活塞强制冷却的研究
吴义民 徐传民 徐涛
（山东滨州渤海活塞股份有限公司. 国家级企业技术中心; 山东. 滨州 256602）
摘要：内冷油腔强制冷却是降低高强化柴油机活塞热负荷的有效方法，但内冷油腔冷却对冷却喷嘴及喷油有着较高的要求，本文通过介绍流体特性及内冷油腔活塞对喷油冷却的要求，简要阐述了冷却喷嘴设计注意事项及冷却喷嘴喷油试验情况。 关键词：内冷油腔 喷嘴 强制冷却 活塞
Preliminary Study on cooling gallery and cooling nozzle of piston
WU Yi-min, XU Chuan-min, XU Tao
(Shandong Binzhou Bohai Piston CO.,LTD Binzhou 256602)
Abstract: Forced cooling of the oil gallery is the effective way to reduce the heat load of high-enhanced diesel engine piston. However, the oil gallery has high demand on cooling nozzle and injection. This paper makes a brief description of considerations on cooling nozzle design and the injection test describes by introducing the fluid properties and the injection cooling requirements of cooling gallery piston.
Keywords: Cooling gallery, Nozzle, Forced cooling, Piston. 1、前言
随着柴油机的不断强化，活塞的热负荷越来越高，为了满足柴油机的使用要求，整体内冷油腔活
塞、钢顶铝裙、整体锻钢、复合材料、铸铁等活塞应运而生，这些高负荷柴油机活塞一般采用内冷
油腔设计，冷却机油通过喷嘴喷入冷却油腔，在油腔内振荡吸收活塞热量后流出，从而降低活塞（特别是头部）温度。冷却喷嘴一般是固定在发动机机体上的冷却装置（也有大型船用柴油机冷却喷嘴在连杆小头上），在活塞作高速往复运动时，将冷却机油喷入内冷油腔内。
本文主要介绍安装在机体上的冷却喷嘴。 2、 柴油机活塞对喷油冷却的要求
柴油机活塞在工作时不断的从燃烧系统吸收热量，如果要保持活塞有较高的强度，满足柴油机的使用要求，必须将活塞吸收的热量及时地传走。通常情况下，活塞吸收的热量是通过活塞环、活塞裙部和活塞内腔顶传递。但对于高强化柴油机活塞，仅靠这些方式已不能满足冷却活塞的要求，需要采用强制喷油冷却。采用强制冷却条件如下：
当活塞顶面功率：≤2.4W/mm活塞不采用强制冷却
2.4-3.2 W/mm2 活塞采用内腔强制喷油冷却
≥3.2 W/mm2 活塞采用冷却油道振
荡冷却
注：活塞顶面积指的是投影面积，即： 活塞直径2π/4
活塞内腔强制喷油冷却的柴油机对喷油嘴的要求不高，只要保证喷油量，对冷却喷嘴的发散度和喷射角度没有严格要求。内冷油腔活塞对喷嘴的要求比较高（如图1所示），要求活塞在下止点时冷却油能够全部喷入，活塞在上止点时大部分冷却油(80%以上）喷入，喷油嘴的喷油
量为5-7L/Kw.h，喷射速度大于活塞的最大瞬时速度。如果冷却喷嘴的冷却油不能够喷入冷却油道或喷入量小，对
活塞的冷却非常不利，因为冷却油腔阻止了热量的传递，大 图1 活塞喷油冷却示意图
2
量热集聚在活塞顶部，使活塞顶部、第一环槽的温度提高，造成活塞顶部异常膨胀，会引起活塞拉缸，第一环槽温度升高使机油胶结，造成活塞环卡滞等失效模式。
内冷油腔活塞除对喷入油量和油束速度要求外，要提高冷却效果，冷却机油相对内冷油腔壁必须有较高的速度，形成紊流（雷诺数在3000以上）以提高换热系数，所以冷却机油必须在油腔内振荡起来。要使冷却机油振荡起来，一般采取两种措施：
A 、冷却油腔有一定的高度，避免扁/圆形设计；
B 、在油腔内合理的机油充入量，机油充满油腔或充入量过少都不利于活塞的冷却。 3、流体力学相关知识 3.1 流体特性简述：
流体在实际流动时，流速很低时是层流，当流速较高时则转变为湍流。其流动方式的转变可以用雷诺数（流体微团上惯性行力与粘性力之比）表示，对于不同的流体、不同流速、不同管径的流体层流转变为湍流和湍流转变为层流的雷诺数是相同的，前者称为上临界雷诺数，后者称为下临界雷诺数，在工程上一般将上、下临界雷诺数取为4000、2100左右，通常以临界雷诺数判断层流还是湍流，即：
Re4000 为湍流
2100
粘性流体在管道中流动，紧贴壁面的一层完全贴附于壁面，即相对壁面的速度为零，离开壁面向管道中心，流体速度迅速增加，增加速率的大小取决于相邻流层剪切力的大小。进口段的流动与进口的形状有着密切的关系，进口形状不是流线型，则流动将发生分离，进入管道的流体相当于绕过一个尖角，进口界面的下游将出现分离区和漩涡区，分离漩涡不断的拖向下游，然后在流动中不断受到阻尼而耗散，这个过程大致要延伸50倍直径的距离；若进口是圆弧型或流线型，进入管道后，由于壁面的滞止作用，壁面附近存在很大的速度梯度，将形成沿管壁的边界层，管壁边界层均匀的增厚，最终建立定性流动区，整个管流变成了完全的粘流。
管道中流动的雷诺数小于2100，则定性流动区是层流。进口段壁面边界层中的流动也将全部是层流，进口段长度大约为0.055Red （d 为管道直径）；若雷诺数大于4000，定性流动区为湍流，进口段的边界层一般先为层流，后转变为湍流，进口段的长度为（20-40）d 。在一般工程计算中，尤其是当管道总长度远大于进口段长度时，通常不单独计算进口段的损失，而将其并入管道总长度中，按定性流动计算损失。
对于高雷诺数的冷却喷嘴将是另一种情况，由于管道短，直到管道出口截面，边界层的厚度相对于直径来说也仍然是一个小量，远没有形成定性流动，管道中除靠近壁面附近的区域外，大部分区域处在边界层以外。另外发动机使用的机油的粘度有一定的要求，不可以将其看作理想流体，在解决工程中实际流动问题，主要依靠实验数据。 3.2 流体流量的公式：
Q=V2*A2 （3-1）
Q ：冷却油量 A 2：喷油嘴的截面积
V 2：喷油嘴出口处的油速
依据内冷油腔活塞对喷油量和喷射速度的要求，可以确定不同功况下冷却喷嘴的喷油量和喷射速度，可以计算得出不同功况下的截面积A 2，并确定合理的数值作为喷油嘴出口截面积。
图2 冷却喷嘴进、出口示意图
根据进、出冷却喷嘴的冷却油量一定得出（如图2）：
V 1A 1=V2A 2 （3-2）
3.3能量守恒定律
如图2所示，由于冷却机油是由大直径管道进入较小直径管道（现将冷却喷嘴视作最简化，即冷却油由主油道直接进入喷油嘴，但实际工程中，此处由一个三通螺栓转接，调节油量大小。那么，局部损失因子增多，有ζ1、ζ2、ζ3。，其局部损失。。。。。等。其它局部损失造成的能量损失在此忽略）的速度取V 2, 根据公式求得其水头损失：
∆h L =ζ
V 2
2
2g
ζ-为局部损失因子 （3-3）
根据能量守恒公式得出：
P 1
+V 1
2
γ2g
=
P 2
γ
+
V 2
2
2g
+∆h L （3-4）
γ=ρg
∆h L : 米 g ：9.807牛/米
3
（重度）牛/米 A ：米 γ：
Q ：米3/秒 P ：牛/米2
3.4喷油嘴结构对能量损失的影响：
喷油嘴所喷射的冷却油是一种粘性液体，与管道存在粘性摩擦，这部分机械能耗散转变的热量，一部分可传导外界，一部分使流体的内能或温度升高，都是不可再加以利用的了，对于冷却喷嘴来说机械能耗散相对较小，可以忽略不计或将其划归水头损失，但从能量守恒与转换的观点来看，能量并没有损失，仅仅是从一种形式转变为另一种形式而已。
工程流体问题中，流体在管流中由于管道截面发生明显变化，管轴线转弯，或流体通过孔板、阀门、管嘴等部件，亦将产生能量损失，但它的发生和影响仅局限在某一部件的附近范围内，故称为局部损失。
因为冷却机油在喷嘴中所流经的距离比较短，并且喷嘴弯角的相对转弯半径大，故可忽略流体的沿程流动损失，流体由主油道突然收缩进入喷油管道所产生的局部损失则不能忽略。不同结构的喷油口入口结构产生的入口损失因子也是不同的（如图3所示），故应采用圆角过渡，减少局部损失。但喷嘴出口处不允许圆滑过渡，因为此处圆滑过渡或有倒角会使油束发散，所以此处一般是保留尖角去毛刺。
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喷油嘴内壁的粗糙度：不同粗糙度对流体产生的剪切力也是不同的，造成的能量损失也不同，要求在选用材料时，使粗糙度尽量小。 4、活塞运动速度的计算：
活塞在气缸内作高速往复运动，对于柴油机一般计算活塞平均线速度，但对于强制喷油冷却要求喷油速度不小于活塞的瞬时最大速度，只有这样在活塞上行时油束才能够“追”得上活塞。因此需计算活塞瞬时最大速度，根据公式：
活塞位移公式：S ≈R ×（1-cos α＋λsin α/2） （4-1）
活塞瞬时速度公式：V ≈R ω×（sin α＋λsin2α/2） （4-2） 活塞瞬时加速度：J ≈ R ω2×（cos α+λcos2α） （4-3）
V ：活塞瞬时速度 S ：活塞位移
R ：曲柄半径 L ：连杆长度 α：曲柄转角 ω：角速度=2π×n λ：R/L
当活塞加速度J=0时，活塞速度最大。即：
J ≈ R ω2×（cos α+λcos2α）=0 （4-4）
cos2α=2 cos2α-1
可得cos α=-λ±
2
图3：喷嘴入口形状对局部损失因子的影响
+λ 一般λ范围：（1/3-1/5）
将α代入速度公式4-2可得活塞的瞬时最大速度V
5、冷却喷嘴流量、流速的计算、喷嘴测量实例（打靶试验）： 5.1 某柴油机参数、冷却喷嘴测量数据 缸径/行程：105mm/130mm 额定功率/转速：176Kw/2300rpm 最大扭矩/转速：900N.m/1500 rpm 活塞结构：镶环座、异型销孔、内冷油道 连杆长度：210mm
表1：发动机台架试验时测得数据
5.2试验室测量冷却喷嘴流量（打靶实验）：
为验证所设计/制造的喷油嘴数据的准确性，可在模拟实验台架上进行实验，俗称打靶试验。主油道的供油压力可用泵体模拟；喷嘴相对活塞的位置可由工装实现，将喷油嘴固定在工装下端，活塞可在工装的圆筒内上下移动，以测定不同行程位置冷却油的喷入量；在活塞内冷油腔的出口处连接收集回油的容器，以测量从内冷油腔的回油量，同时在工装下端放置容器，收集未喷入内冷油腔而回流的冷却油，可得到总的喷油量。
图4：喷嘴流量模拟试验台及油束发散度测量
表2：冷却喷嘴试验测得的数据
实验时间：2008.08.15 流量时间：2min 试验地点：“滨州活塞” 单位：g
对应压力和流量绘制出压力-流量曲线（见图5），可见压力和流量并不成正比，这是由于冷却喷嘴水头损失的影响，从公式3-3看出水头损失与速度的平方成正比，压力越大，相对水头损失越大。 5.3、冷却油喷射速度计算结果
喷油嘴出口直径：Φ2.0 mm
喷油嘴入口直径：Φ12.0 mm
将上表测得的数据代入公式3-1可得油束的速度；
依据公式4-2、4-3、4-4可得到不同负荷点下的活塞瞬时最大速度； 依据活塞对冷却油量要求（5-7L/Kw.h）可得喷嘴理论流量； 具体计算所的数值见表3
表3：发动机不同负荷点计算、测量结果
通过以上计算结果可知，在各荷点冷却喷嘴的喷油量和喷射速度都满足活塞的使用要求。该喷嘴还是可以接受的。
图5：喷射压力与流量曲线（流量时间：2min ）
6、结论：
6.1 冷却喷嘴的水头损失与冷却油流动速度的平方成正比，为了降低其水头损失，喷嘴结构尽可能的简单，喷嘴内圆滑过渡。
6.2 喷油速度尽可能不小于活塞运动时的瞬时速度，不仅仅是额定负荷点，还包括大扭矩点等各阶段。
6.3 一般情况下发动机冷却喷嘴都有开启压力，合理确定该数值，防止发动机频繁启动（或负荷大范围变化）时造成活塞过热。
6.4 活塞内冷油腔的冷却效果不但与冷却油腔的表面积成正比，还与冷却油的振荡有关，所以冷却油腔要求有一定的高度，使冷却油与冷却油腔表面有较大的相对速度，形成紊流，提高冷却效率
7、参考文献 [1] 梁智权. 流体力学[M]. 重庆大学出版社. 2002.01
[2] 西安交大内燃机教研室. 内燃机原理[M]. 西安交通大学出版社，1981
作者简介：吴义民（1971- ），男，研究员 主要研究方向为重型、船用发动机活塞的设计和开发