大功率船用中速发动机关键受热零部件热负荷控制技术研究报告.docx
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大功率船用中速发动机关键受热零部件热负荷控制技术研究报告
大功率船用中速发动机关键受热零部件热负荷控制技术研究报告
1.概述
随着内燃机的不断向高速和强化的方向发展，内燃机的传热和零件热负荷的控制显得越来越突出，如何有效地解决内燃机的热负荷问题，提高内燃机受热零部件的非正常磨损，材料的腐蚀、烧蚀、和热疲劳破坏等故障层次不穷，直接或间接的影响着内燃机的动力性能、经济性能和可靠性能。
因此在内燃机，尤其是大功率的发动机工程研究中，传热和热负荷的研究是非常重要的一个研究方向。
同时由于燃油的紧缺以及对排放要求的控制，开发天然气等替代燃料的发动机越来越受到人们的重视。
世界石油资源短缺和生态环境保护是21世纪人类生活面临的最重要的问题之一，必将对汽车传统的石油燃料发起革命性的挑战，合理地利用现有充分能源以及开发可再生清洁燃料将是人类社会面临的首要问题。
采用电能、太阳能以及氢能等新型能源作为发动机燃料在未来将会成为可能，但在相当长的一段时间内，对于发动机燃料而言，气体燃料将是最为现实和技术上比较成熟的代用能源。
天然气是世界上继煤和石油之后的第三大能源。
世界范围内的天然气能源储量增长很快，预测在未来20年内将超过石油。
天然气将会成为21世纪的主要能源，满足世界能源需求方面将发挥越来越重要的作用。
在近海和远洋航运市场，推广使用天然气船用发动机，不仅仅可以节约石油资源，而且作为一种清洁能源，可大大降低海洋的污染。
大量试验表明，天然气发动机的NOx排放物仅仅为柴油燃料的20%，因此天然气发动机受到世界各国的重视。
1.1发动机缸内传热概述
发动机气缸内的传热过程是一个复杂的过程，对流换热、热辐射同时共存且又出于有燃烧的瞬时变换过程中，其中一些细节人们一直没有完全掌握。
从对流换热方面来看，气缸内气体运动时处于湍流状态下的流动，属于受迫对流换热；另一方面在湍流情况下的墙壁面附近形成边界面，边界层对传热过程中起着决定性的影响，但大范围的湍流可能会周期性的破坏边界层，从而引起换热系数的增加。
除此之外，燃烧附加空气运动所产生的涡流、温度分布不均匀产生的气体流动都对对流热产生一定程度的影响。
从辐射方面来看，要精确计算气体辐射，则必须要知道燃烧产物的瞬时浓度；要确立火焰辐射的强度，则必须要知道碳粒的浓度、火焰的相对容积以及燃烧周期的长短。
这些问题都有待于进一步研究解决。
本文首先回顾了内燃机工程中传热与热负荷研究的发展和现状，进而对内燃机的热状态、热负荷和热负荷故障进行了定义和说明。
阐述了求解内燃机受热零部件热负荷的基本原理和方法，介绍了热传导的偏微分方程，热弹性的基本方程和边界条件确定的原则以及用有限元方法进行的数值求解。
本报告是2012年工信部批准的关于《大功率船用中速天然气发动机设计的关键技术研究》通过项目批复，要求研究解决活塞、缸盖、排气阀、预燃室等发动机零部件的热负荷控制。
解决高指标天然气发动机在气阀重叠角小、高增压、燃烧持续期长等恶劣工况下关键零部件热负荷的控制技术，提高关键受热零部件的工作可靠性。
1.2发动机受热零部件热负荷问题
人们将引起发动机故障的“热”和“温度”的因素称之为热负荷。
但在实际生产中，发动机燃烧室部件由于热负荷过高而引起的故障的现象非常普篇。
例如，缸套、活塞、活塞环等零件寿命不是很高，燃烧室、活塞顶比较容易烧蚀，缸套和活塞、活塞环等容易产生裂纹而报废等。
热负荷问题已经成为发动机可靠工作和进一步强化的主要障碍。
关于发动机热负荷的问题的研究，国内外也展开了大量的试验和仿真工作，在如何降低发动机热负荷的问题上，也提出了很多观点，取得了一定的进展。
但由于传热现象的复杂和繁琐性，目前理论研究依旧不够完善，仍然有很多问题有待解决。
热负荷问题是发动机向高强化方向发展中遇到的主要问题之一，其主要零部件的热负荷故障直接影响整机的经济性能和可靠性能。
活塞是发动机最关键的运动件，从燃气传入活塞顶部的热量一般约为燃料燃烧总热量的2%-5%，约合冷却水热量的30%-50%.活塞工作时直接承受高温、高压燃气的作用，同时还有运动所产生的机械负荷。
在热负荷和机械负荷的叠加使用下。
活塞的可靠性就大大降低，而活塞的可靠性则直接影响着整台发动机的使用可靠性。
一般评价活塞热负荷的安全工作范围有两个指标：
一是活塞定最高温度在300-375℃左右，过高的热负荷将引起活塞顶面的热烈或者烧损；二是活塞第一道环区的温度保持在180-200℃左右，当此温度高于200℃时，温度每增加100℃积碳将会增加一倍，当超过240℃时就会使润滑油变质甚至碳化从而产生严重积碳、活塞环卡死或拉缸。
但温度也不能过低，过低会造成材质的冷腐蚀和发动机性能恶化，活塞顶和第一道环槽的温度分别不能低于200℃和140℃。
因此在设计活塞时要求选用导热性好的材料，适当的加大传热的断面，使最高温度降低，温度梯度减小，活塞的材料一般在300-400℃下仍然可以保持足够的机械强度；同时活塞温度高使润滑条件恶化，所以活塞材料要有足够的减摩性，或采用特殊的表面处理。
由于活塞在不同的工况下具有不同的温度，所以在不同工况下的配合间隙成为十分复杂的问题。
如果冷态状态下间隙合适，在热状态下由于活塞温度大大超过气缸温度，很有可能会使间隙过小而咬死；反之在冷状态下可能间隙太大而敲击。
因此一般希望活塞材料的热膨胀系数要小，同时在结构上采取适当措施，防止过大热变形。
缸套正常运行所需要的条件取决于磨损和润滑情况，而缸套内壁温度将会明显的影响缸套、活塞组织的磨损和润滑。
所以评定缸套热负荷的标志是缸套内壁的温度计周围的温度分布是否均匀。
内壁面温度过低，会引起冷腐蚀和缸套、活塞环的腐蚀磨损；内避免温度一般不应超过200℃，否则会引起烧机油、碳化、拉缸；局部温度超高会引起永久变形。
并且，活塞在上止点时对应的第一环附近的缸套内壁温度一般不超过200℃。
发动机某热受热零部件由于温度过高或者过低而失去工作能力或者热应力、热疲劳而破坏。
当物体温度变化时，由于它不能自由伸缩的其它物体之间或者物体内部各部分之间相互约束产生的应力成为热应力。
在发动机的主要受热零部件当中，由于其工作在交变高温环境下，因此热应力问题是一个十分突出的问题。
在某些情况下，它比机械应力要大好几倍至几十倍。
发动机的零部件在周期性的变化温度下产生的疲劳称之为热疲劳，票累计到一定程度后就会发生疲劳破坏。
决定疲劳损坏的参数是塑性变形，而产生裂纹的增长率依赖于循环应力赋值的大小和应力水平的高低。
发动机的热疲劳有两种情况，由于工作循环周期温度波动造成的疲劳称为高频热疲劳，由于运转工况频繁变化引起的热疲劳称为低频热疲劳。
发动机的受热零部件由于热疲劳而引起的裂纹问题随着热负荷的不断增高越来越引起研究人员的重视。
2.专题研究目标及研究内容
ACD320借鉴某些特种发动机在搞功率密度环境下发动机热负荷控制经验和理论，在概念设计的基础上，应用气道、燃烧室、冷却系统的CFD计算及试验研究、测试等手段对活塞、缸盖、缸套、进排气阀、预燃室等关键受热零部件的热负荷情况进行专门的研究和评估。
明确大功率船用中速天然气发动机各主要运行工况下活塞、缸盖、进排气阀、预燃室内部强化散热流动与热传递的特性及其主要影响因素，结合测温试验及由此计算得到的关键受热零件温度场、热应力场分布，研究传散热控制策略，提出关键受热零件热负荷的解决方案，掌握冷却设计及热负荷控制技术，进行大功率船用中速天然气发动机活塞、缸盖、进排气阀、预燃室的研制。
以控制活塞热负荷为目标，进行活塞冷却设计及结构优化；通过理论研究与仿真计算研究，研究活塞温度场的分布和环-油膜-缸套的冷却传热规律；并通过测量活塞温度场的研究手段，掌握其薄弱环节，采取措施降低活塞热负荷。
通过对预燃室内的工质流动过程、传热过程、冷却过程的分析与优化，对预燃室内的复杂传热过程进行分析，在准确评估受热部件热负荷的基础上，设计冷却系统。
通过测量获得缸盖多点温度分布，作为边界条件进行缸盖温度场有限元仿真计算，获得天然气发动机缸盖温度场的分布规律。
以控制缸盖热负荷为目标，进行缸盖冷却设计及结构优化，研究不同冷却方案、不同冷却结构对缸盖温度场、冷却流场的影响。
对结果进行对比、分析，选出最佳设计方案以获得最优的冷却效果，降低缸盖热负荷。
通过试验测量进排气门多点温度，通过有限元计算获得进排气门温度场分布规律。
对进排气门进行优化设计，改变气门和气门座圈的材料及结构设计，提高其耐热性和耐磨性，防止气门下陷和变形。
通过气门和气门座圈进行选配磨损对比，选出适合天然气发动机的最佳匹配方案，保证发动机的密封性和可靠性。
3.ACD320气体发动机简介
ACD320系列天然气发动机是按照米勒循环和稀薄燃烧原理进行设计。
采用预燃室火花塞点火系统、多点式燃气供应系统、ECU电机计算机控制系统等多项专用技术，工作过程由计算机精准控制空燃比、各缸燃烧压力和点火正时，真正实现各缸单独控制，有效提高各缸性能和发动机可靠性。
ACD320系列发动机是由安庆中船柴油机有限公司联合奥地利AVL公司及国内高校、研究院自主设计的一款全新产品，测试结果各项技术指标均达到设计要求，与国际名列前茅，在国内出于绝对领先的地位。
该系列发动机具有环境友好、高效率，高性能、模块化，轻量化、安全，可靠，耐久，方便拆卸等技术特点，可满足各类船舶、主机、发电机组的应用需求。
表3-1是ACD320系列发动机参数表。
表3-1ACD320发动机参数
参数
单位
6ACD320G
6ACD320DF
气体模式/燃油模式
排放水平
_
IMOTIERⅢ
IMOTIERⅢ
IMOTIERⅡ
缸径
mm
320
320
320
行程
mm
420
420
420
转速
rpm
720/750
720/750
720/750
单缸功率
kW（MN≥80）
405
405
405
平均有效压力
bar
20.0/19.2
20.0/19.2
20.0/19.2
容许最大爆压
bar
220
220
220
燃油消耗率
g/kWh.@100%
-
1.8
186
燃气消耗率
kJ/kWh@100%
7627
7964
_
热效率
%
47.2
45.2
42
重量
Ton
35
35.5
发火次序
-
1-3-5-6-4-2
点火方式
-
预燃室火花塞点燃
微喷引燃
4.ACD320活塞热负荷控制及仿真技术报告
4.1活塞结构及热负荷
ACD320气体发动机的活塞采用分体式，采用大螺栓连接。
如图4-1所示，其中活塞冠部采用42CrMo4V材料，活塞裙采用MS70材料。
图4-1活塞主要结构图
活塞组成发动机燃烧室的一个侧面，其中热负荷来自于温度高达1800℃-2300℃，循环平均温度为700℃-1000℃高温燃气的直接作用，评估活塞的热状态首先是活塞顶面的最高温度。
由于活塞顶部温度过高，在达到一定限度后材料的强度显著降低，而且在高温条件下，材料的抗弹性变形和抗塑性变形的能力也随之下降，还会出现高温蠕变，甚至会在局部区域出现热点。
局部温度更高、应力更大就会产生塑性变形、热裂甚至烧损。
由于活塞顶部温差较大会产生很高的热应力，从而使活塞出现疲劳损坏。
除了活塞顶面的最高温度以外，活塞热负荷的另一个限制条件是活塞环槽的温度，特别是第一道环槽的温度。
第一道环槽温度过高不仅仅使环槽部分材料强度降低，加速环槽磨损，影响气环的密封性，更重要的是环槽温度过高使环槽侧面处润滑油结胶、积碳，致使活塞环卡死在环槽中，而失去气密及散热作用，引起漏气和漏油。
由于密封恶化，炽热的燃气透过活塞环使活塞的温度进一步提高，同时使输出功率下降，严重时会引起活塞环折断和拉缸事故。
对发动机使用高级润滑油，一般认为第一道环槽温度在240℃-250℃以下长期使用不会发生积碳。
表4-1活塞不同部位允许的平均温度单位：
℃
铝活塞
铸造活塞
钢顶组合活塞
顶部
300-350（非冷却）
375（冷却）
400-450
450-500
第一道环槽
180-250
活塞裙部
110-130
活塞销部
120-150
4.2活塞温度场和热应力计算
要进行活塞热负荷计算，首先要进行活塞的温度场计算，下面是温度场的流程图。
图4-2活塞温度场计算流程图
4.2.1活塞温度场的分析计算
a.网格的划分
发动机活塞及连杆建模后，需要在此基础上进行模型的离散，即网格划分。
有限元数值分析计算中所需的网格信息包括几何信息、差值信息、物理信息。
一个网格在表示上就是一组只和一些包括组成网格单元的表，对于每一个单元应包含：
单元的性质、组成信息、顶点表、连接和拓扑、节点列表及节点号、节点坐标和单元的物理属性。
网格的生成大致分为三步：
对问题的分析；网格生成过程的形式定义；实施构造。
一个网格的生成可以归结为：
将分析域分解为原始子域，对每一个子域提供特征点、线、面、体，通过这些信息，网格生成器产生有限单元网格以覆盖整个区域。
为了更加接近于实际情况，三维实体模型一般采用多面体单元进行模拟。
根据以往经验和经过多次计算，本活塞选择八节点六面体单元。
下图为活塞划分网格后的有限元模型。
图4-3网格划分模型
b.温度场计算结果及分析
在发动机转速n=750rpm和功率2430KW的工况下，发动机活塞温度场仿真结果见下图，其中图中的温度见表4-2.
由图中分析可以得出，活塞顶部最高温度约为333℃，第一道环位置127℃，内部冷却处最大温度为188℃，外部冷却处最大温度为182℃，活塞销中心最高温度为87℃，均满足正常情况下活塞的不同部位的温度。
图4-4活塞温度场分布
表4-2活塞各位置温度
温度位置
温度（℃）
活塞顶面
333
第一道环位置
127
内部冷却处最大温度
188
外部冷却处最大温度
182
活塞销中心
87
根据活塞在最恶劣工况下的温度场及活塞材料所能承受最大的温度范围，可以得出恶劣工况下活塞完全可以满足使用要求和使用寿命。
5.ACD320气体机缸盖热负荷控制
5.1发动机缸内传热的研究和发展现状
发动机缸内传热过程是一个复杂的过程，对流换热、热辐射同时存在又都处于有燃烧的瞬变过程中，其中仍然有一些细节至今未能完全掌握。
从对流换热方面来说，气缸内气体的运动时处于湍流状态下的流动，属于受迫对流换热，另一方面在湍流情况下在壁面附近将形成边界面，边界层对传热的过程起着决定性的影响，但大尺度的湍流可能周期性地破坏边界层。
从而引起换热系数的增加。
除此之外，燃烧附加空气所产生的涡流、温度分布不均匀产生的气体流动都会对换热产生一定程度的影响。
从辐射来看，要精确计算气体辐射，则必须要知道产物的瞬时浓度；要确立火焰辐射的强度，必须要知道碳粒的浓度、火焰的相对容积以及燃烧周期的长短，而这些问题都有待于进一步的研究。
发动机缸内的传热是一个复杂的过程，要进行完整的理论描述是非常困难的，通许多复杂的工程研究一样，它经历了从简单的试验研究到理论模拟研究、流动分析研究的过程。
发动机缸内传热研究对提高发动机效率、降低有害气体和颗粒排放，进行受热零部件热负荷和热强度计算以及优化冷却和滑油系统的设计具有非常重要的作用。
发动机的传热研究主要包括三个方面：
缸内气体与燃烧壁面之间的对流换热和辐射换热、燃烧室各部件的导热和缸壁外侧与冷却介质之间的对流换热。
传热方式如下图所示：
图5-1传热方式示意图
5.2发动机缸内传热实验研究进展
早期对发动机的燃烧室传热研究有许多是在模拟装置中进行的。
如NUSSELT利用燃烧弹装置中的传热模拟发动机燃烧室的传热，测量了燃烧弹壁面温度与热流，将实验结果归纳除了注明的NUSSELT缸内传热关系式。
NUSSELT的实验犯法以及对实验数据的整理方式对后来的实验研究都产生了很大的影响。
20世纪50年代末期，所有的缸内传热的实验研究还处于稳态传热阶段。
实际上，缸内温度与传热都是典型的动态过程。
但是受制于当时试验手段的限制，尚且无法对这样的一个瞬变的过程进行更加细致的研究。
实际上，对发动机的效率、燃烧、排放等影响更大的正时发动机不同工作过程中传热的特点，这是稳态传热研究所不能够得到的。
六十年代初期，薄膜热电偶被引进了发动机传热研究的领域。
从而开创额缸内瞬态传热研究。
几十年来，薄膜热电偶在发动机缸内瞬间传热的实验研究发挥了巨大的作用。
薄膜热电偶在我国始于80年代初。
马重芳等用薄膜热电偶演技了BM-450转子发动机燃烧室表面的瞬态温度变化、传热及燃烧规律。
潘克宇等用美国的MEDTHERM公司的薄膜热电偶测量了涡流式发动机缸内的瞬态温度和传热，西安公路学院张沈良等用薄膜热电偶研究了汽油机的传热规律，目前国内已经有近十家科研单位已经在或者正在使用薄膜热点偶测量各种发动机的瞬态温度与传热。
5.3缸盖的工作条件与设计要求
缸盖的首要作用是密封气缸的上平面，并于活塞形成燃烧空间，为了控制空气与燃气进入气缸，提供了很多其它部件的安装位置，例如进排气阀、预燃室等。
此外还有很多的热量通过缸盖传至冷却介质。
通常对于四冲程发动机的缸盖来说，爆发面上布置有进排气道、气阀导管、燃烧室等；为了对底面和气阀进行冷却，在四周要形成冷却空间；冷却空间以上则是顶面，这个面用来布置配气机构及阀驱动装置。
缸盖是在非常高的燃烧压力和热负荷下工作的零件，也受到缸盖螺栓预紧力的作用。
螺栓预紧力使缸盖受到的压缩应力与燃气压力共同使缸盖受到弯曲。
缸盖的底面上的温度的分布是不均匀的。
一半情况下，排气阀的温度以及燃烧室之间的最高温度可以达到300-400℃，比四周的温度高出约200℃左右。
这样由于温度分布不均、缸盖螺栓的紧固作用和中间部分变形限制而产生的压缩应力可以到达130MPA左右。
另一方面，在底面上，外侧的受到加热而内部却是冷却水在冷却，由于其自由变形也受到与顶面连接的气道，气阀导管的限制而产生附加的弯曲热应力。
加上进排气的温度分布与变形也不一致，使底面在进排气道之间的应力最为严重。
设计不良时，通常会在这里出现热应力裂纹。
从缸盖的功能和工作条件可以看出，它的设计的主要要求有：
1、必须相应于发动机混合气形成和燃烧方式布置出合理的燃烧室形状，以保证发动机的功率经济性与运转的柔和；
2、应具有足够的强度和刚度以便在承受气体压力和热应力时能可靠工作和结合面密封良好；
3、形状上要求尽可能简单，布置上尽可能对称。
厚薄尽量均匀并且有一定的顺让性，以便减少铸造内应力和运行中的热应力；
4、冷却必须要可靠，能保证高温地区得到很强烈的冷却，使得缸内的温度分布均匀，避免气阀之间形成裂纹；
5、总体布置上必须要考虑维护时的便利以及制造上的合理性；
6、进排气道的设计应保证具有最小的气体流动阻力。
5.4ACD320气体机的缸盖主要结构
ACD320气体机采用预燃室火花塞点燃的方式点火，所以在缸盖中间需要布置预燃室，在预燃室上部要求安装火花塞。
同时由于燃气在预燃室内燃烧产生高温，需要时刻有冷却水冷却预燃室，使预燃室温度一直在合理范围之内，不至于产生很大的热负荷。
图5-2缸盖预燃室截面图
ACD320缸盖采用四气门布置，进排气阀各两个，排气阀座采用冷却水冷却，以保证排气阀和排气阀周围零件的热负荷在承受范围之内。
如图5-3所示，排气阀座有冷却水通道用以排气阀冷却。
图5-3缸盖进排气阀截面图
5.5缸盖的热负荷与冷却的组织
在ACD320气体机中，如果仅仅由于缸盖爆发压力而在缸盖爆发面引起的机械应力并非十分危险，这是因为铸造条件限制了爆发面的最小厚度，并且在很多部分，如气道，螺栓搭子等能加强爆发面的承载能力。
而是由于高温和温度不均匀而产生的热应力，除非有适当的措施，则往往可以达到让缸盖开裂的程度。
所以，进排气阀座间，排气阀座与预燃室之间出现裂纹，是缸盖最常见的故障之一。
为了防止裂纹的出现，首先得了解产生裂缝的原因。
通过目前的研究认为，裂纹的产生是由于材料热负荷过高而引起的。
为了避免疲劳裂纹的产生，可以采用以下几种办法；
1、减少底面的厚度。
由传热学知：
在热流量一定的情况下，冷热面板之间的温差δt是与壁厚成正比，与导热系数成反比，所以壁厚越小，温差越小，因为可以减少材料的热负荷。
实际上对于热负荷较低的发动机，底面厚度可以更大一些，一般取厚度值为（0.09-0.11）*D；水套与顶面的厚度一般为（0.05-0.07）*D；对于高负荷发动机（增压二冲程、高速机）底面厚度可以取较薄，一般厚度为（0.05-0.07）*D。
2、结构上允许缸盖有一定自由膨胀的余地—自由变形可以使热负荷减少，因此高负荷发动机采用单体缸盖为好；在采用块状缸盖时，也应注意在两缸之间除去不必要的金属材料，必要时甚至用加工的方法铣出弹性槽。
3、合理的组织缸盖的冷却；缸盖爆发面的温度分布及其不均匀，缸盖的冷却组织除了保证降低热负荷外，更重要的目的还是在降低温度分布不均匀性。
因此要首先保证受热较强的地区得到优先冷却。
5.6ACD320缸盖冷却流场分析
如图5-4所示，采用湿式缸套，冷却水进入缸套内，进入机体和缸盖封闭形成的冷却水腔，经过冷却水腔过后由缸盖侧面的进水孔进入缸盖。
图5-4冷却概念布局图
图5-5阀座冷却示意图
5.7ACD320冷却水流动CFD优化分析
气体机在工作过程中缸盖的爆发面、预燃室及排气阀受到高温、高压的作用，在工作过程中需要时刻用冷却水冷却，以保证在工作过程中缸盖、预燃室、排气阀的温度在正常工作范围之内，防止各零件因热负荷过高引起疲劳破坏。
所以对缸盖冷却水的CFD分析（计算机流体动力学分析）是非常有必要的，本章节将针对发动机缸盖的最终设计模型与变形设计的模型通过CFD分析比较两种结构的优劣。
5.7.1ACD320气体发动机冷却水CFD建模
如图5-6所示，为两种结构CFD分析的几何模型，图中两处标记为两种方案不同之处，在方案二中，冷却水上方铸造一个筋板，使冷却水更加靠近排气阀座。
图5-6CFD分析几何模型
如图5-7所示，方案二中★所示位置缩小了冷却水分布管的圆角，同时在图中将20mm孔改成8mm。
图5-7CFD分析几何模型
如图5-8所示，图中★标识为方案二相比方案一增加了出口管截面的直径，图中▼标识为方案二中轻微了偏移缸盖冷却水出口管弯头。
图5-8CFD分析几何模型比较
如图5-9所示，为两种方案在冷却阀座的结构的区别，其中方案一为两个孔直接冷却阀座；而方案二中，冷却水仅仅从一个孔进入阀座，然后进入主水道，但是主水道更靠近阀座。
图5-9CFD分析模型比较（阀座）
如图5-10所示，为两种方案针对于阀座和预燃室冷却的不同地方，方案二为4个φ18的孔直接冷却预燃室，而方案一则除此之外还有冷却阀座之后的水再度经过预燃室。
方案一中，每个阀座有两个通道冷却阀座，冷却水孔的直径分别是φ12、φ13，而方案二中仅仅有一道φ12孔去冷却阀座，最后进入冷却水套。
在两个方案中，还有几点不同的地方。
★标识的地方意思是在方案二中增加了垂直方向的倾斜度，这样有利于减少水流的阻力；▼标识的地方意思是并没有改变两种方案在阀座周围冷却水的纵向截面；●标识的地方意思是更改了冷却阀座的流向位置。
图5-10冷却水流向比较
5.7.2CFD分析边界条件与约束的确立
图5-11所示的是在缸盖周围冷却水的温度分布，该图是通过FEA分析得出的，作为缸盖冷却水CFD分析的边界条件。
图5-11冷却水CFD分析边界条件
图5-12所示图为冷却水在不同温度下的参数。
图5-12冷却介质参数
其它边界条件见下表；
表5-1冷却水CFD分析边界条件
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