西安公路交通大学 钱兰 陈宁(西安 710061)
摘要 本文在对表面温度法进行深入分析研究的基础上,作者利用新研制的一种特殊表面热电偶,提出了发动机缸内局部换热系数的试验求取法。此法可以避免表面温度法中气体容积平均温度假定所带来的不确定性。
关键词 表面温度法 薄膜热电偶 换热系数
1 前言
在应用表面温度法研究发动机壁面传热问题时,一直存在着一些问题,归纳起来有以下两个方面:(1)瞬态换热系数α(τ)值无限大问题,当气体容积平均温度与壁温之差(tq-tw)在进排气阶段为零时,此时的瞬态热流率q(0,τ)不为零,从而产生了瞬态换热系数α(τ)趋向无限大的问题。(2)α(τ)出现负值问题,即在膨胀阶段初期,此时温差(tq-tw)显然大于零,但瞬时热流率出现负值,此时按牛顿冷却定律求解就得到负的换热系数。近期对表面温度法试验研究中出现的问题分析表明,气体容积平均温度的假定是造成瞬态换热系数α(τ)试验值误差的根源。本文试图寻求一种新的α(τ)试验求取方法,从而可以避免使用气体容积平均温度作为壁面传热的特征量。因此,文中在研究壁面温度水平对瞬时传热特性影响的基础上,提出了一种发动机壁面瞬态换热系数新的试验求取法,并为此专门研制了一种新型膜温可控式薄膜热电偶,使试验研究方案得以实现。文中阐述了在这方面的初步研究结果。
2 壁面温度因素独立影响的实现
研究壁面温度水平对瞬时传热特性的影响,首先要实现壁温与传热特性的单一相关条件。当内燃机负荷、转速等因素改变时壁面温度水平也要相应改变。因为壁面传热特性是缸内热力过程、表面流动状况、壁面结构和温度等因素的综合影响结果。因此,必须在保证其它参数不变的条件下,独立地改变壁温来观察传热特性的改变,而这种单一条件的实现必须依赖于特殊的传感器才能实现。用于试验的传感器须同时具备两个功能:其一,能准确地测出表面温度波形态;其二,在保证单一性条件下,能方便地控制局部表面温度。
为此研制的膜温可控式表面热电偶成功地解决了这些问题。图1所示的传感器构造显示了表面热电偶的表面薄膜2,同时也是表面加热膜,通过控制热电偶的加热极端电压,可以得到不同的传感器表面温度。这种膜加热控制壁温方式的优点是:
(1)薄膜加热不会改变传感器头部的一维导热特性。由于加热面为膜面,膜很薄(δ=0. 4μm),并加热面积相对较大(A0=26mm2),表面电流密度均匀,故膜面温升一致。因此,加热时表面一维导热能够保证。对于根据壁面处的温度求导而得的交变热流率分量而言,有足够的精度。同时为了保证稳态热流率分量求取的正确性,在热电偶外径上套装了氧化铝绝缘管。
(2)膜加热方式方便地实现了壁温控制,通过调节加热电压的大小,可以准确地得到所需的表面温升。薄膜加热的温升敏感性很好,试验表明很小的加热功率就能得到较大的温升变化。
(3)膜加热方式使表面热电偶能够随意安装在所需测点上而不破坏热电偶所在处的温度场,亦即实现了壁温局部控制的小型化。
(4)一次性安装保证了安装特性的一致性,加热时间短可以实现不间断的数据记录,从而避免工况波动带来的差异。
3 表面温度波和瞬时热流率的壁温特性
表面温度波和瞬时热流率的壁温特性是指在其它条件不变的前提下,不同的壁面温度水平对表面温度波和瞬时热流率产生的影响。文中用膜温可控式表面热电偶对不同转速和负荷条件下壁面传热特性与壁表面平均温度水平的关系进行了试验研究。
3.1 壁面温度水平对表面温度波的影响
图2给出了两组工况下不同壁面平均温度所对应的表面温度波形,从中可以得出如下结论:(1)随壁面平均温度水平的提高,表面温度波幅度减小;(2)当表面平均温度增大到一定值时,表面温度波的上升明显变缓。
3.2 表面瞬时热流率的壁温特性分析
通过试验给出了两种工况下的表面热流率壁温特性,如图3所示。从图中可以看出具有如下规律:(1)壁面温度与表面热流率波动幅度成反比,即温度越高,热流率的变化范围就越小。(2)不同壁面温度所对应的表面热流率峰值的相位一致。
从表面温度波和瞬时热流率壁温特性试验研究的初步结果表明,壁面温度水平的大小对换热系数有影响,但以往缸内传热研究文献从未把壁面温度当作影响壁面传热的一个独立因素加以研究,而是作为负荷转速等因素的附加结果出现的。因此壁温的变化不能作为试验结果改变量的依据。
根据上述分析及壁面换热的壁温特性研究结果,可以提出对流换热系数的如下试验求取法。
4 瞬时换热系数的试验求取法
设缸内局部表面瞬时换热系数为α(τ),由牛顿冷却定律给出:
式中tf为测点局部的附面层特征气体温度。
设壁面局部表面平均温度在一定范围内的变化对换热系数α(τ)没有影响,则对同一测点处两组不同的平均壁温tw1和tw2分别由试验求取相对应的表面热流率q1(τ)和q2(τ),则下述方程同时成立:
由上述式(2)可求出局部气体特征温度(τ)。对不同测点的α(τ)及(τ)计算算术平均值,便可得到平均瞬时换热系数α-(τ)及平均附面层特征气体温度t-f(τ)。进而可求出t-f(τ)与气体容积平均温度tq的关系式如下:
因而缸内表面瞬时换热的平均水平可由下式表征:
在此基础上可以拟合α-(τ)与各种因素的关系式。
上述方法与按气体容积平均温度求取的方法比较,有下述特点:(1)换热系数的求取不依赖于规定气体容积平均温度,而是由局部试验值求得,因此避免了换热系数求取环节中引起较大误差的可能性,计算结果能准确反映各局部表面换热特性的差异。(2)用试验法求取换热系数反映了一定壁面范围的平均换热水平,求出的值能在所试壁温范围内适用。试验结果表明,按气体容积平均温度计算的换热系数不能同时满足不同壁温时的情况。(3)按上述方法求取的换热系数仍然具有可计算性,其气体特征温度取(τ)=f(tq)。
5 实测与分析
5.1 测试系统
应用前述传感器在EQ6100发动机上通过AVL自动控制试验台进行了缸盖局部瞬时换热系数的测定,其瞬态壁温、压力和转角信号通过放大与整形电路后输入磁带记录仪,而后再输入分析系统进行分析。壁温控制电路由电流表、电压表、变阻器和蓄电池组成,并以此控制热电偶的膜面温度。
5.2 测点的选择及试验方案
为了避免一维导热误差可能给分析结果带来的干扰,同时考虑到避温可控式表面热电偶的特殊构造,故在EQ6100发动机气缸盖上的实测点选在第六缸后端面无冷却水套处,热电偶与压力传感器采用螺纹结构并排安装,且传感器直接旋至与内表面平齐处,如图4所示。测点外侧为自然对流冷却,为使分析结果具有一般性,配置冷却风扇进行强迫对流换热,以便使测点处与冷却水套处的大部分情况相一致。
考虑到缸内燃烧过程具有随机性以及在汽油机中火焰传播的不确定因素,为了消除循环变动的影响,试验中采用50个循环信号叠加后取平均值的方法。
5.3 试验结果与分析
按试验法求取的不同工况下的换热系数如图5所示。从图中可以看出如下规律。
(1)用试验法求取换热系数与按气体容积平均温度求取的换热系数有相同的变化趋势,但其值稍大些。由此可知局部附面层气体特征温度小于tg。
(2)在不同负荷和转速条件下,α(τ)的变化随负荷或转速的增大,则α(τ)max值越大。但当转速n<1000r/min时,换热系数显著减小。
(3)换热系数的形态在1400r/min时没有二次峰值,而在其它转速时表现了不同的二次峰值。
由于该方法完全是由试验数据求取的,因此对结果可靠性及误差的处理与分析叙述如下:
(1)因试验求取法是实测,故循环变动会引起前后测量数据的差异。为把循环变动因素的影响控制在误差允许范围内,采取了对相同工况时测取的压力信号pmax的频度进行计算,剔除了概率小的循环。其次,采用50个循环叠加平均,以减少或消除循环变动的影响。
(2)表面热流率的计算是采用付里叶无穷级数进行计算的,实际计算只能选取有限项叠加,由此得到的结果存在一定误差。虽然按式(3)求解q1(τ)与q2(τ)之差可以消去一部分误差,但由于式(3)的分母项较小,Δq的误差会引起计算结果有较大的相对误差。因此,试验分析中对取不同谐波数n的计算结果进行了比较,当n取100时,即能控制计算误差在允许范围内。
(3)对于其它因素的影响,如一维导热的假设条件,缸内热力过程在不同壁温下的一致性,都对换热系数的计算有影响。这些因素的影响应用膜温可控式热电偶进行测试都能够得到控制。
6 结论
利用壁温可控式表面热电偶可以实现对流换热系数局部瞬时值的试验求取法,该方法充分考虑到表面换热的局部差异性及壁温的影响,因此它具有可靠性和真实性,避免了气体容积平均温度计算法带来的随意性。
参 考 文 献
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