本文链接：https://www.zjujournals.com/gcsjxb/CN/10.3785/j.issn.1006-754X.2025.04.173

柴油机凭借其动力性强、燃油经济性高、环境适应性强、可靠性高等突出特点，在农业、交通运输及建筑工程等领域得到广泛应用^[1-3]，且未来的发展前景依旧十分广阔。我国地域辽阔，东北地区、西北地区及青藏地区具有极寒气候特征，最低气温可至-50 ℃^[3]，这给柴油机的冷起动带来了巨大困难。在极寒环境中，一方面，蓄电池的容量和功率下降，致使柴油机起动力矩不足^[4]；另一方面，低温状态下润滑油的黏度大，流动性变差，使得柴油机摩擦副润滑不足，起动阻力矩增大^[5]，进而导致柴油机冷起动困难。在极端低温下进行柴油机冷起动时，润滑不足不仅会造成冷起动困难，还会导致柴油机的零部件磨损严重。据统计，50%以上的发动机气缸磨损发生在起动和初始运转阶段，而在冬季低温条件下占到了60%~70%^[6]。因此，提高润滑油在冷起动阶段的温度，增强其流动性，对提升柴油机冷起动性能以及延长其使用寿命具有至关重要的作用。

目前，柴油机的冷却液主要通过加温器加热。冷却液流经润滑油箱的加热管路向润滑油传热，使润滑油的温度升高，从而使柴油机具备低温起动的条件^[7]。然而，目前针对柴油机预热技术的研究大多集中在进气预热^[8-10]、燃油预热^[11-13]等方面，对于低温条件下润滑油的预热研究极为有限。

为了探究极寒条件下某款重型柴油机润滑油箱加热管路在预热阶段的传热性能，作者搭建了润滑油箱加热管路传热性能试验平台；试验研究了润滑油在预热过程中的温度变化情况，并通过改变冷却液进口温度、体积流量及润滑油初始温度等工况参数，分析其对润滑油温度变化的影响，以期为优化润滑油预热策略、改进润滑油箱加热管路的结构奠定基础。

本研究中，润滑油采用河北赛派科技有限公司生产的CD 5W-40润滑油，加热润滑油的冷却液采用中国石化润滑油有限公司燕化分公司生产的AF65号军用航空冷却液，如图1所示。两者在常温下均呈金黄色，流动性好。

对润滑油的物理性能进行测试，结果如图2所示。由图可知：润滑油的密度随着温度的升高而线性降低；比热容随着温度的升高逐渐增大；导热系数随着温度的升高先增大后逐渐稳定；对动力黏度而言，当温度高于-20 ℃时，黏度近似为0，随着温度降低，黏度呈指数级上升，当温度低至-50 ℃时，黏度约为145 Pa·s，润滑油几乎不具备流动性。

所搭建的润滑油箱加热管路传热性能试验平台如图3所示。试验平台主要由环境舱、冷却液循环加热系统、润滑油箱、加热管路、涡轮流量计和数据采集仪等组成。环境舱由无锡庆松试验设备有限公司生产，工作温度范围为-60~150 ℃，总功率为21 kW，可以模拟柴油机冷起动所需具备的环境条件。冷却液循环加热系统用于模拟加温锅，负责提供稳定温度和流量的冷却液，其由水箱、水泵、压力传感器、温度传感器、电加热棒和冷却器等组成。其中：水箱的长、宽、高分别为1 100、600、300 mm；水泵由沧州三和电机有限公司生产，功率为370 W，扬程为15 m；压力传感器由北京嘉恒万通科技有限公司生产，量程为0 ~1.0 MPa；电加热棒由泰州市易那电热电器有限公司生产，单根棒的加热功率为2 000 W，共有6根，总功率为12 000 W；冷却器采用衡水启朔科技有限公司生产的钎焊板式换热器，具有38个散热片，单片换热面积为0.016 m²；冷却介质采用自来水。冷却液的温度、体积流量以及水泵通过装置的控制面板来调整。润滑油及冷却液的温度采用杭州晨奕仪器仪表有限公司生产的铠装PT100热电偶测量，量程为-100~400 ℃，精度为±0.5 ℃。流路中的体积流量采用安徽立凯自动化科技有限公司生产的智能涡轮流量计测量，量程为0.8~8 m³/h，精度为±0.5%。测试数据由北京豫昌科技有限公司生产的24通道无纸化数据记录仪实时记录，记录间隔时间为1 s。

某柴油机润滑油的加热管路为螺旋盘管，且润滑油箱的结构不太规则，因此作者对该油箱及加热管路的结构进行了改进，分别如图4和图5所示。改进后油箱的外形为长方体，外壳用厚度为8 mm的透明PVC（polyvinyl chloride，聚氯乙烯）板制作，内部容积尺寸为300 mm×218 mm×500 mm，油箱顶部设置有注油口及滤网。加热管路距油箱底部44 mm，距前侧壁面7 mm。盘管材质为紫铜，共有6.5圈，内径和外径分别为19 mm和22 mm，螺距为23 mm。其水平截面为马蹄形，直管段长度为140 mm，转弯半径为49 mm，横向间距为98 mm。冷却液从盘管下端口流入，从上端口流出。PVC和紫铜的主要物性参数如表1所示。

为了探究润滑油箱各区域的温度变化规律，在油箱内设置16个测温点，如图6所示。测温点在高度方向分为4层：T1至T4位于第1层，T5至T8位于第2层，T9至T12位于第3层，T13至T16位于第4层，同时在冷却液的进、出口处分别设置了测温点T17和T18，共计18个测温点。

系统的不确定性来自于热电偶温度测量、润滑油质量和比热容测量、冷却液体积流量和比热容测量的不确定性。PT100热电偶温度测量的不确定度为±0.1%，润滑油质量测量的不确定度为±0.05%，基于差式扫描量热法的润滑油比热容测量的不确定度为±0.5%，冷却液体积流量和比热容测量的不确定度均为±0.5%，因此，试验的总不确定度U为^[14]：

式中：T为润滑油温度，m_l为润滑油质量，h_l为润滑油比焓，m_c为冷却液质量，c_c为冷却液比热容。

根据所用仪器的测量误差和收集到的数据，计算出本试验的总不确定度为±0.873%。

在正式试验开始之前，首先进行预操作，以保证环境温度和润滑油初始温度满足试验要求，从而模拟真实的柴油机冷起动条件。开启环境舱，将温度设定到柴油机冷起动所需的温度条件；开启数据采集仪，监测润滑油箱和冷却液各测温点的温度，直至所有测温点的温度均维持在设定温度附近，上下波动不超过1 ℃。

其次，在加热试验开始之前，还需对冷却液进行预处理，以保证冷却液进口温度和体积流量恒定，使其满足试验要求，减小试验误差。手动关闭阀门V2和V3，打开阀门V1；开启电加热器和预混泵，冷却液在水箱中加热，并开始在加热管路中进行自循环；持续加热，直至自循环冷却液达到设定的进口温度和体积流量并保持稳定。

随后，打开阀门V2和V3，关闭阀门V1，正式开始加热试验。在这一阶段，加热后的冷却液流入加热管路，将热量传递给润滑油，然后流出。经过一段时间加热后，关闭所有阀门和设备，试验结束。

采用式(2)计算瞬时功率P，采用式(3)计算累积换热量Q。

式中：m˙c为冷却液的质量流量，T_{c, i}、T _{c, o}分别为冷却液的进、出口温度，t为加热时间。

平均换热功率P_a为:

在标准加热工况（环境温度即润滑油初始温度T_{l, i}=-50 ℃，冷却液进口温度T_{c, i} =70 ℃，冷却液体积流量q_c=1.5 m³/h）下各测温点的润滑油温度变化曲线如图7所示。由图可知，在500 s之前，所有测温点的温度都维持在初始温度-50 ℃附近。这是因为润滑油温差小，且黏度大，没有产生自然对流，传热只能通过导热进行，而润滑油的导热系数较低，只有0.1 W/(m∙K)左右，因此传热速率低，温升缓慢。经过500 s之后，油箱内温差变大，润滑油黏度降低，自然对流逐渐发挥作用。

图7(a)显示了盘管中间截面1的温度分布。由图可知：盘管中部及顶部T5、T6、T9和T10点的温度上升迅速，经过1 000 s之后，T5、T9点的温升变缓，温度逐渐趋于稳定，T6、T10点的温度则存在较大波动，该4点的最终温度达到了35~45 ℃；盘管底部测温点的温度在整个加热过程中都没有明显上升，温度始终维持在-50 ℃左右；第4层T13点的温度在1 400 s之后有较为明显的上升，但随后温度下降，T14点的温度则始终在-50 ℃左右。图7(b)显示了距前侧壁面176 mm的截面2的温度分布。由图可知，在盘管高度方向上的温度分布规律与图7(a)一致。图7(c)显示了距左侧壁面100 mm的截面3的温度分布。由图可知，靠近盘管一侧的润滑油的温度远高于远离盘管的油液温度。

在-50 ℃下CD 5W-40润滑油的状态如图8所示。其呈凝胶状，颜色为焦糖色。在不同加热时间下润滑油的状态如图9所示。

由图9可知：刚刚开始加热时，上层润滑油及靠近左右两侧壁面润滑油的颜色较黄，中间部分润滑油的颜色则黑很多；加热10 min后，两侧润滑油的颜色逐渐变黑，而上层润滑油的颜色几乎保持不变，这是因为润滑油前期升温主要通过导热，两侧润滑油距盘管较近，因此升温较快；加热20 min后，两侧润滑油的颜色已全部变黑，且黑色润滑油与黄色润滑油的分界线上移，说明此时上层润滑油的温度也有了明显上升，润滑油箱内部自然对流传热的强度提高；加热30 min后，最上层的润滑油变成了黑色，这是因为部分区域的润滑油温度升高，黏度减小，导致上层润滑油整块脱落，温度较高的润滑油因此流动到了液面的上方，这种现象可以加速上层润滑油的温升。

通过上述分析可知，T5、T6、T9、T10这4个测温点的温度在加热过程中上升明显，而T5与T6点及T9与T10点分别位于同一高度，在加热后期其温度相近，因此下面讨论不同工况下T5和T9点的温度变化规律。

设置润滑油初始温度为-50 °C，冷却液体积流量为1.5 m³/h，则不同冷却液进口温度下T5和T9点的温度变化曲线如图10所示。由图可知：该2点的温度变化趋势并未随着冷却液进口温度的变化发生明显改变，其后期的稳定温度与冷却液进口温度呈正相关；在加热前期，不同冷却液进口温度下的温度曲线几乎重合，这是因为加热管路内外两侧的温差大，且试验过程中逐级进口温差仅为10 ℃，同时油箱内部传热通过导热进行，因此传热速率慢，对整体温升影响不明显；随着润滑油温度的升高，由温差引起的进口温升效应逐渐显著，因此随着冷却液进口温度的升高，T5和T9点的最终稳定温度逐渐升高。

设置润滑油初始温度为-50 °C，冷却液进口温度为70 °C，则不同冷却液体积流量下T5和T9点的温度变化曲线如图11所示。由图可知，冷却液体积流量对T5、T9点最终稳定温度的影响远小于冷却液进口温度，且最终稳定温度并不与冷却液体积流量成正相关。这是因为冷却液体积流量的增加增大了冷却液与管路壁面的对流换热系数，从而影响换热，但强化换热效果没有冷却液与润滑油的温差增大导致的明显。

设置冷却液进口温度为70 °C，冷却液体积流量为1.5 m³/h，则不同润滑油初始温度下T5和T9点的温度变化曲线如图12所示。由图可知：当润滑油初始温度分别为-40、-30、-20 ℃时，这2点的温度变化趋势大体相同，均呈先基本不变、后平稳上升的趋势；当润滑油初始温度降至-50 ℃时，在500 s之后，这2点的温度变化趋势表现出明显的不同。

在-50 ℃初始温度下，在500 s之后，T5、T9点的温度都迅速升高，并在一段时间后超过其他较高初始温度下的温度值，这是因为：当环境温度较高时，润滑油流动性较好，靠近冷却液管路的润滑油从冷却液中吸收的热量可以通过自然对流的方式较快地传递给外侧流体，因此润滑油温度上升较平稳；当环境温度为-50 ℃时，靠近冷却液管路的润滑油吸收热量之后，由于外侧流体温度较低、流动性较差，只能通过传热速率较低的热传导方式传递热量，因此传递的热量较少，从而导致只有局部润滑油温度快速上升。

这种温升现象与润滑油复杂的黏温效应有紧密联系^[15-17]。一方面，低温下润滑油分子的动能较低，分子间的距离小，吸引力大，润滑油的黏度大，这种由于黏度过大而失去流动性的现象称为黏温凝固^[18]；另一方面，低温下润滑油中的蜡成分会结晶析出，并连接成三维网状骨架结构，将润滑油吸附在网状骨架内，使润滑油失去流动性^[19]，这种现象称为结构凝固^[20]。处于结构凝固状态的润滑油并非固相，而呈一种固液混合态。此外，润滑油中常加入一些添加剂来抑制油的黏温效应，这些添加剂在低温下会改变润滑油的分子结构和相互作用力^[21]。以上3种因素共同作用，使得润滑油具有复杂的黏温特性，并在低温下呈现非牛顿流体特性，即表观黏度随着剪切速率的提高而减小^[22]。

设置润滑油初始温度为-50 °C，冷却液体积流量为1.5 m³/h，则不同冷却液进口温度下换热功率和累积换热量随时间的变化曲线如图13所示。由图(a)可知：不同冷却液进口温度下的换热功率呈现相似的变化趋势，即在加热开始时达到最大值，随后迅速下降；冷却液与润滑油的初始温差越大，初始换热功率越大，这是由于温差增大，则换热加快，换热功率增大。由图(b)可知：加热试验初期的高换热功率导致换热量快速累积。由于铜的导热率较高，加热过程中靠近管路润滑油的温度快速上升，对流换热增强；远离管路润滑油的流动性差且导热率低，热量难以传递，因此热量在管路附近区域聚集，致使靠近管路润滑油的温度迅速上升，从而减小了管路内外侧流体的温差，使得换热变缓，换热功率逐渐变小且趋于稳定，且稳定后的换热功率与冷却液进口温度呈正相关；在较高冷却液进口温度下，稳定后的换热功率较高，因此不同进口温度下的累积换热量的差值也越来越大。

设置润滑油初始温度为-50 °C，冷却液进口温度为70 °C，则不同冷却液体积流量下换热功率和累积换热量随时间的变化曲线如图14所示。总体来看，冷却液体积流量对换热功率和累积换热量的影响较小，不同体积流量下的换热功率和累积换热量具有相同的变化趋势。由图(a)可知：冷却液体积流量越大，初始换热功率越大。这是由于冷却液体积流量的增加增大了冷却液与管壁的对流换热系数，导致换热功率增大。由图(b)可知：在加热试验初期，换热量迅速累积，且冷却液体积流量越大，换热量累积速度越快；随着加热的不断进行，冷却液与润滑油的温差逐渐减小，换热功率逐渐变小且趋于稳定，稳定后的换热功率曲线明显重叠，相应地，累积换热量的增长速率较为一致。

设置冷却液进口温度为70 °C，冷却液体积流量为1.5 m³/h，则不同润滑油初始温度下换热功率和累积换热量随时间的变化曲线如图15所示。由图可知：不同润滑油初始温度下的换热功率的变化趋势相似，即在加热初期换热功率达到最大值，随后迅速下降；润滑油初始温度越低，初始换热功率越大，累积换热量的增长速度就越快。这是由于：润滑油初始温度越低，则冷却液与润滑油的温差越大，导致换热加快，换热功率增加；随着加热的不断进行，冷却液与润滑油的温差逐渐减小，换热变缓，换热功率逐渐变小且趋于稳定。如图(a)所示，稳定后的换热功率从大到小依次是在润滑油初始温度为-40、-30、-50、-20 ℃的工况下。这是因为：相比于-30 ℃和-20 ℃，初始温度为-40 ℃时，润滑油与冷却液的温差更大，因此换热更强，实时换热功率也就更大；当初始温度继续降低到-50 ℃时，虽然润滑油与冷却液的温差更大，但此时润滑油处于半凝固状态，内部流动性差，换热主要通过低速率导热方式进行，因此换热能力弱于初始温度为-40、-30 ℃的工况。如图(b)所示：加热300 s后，累积换热量从大到小依次是在润滑油初始温度为-40、50、-30、-20 ℃的工况；在加热后期，润滑油初始温度为-30 ℃时的累积换热量超过了-50 ℃的工况。

冷却液进口温度和体积流量对平均换热功率的影响分别如图16和图17所示。由图可知：提高冷却液进口温度和体积流量均能增大装置的平均换热功率；随着冷却液进口温度从50 ℃逐渐提高到60、70、80、90 ℃，平均换热功率逐渐上升，对应的增幅分别为4.17%，35.69%，17.45%和52.72%；与进口温度相比，体积流量对平均换热功率的影响较小，随着体积流量从1.2 m³/h逐渐增加到2.1 m³/h，平均换热功率一直缓慢上升，增幅分别为5.86%，7.51%和9.56%。

润滑油初始温度对平均换热功率的影响如图18所示。由图可知：随着润滑油初始温度从-50 ℃上升到-40 ℃，平均换热功率增加了18.49%，这主要是因为-40 ℃润滑油的流动性好于-50 ℃，对流换热较强；当初始温度进一步从-40 ℃上升至-30、-20 ℃时，平均换热功率持续下降，降低的幅度分别为16.38%和20.24%，这主要是因为润滑油温度的提高减小了管路内外侧流体的温差。

综合分析结果表明，提高冷却液进口温度和体积流量均能增大平均换热功率，加快预热速率，特别是冷却液进口温度的提高对增大平均换热功率具有更为显著的作用。因此，为了加快加热速度，应提高冷却液进口温度。

作者搭建了柴油机润滑油箱加热管路传热性能试验平台，研究了在极寒条件下某款重型柴油机润滑油箱加热管路在预热阶段的传热性能。研究结果表明：

1）当润滑油在-50 ℃的初始温度开始加热时，在前期由于润滑油流动性差，换热以导热为主，润滑油箱内温度上升缓慢；在加热中期，润滑油内部的自然对流换热开始变强，部分测温点的温度迅速上升，然而大部分测温点的温度在整个加热过程中没有明显上升，可见油箱内温度场分布不均匀。

2）保持润滑油初始温度和冷却液体积流量不变，提高冷却液进口温度，则平均换热功率不断增大。当冷却液进口温度为90 ℃时，最大平均换热功率为3.69 kW；保持润滑油初始温度和冷却液进口温度不变，提高冷却液体积流量，则平均换热功率也不断增大，但增幅度很小，最大与最小平均换热功率的比值为1.25。

3）保持冷却液进口温度和体积流量不变，提高润滑油初始温度，则平均换热功率先增大后减小。当润滑油初始温度为-40 ℃时，平均换热功率最大。