，獲得機油與空氣實時的交界面是解決該問題的關鍵。相間單位體積的交界面面積的特征量，稱為交界面面積密度，記為Aαβ，基于標準自由表面的交界面面積密度如式（4）所示。

式中?為哈密爾頓算子，rα為空氣相的體積分數(shù)。

追蹤相間的交界面可以通過求解質量連續(xù)方程得到某一相的體積分數(shù)。對于空氣相的的質量連續(xù)方程如式（5）所示。

式中ρα為空氣相的密度，kg/m3；Uα為空氣相的速度向量，m/s。

又因為機油與空氣不存在濃度差導致相間相互作用，也不考慮機油與空氣之間能量的傳遞，所以機油與空氣之間的相互作用幾乎由兩相的速度差引起，使用如式（6）所示的歐拉多相流動量傳輸方程來求解因速度差引起的動量傳輸。

式中pα為控制單元中空氣相的壓力，Pa；cαβ(Uβ-Uα)為速度差引起的相間相互作用；μα為空氣相的動力黏度，Pa·s。各相共享的能量方程如式（7）所示。采用式（8）和式（9）來分別計算能量與溫度。

式中ρ為兩相的混合物密度，kg/m3；U為混合物速度，m/s；p為兩相混合物的壓力，Pa；E為兩相共享的能量，J；Eα為空氣相的內能，J；Eβ為機油相相的內能，J；T為兩相共享的溫度，K；Tα為空氣相的溫度，K；Tβ為機油相的溫度，K；ke為有效導熱率，W(m·k)-1；rβ為機油相的體積分數(shù)；ρβ為機油相的密度，kg/m3。

2.2 振蕩流動與瞬態(tài)傳熱仿真模型的建立

考慮活塞二階運動對內冷油腔中機油流動的影響，采用上述理論模型，建立內冷油腔計算流體力學（computational fluid dynamics, CFD）仿真模型，深入分析該沖擊載荷對振蕩流動的影響程度。如圖 3所示，抽取內冷油腔流體域的幾何模型，并定義各個邊界名稱。內冷油腔采用完整模型，進出口通道長度為油腔底面到機油噴嘴的距離。

圖3 內冷油腔流體域幾何模型Fig.3 Geometrical model of fluid domain of cooling gallery

2.2.1 邊界條件

1）入口邊界條件：對于內冷油腔，機油噴嘴出口的機油射流狀態(tài)可當做是內冷油腔流體域入口的邊界條件。而機油噴嘴出口的流量與瞬時流速可使用式（10）和式（11）來估計，其中流量損失系數(shù)η[31]取0.8。機油入口處的速度轉換為機油束相對于活塞的運動速度Urel。入口處對應的湍動能k和耗散率ε可以采用式（13）～（15）進行實時估算[18]。

式中Qoil為機油質量流量，kg/s；Aoil為機油噴嘴出口面積，m2；Poil為機油壓力，Pa；Uoil為機油在噴嘴出口處的速度，m/s；Up為活塞往復運動速度，m/s；k為湍動能，m2/s2；Urel為機油束相對于活塞往復運動的速度，m/s；I為湍流強度，m2/s2；ε為耗散率，m2/s3；Re為雷諾數(shù)，L為管道特征長度，m；Cμ為模型的經(jīng)驗常數(shù)，取0.09。

機油噴嘴出口流量為確定值，在發(fā)動機轉速3 000 r/min時，機油實測壓力為0.439 MPa，機油噴嘴出口直徑為2 mm，取機油密度為847 kg/m3[32]，計算得到機油在機油噴嘴出口的流量為4.1 kg/min，出口速度為25.75 m/s，機油束的溫度取375 K。

空氣入口，采用開放邊界。由于機油射流在進入進油通道時，會把射流邊界上的空氣卷吸進去，卷吸空氣的量隨著射流的流速會發(fā)生改變，難以計算實際進入的空氣流量；加之在活塞運動和重力等作用下，部分機油會無法進入內冷油腔，且在該邊界上會有機油回流，機油流量也很難準確計算。開放邊界的卷吸項可使求解器基于速度場方向局部計算流動方向。當流體流入流體域時，其壓力值是基于速度的法向分量的總壓強；當流體流出流體域時，壓力值則為相對靜壓，因而可以更好地模擬該邊界上的機油回流與空氣的卷吸效應，使得結果更符合實際物理狀態(tài)。

2）出口邊界：由于曲軸箱與大氣相同，出口壓力取標準大氣壓（101 kPa）。

3）壁面條件：根據(jù)文獻[11]提到的方法，首先根據(jù)經(jīng)驗公式，計算得到內冷油腔壁面的換熱系數(shù)，然后使用有限元反復迭代計算，得到整個活塞溫度場，將油腔表面進行分區(qū)，提取活塞上油腔相應位置溫度的平均值，以此作為油腔的壁面換熱條件的溫度值。油腔頂面的溫度為534 K，油腔外側面的溫度為493 K，油腔內側面的溫度為503 K，油腔底面的溫度為473 K。

2.2.2 初始條件

初始時刻，假設內冷油腔內全部充滿空氣，機油入口邊界充滿機油，且流體域內所有節(jié)點初始速度為零，規(guī)定活塞上止點為0 °CA。

2.3 模型網(wǎng)格無關性檢驗與模型驗證

2.3.1 模型收斂標準

在流體計算中，時間步長對流體計算的結果的收斂速度和計算速度有很大的影響，因此在內冷油腔的流動與傳熱仿真中，設定時間步為0.5 °CA（曲軸轉角，crank angle）。計算時監(jiān)控內冷油腔內某個點的機油體積分數(shù)，當相鄰2個發(fā)動機循環(huán)各個曲軸轉角下的該點的瞬時充油率和瞬時綜合換熱系數(shù)相差不超過 3%，即認為計算收斂。

2.3.2 模型網(wǎng)格無關性檢驗

為了確保計算結果的精度不受計算網(wǎng)格數(shù)量的影響，進行了網(wǎng)格無關性檢驗。由于內冷油腔內機油振蕩流動與傳熱過程是本仿真研究的重點[33]，在網(wǎng)格無關性檢驗時，將內冷油腔壁面換熱系數(shù)（HTC，heat transfer coefficient）作為內冷油腔的振蕩流動與傳熱性能的關鍵指標，研究不同的網(wǎng)格數(shù)量對仿真計算的影響。又因為內冷油腔的換熱性能隨著發(fā)動機轉速增加而增強[10]，故在發(fā)動機的額定轉速（3 600 r/min）下，分別針對網(wǎng)格數(shù)為30萬、40萬和50萬的仿真模型，應用上述的邊界條件與初始條件，分析網(wǎng)格數(shù)量對該仿真模型的壁面綜合換熱的影響情況，得到如圖4所示的結果。

從圖4中可以看出，在發(fā)動機轉速為3 600 r/min時，采用不同的網(wǎng)格數(shù)能夠得到相似的變化趨勢，且其結果相差不超過 5%，即更多的網(wǎng)格數(shù)對計算結果的影響不大。因此，選擇40萬的網(wǎng)格模型進行分析。對于更低的發(fā)動機轉速（3 000 r/min），內冷油腔壁面的換熱系數(shù)更低，網(wǎng)格無關性依然適用。

圖4 網(wǎng)格無關性驗證Fig.4 Grid independence verif i cation

2.3.3 模型精度檢驗

由于二階運動的橫向位移極其微?。M向位移幅值為0.084 mm），目前的試驗手段很難直接獲取二階運動對內冷油腔中機油流動與傳熱的影響規(guī)律。只能在經(jīng)試驗驗證的僅包含往復運動的仿真模型的基礎上，添加二階運動邊界條件，來研究二階運動的影響程度。

內冷油腔是鑄造在活塞頭部，跟隨活塞一起高速的往復運動，要直接測試內冷油腔的傳熱性能非常困難，往往通過模擬試驗來測試內冷油腔的換熱性能。本文結合文獻[12]中報道的試驗測試數(shù)據(jù)來檢驗模型的預測精度。該試驗使用簡化的內冷油腔和不同液體（水）充滿率模擬真實的活塞內冷油腔的振蕩傳熱性能，使用調頻器和電機來倒拖柴油機使內冷油腔的振蕩頻率為 2.55 Hz，對應發(fā)動機轉速為153 r/min，獲得不同充液率下的換熱系數(shù)試驗值。將2.2節(jié)所述油腔仿真模型的進出口通道封閉，計算轉速設為153 r/min（2.55 Hz），用水代替機油，通過指定油腔內不同的充液率來獲取不同充液率下的換熱系數(shù)仿真值。為檢驗仿真模型的預測精度，將換熱系數(shù)的試驗值與仿真值繪制為圖5所示的曲線圖。

圖5 內冷油腔換熱系數(shù)的仿真值與試驗值的對比Fig.5 Simulation values comparing with experimental values of heat transfer coefficient of piston gallery

從圖 5中可以看出，在不同充液率下通過仿真計算的循環(huán)平均壁面綜合換熱系數(shù)，相對于試驗測試值的偏差在±15%的范圍內。因此，該計算流體力學仿真模型可以預測內冷油腔的實際振蕩傳熱能力。

2.4 二階運動在模型中的處理

在該計算流體力學仿真模型中，除了活塞的往復運動，還要考慮活塞的二階運動的影響。由于內冷油腔鑄造在活塞頭部內部，內冷油腔與活塞的運動狀態(tài)一致，所以活塞的二階運動也直接作用在內冷油腔的邊界上。內冷油腔邊界的位移與沿活塞銷的角速度，可由公式（16）推出每個曲軸轉角θ的值，查詢圖2所示的二階運動曲線即可獲得當前時刻對應的二階運動位移量和沿活塞銷的偏轉量。

式中θ為當前計算時間對應的二階運動曲線的曲軸轉角，°CA；t為仿真的當前時刻，s；n為當前模擬的發(fā)動機轉速，r/min；Rm為取小數(shù)位函數(shù)。

3 活塞二階運動對內冷油腔內機油流動與傳熱的影響

為研究二階運動對機油振蕩流動與傳熱的影響，采用上述計算流體力學數(shù)值模型，分別建立不包含二階運動的仿真模型A和包含二階運動的仿真模型B。計算發(fā)動機轉速為3 000 r/min時的內冷油腔的振蕩流動與傳熱，對比分析 2模型的計算結果，研究二階運動對內冷油腔振蕩流動與傳熱的影響。

3.1 二階運動對內冷油腔振蕩流動的影響

活塞二階運動作用在油腔邊界上，其巨大的加速度會影響油腔中機油的流動。為研究其影響程度，提取各個瞬時油腔中的機油平均速度、雷諾數(shù)和充油率進行分析，分別繪制成圖6的3個子圖，圖中變化率Rc可由式（17）計算得到。

式中Ra是不包含二階運動的仿真模型A的結果，Rb是包含二階運動的仿真模型B的結果，Rc是包含二階運動模型結果相對于不包含二階運動模型結果的變化率。

在圖6a和圖6b中，油腔中機油平均瞬時速度最大為15.6 m/s，最小值為3.2 m/s。兩個模型差異最大之處位于活塞的上止點（0 °CA）和下止點（180 °CA）。由于粘性流體在沖擊作用下的一段時間內會保持原有的流動狀態(tài)，在反彈后時會出現(xiàn)較大的漩渦。不再保持原有的流動狀態(tài)[22]。內冷油腔在受到橫向沖擊時（0 °CA），機油流速和雷諾數(shù)變化很小，而在180 °CA時，速度和雷諾數(shù)變化幅值達到最大，出現(xiàn)機油平均速度和雷諾數(shù)變化滯后的現(xiàn)象。這是因為在沖擊作用下，流體域的邊界層變薄[14]，流體域內機油與空氣的交界面更加不穩(wěn)定，流體混合區(qū)更大，混合區(qū)流動更加的紊亂[12]，進而造成流向內冷油油腔底面的機油速度增加，到達下止點時機油平均流速相對于不考慮二階運動時增加0.95 m/s。二階運動所造成的紊流與機油在油腔內繞壁面的正常流動疊加在一起，在活塞下止點（180 °CA）時，突然撞擊油腔底面，使得機油平均速度和雷諾數(shù)變化滯后的現(xiàn)象。由于雷諾數(shù)是描述流場內流體湍流流動的無量綱數(shù)，與流場內流體的速度變化有關，兩模型中速度變化率最大值高達17.2%，雷諾數(shù)變化率最大值為18.3%。另一方面，由于圖2所示二階運動的偏擺運動最大出現(xiàn)在270 °CA～450 °CA，但是在該時間點內機油速度與雷諾數(shù)并沒有太大變化（360 °CA），因此二階運動的偏擺運動對油腔內機油流動的影響很小。

綜上所述，雖然活塞二階運動（橫向位移幅值為0.084 mm）相對于活塞往復運動的位移量（往復運動幅值為92 mm）是極其微小的，但是活塞二階運動對油腔內機油的平均速度、全局雷諾數(shù)和瞬時充油率都產(chǎn)生了較明顯的影響。其中活塞二階運動的徑向運動是主要影響因素。

圖6c所示的是2模型的瞬時充油率（OCR，oil charge ratio，指內冷油腔內機油的體積占內冷油腔總體積的比例）的變化趨勢基本一致，且包含二階運動的模型B的平均充油率要比不包含二階運動的模型A所得充油率要低。經(jīng)過計算，模型B的循環(huán)平均充油率比模型A要低4.6%。主要原因是由上文所述的二階運動會使機油流向油腔底面（機油進出口通道所在的區(qū)域）的速度在活塞下止點（180 °CA）時大幅增加，更多的機油會流出油腔，導致2模型的充油率下降。

3.2 二階運動對瞬態(tài)傳熱的影響

圖7為油腔壁面的壁面換熱系數(shù)。另外分別提取圖3中 2模型油腔的頂面（top region）、外側面（exterior region）、內側面（inner region）、底面（bottom region）以及整個油腔壁面在一個發(fā)動機循環(huán)內換熱系數(shù)，并計算變化率，統(tǒng)計變化率的最大值、最小值、變化幅值和循環(huán)平均值，如表2所示。

從圖7可以看出，2模型整體的對流換熱程度有一定差異。在0 °CA和332 °CA時，對流換熱的程度差異較大，且在332 °CA時差異最大。在332 °CA時，考慮二階運動時的壁面綜合換熱系數(shù)為1 038.8 W/(m2·K)，不考慮二階運動時，壁面綜合換熱系數(shù)為947.6 W/(m2·K)，二者相差91.2 W/(m2·K)，相對變化率為9.62%。在油腔中機油的雷諾數(shù)很大，慣性力主導了機油的流動，不考慮機油在壁面上的速度梯度，而二階運動使機油在繞壁面運動時，相對于壁面的速度更大，進而使內冷油腔壁面換熱系數(shù)增加。由上文可知，在270 °CA～450 °CA之間，二階運動的偏擺運動最大，二階運動的橫向位移很小。因此，二階運動的偏擺運動的影響要大于徑向運動對油腔的換熱性能的影響。

圖7 二階運動對內冷油腔傳熱系數(shù)的影響Fig.7 Impact of piston secondary motion on heat transfer coefficient of piston gallery

表2 油腔各個區(qū)域的換熱系數(shù)變化率Table 2 Change ratio (Rc) of heat transfer coefficient of each region of gallery %

從表 2中可以看出，二階運動對內冷油腔的瞬時換熱系數(shù)影響較大，最大的變化幅值為24.9%。即在進行瞬態(tài)分析時，二階運動的影響不可忽略。分析循環(huán)平均換熱系數(shù)變化率可以發(fā)現(xiàn)，變化率平均值的絕對值不超過1%，該變化率的波動小于上文所述的仿真收斂標準（3%），即可認為考慮二階運動的模型 B與不考慮二階運動的模型A的壁面換熱系數(shù)在整個循環(huán)內是相等的。二階運動的影響可以忽略不計。另一方面，根據(jù)圖 7分析結果可知，考慮二階運動時，油腔中機油充油率降低，但油腔的綜合換熱系數(shù)變化不大。因此，模型B中機油換熱性能要比不考慮二階運動的模型A略高。

4 結 論

1）活塞的二階運動有活塞徑向的徑向運動與繞活塞銷的偏擺運動，徑向運動對油腔內機油的流動有較大的影響，偏擺運動影響較小。偏擺運動對油腔的換熱性能的影響要大于徑向運動的影響。

2）對于瞬態(tài)分析，考慮二階運動的油腔內機油流動與充油率都有較大程度的變化。二階運動使瞬時充油率將低，且循環(huán)平均充油率比不考慮二階運動時要低4.6%。二階運動對油腔壁面的瞬時換熱系數(shù)影響很大，最大的變化幅值為24.9%。即在進行瞬態(tài)分析時，二階運動的影響不可以忽略。

3）對于只需要內冷油循環(huán)平均的換熱特性的穩(wěn)態(tài)分析，雖然二階運動使得循環(huán)平均機油填充率降低，但是循環(huán)平均換熱系數(shù)變化率的絕對值不超過1%。對內冷油腔整個循環(huán)的綜合換熱性能的影響可以忽略不計。

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Impact of piston secondary motion on oscillating flow and heat transfer of oil inside piston cooling gallery of diesel engine

Deng Xiwen1, Lei Jilin1※, Wen Jun1,2, Wen Zhigao2, Jia Dewen1
(1.Yunnan Province Key Laboratory of Internal Combustion Engine, Kunming University of Science and Technology, Kunming650500,China; 2.Chengdu Galaxy Power Co., LTD, Chengdu610505, China)

Because of the stringent emission and fuel economy standards, automotive engineers are forced to develop engines with much higher power densities. Pressure and temperature levels within a modern internal combustion engine cylinder have been pushing to the limits of traditional materials and design. Piston cooling is a critical measure for achieving designed engine performance especially for heavy-duty internal combustion engines. The various piston cooling gallery structures have been widely applied in piston design to provide high cooling efficiency. In previous research of achieving high cooling efficiency of the piston gallery, only the reciprocating motion of piston has been considered and investigated fully. However, the secondary motion is another important quantity due to the inevitable gap between piston and cylinder liner. For its tiny displacement, the impact of piston secondary motion on oscillating flow and heat transfer of cooling oil inside the piston gallery has not been investigated or recognized. In order to obtain the secondary motion, a piston dynamics model was established in this study.And then, a simulation model named model-B was established with the computational fluid dynamics simulation method and a relative displacement method with a consideration of the reciprocating motion as well as the secondary motion. The piston secondary motion was directly applying on the boundary of the piston gallery. The relative displacement method allows the cooling gallery to be treated as a rigid body, and the original constant boundary conditions could be translated into varying conditions that change as a function of engine crank angle. As a contrasting model, another model named model-A was established without the secondary motion in order to find out the degree of impact. In order to validate the accuracy of the computational fluid dynamics simulation model-A, a recognized test of a cube cavity was borrowed to contrast with the simulation results. The simulation results were difference with the experiment values by ±15 %. In other words, the computational fluid dynamics simulation model has certain ability for predicting the rules of the oscillating flow and the heat transfer processes. The result of this study showed that the secondary motion could be regard as an impact load for the gallery with a radial acceleration of 2,450 m/s2. The interface between the oil phase and the air phase was more unstable due to radial displacement. The oil flow inside the fluid mixing zone was more disorder. The results showed that the radial displacement of the secondary motion had the main influence on the oscillating flow of the cooling oil inside the gallery. A dimensionless number called Reynolds number is used to characterize the oscillating flow of the cooling oil inside the piston gallery. The tilting angle of the secondary motion had the main influence on the instantaneous convention heat transfer performance of the piston gallery. The instantaneous oil charge rate of the gallery was reduced by the secondary motion, and the cycled averaged oil charge rate was reduced by 4.6%. The instantaneous convention heat transfer performance was affected by the secondary motion, and the biggest change ratio was 24.9%, which appeared in exterior region. For the whole heat transfer process,although the oil charge rate was reduced by the effect of the secondary motion, the cycle averaged heat transfer coefficient changed a little. The heat transfer efficiency of the cooling oil inside the gallery was improved, but the impact of the secondary motion on the comprehensive heat transfer performance of the gallery can be neglected.

diesel engines; pistons; heat transfer; secondary motion; cooling gallery; flow

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.14.012

TK422

A

1002-6819(2017)-14-0085-08

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10.11975/j.issn.1002-6819.2017.14.012 http://www.tcsae.org

Deng Xiwen, Lei Jilin, Wen Jun, Wen Zhigao, Jia Dewen. Impact of piston secondary motion on oscillating flow and heat transfer of oil inside piston cooling gallery of diesel engine[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering(Transactions of the CSAE), 2017, 33(14): 85－92. (in Chinese with English abstract)

doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.14.012 http://www.tcsae.org

2017-02-21

2017-05-16

國家自然科學基金資助項目（51665021、51366006）

鄧晰文，男，四川廣安人，博士生，主要從事內燃機工作過程與結構優(yōu)化技術研究。昆明 昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，650500。Email：xixiwen@126.com

※通信作者：雷基林，男，四川廣安人，教授，博士生導師，2014年赴美國伊利諾伊大學香檳分校進修，主要從事內燃機設計與優(yōu)化技術研究。昆明昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，650500。Email：leijilin@sina.com