基于CFD仿真的車輛散熱器模塊傳熱性能對比分析*

劉佳鑫 秦四成 徐振元 張奧 習(xí)羽 張學(xué)林

(吉林大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院，吉林長春130025)

振動(dòng)壓路機(jī)是一種路面機(jī)械，被廣泛應(yīng)用到基礎(chǔ)建設(shè)施工中.車輛動(dòng)力艙是整車主要的緊湊空間，發(fā)動(dòng)機(jī)工作燃燒、液壓系統(tǒng)工作產(chǎn)生的熱量累積在動(dòng)力艙之內(nèi)，動(dòng)力艙中散熱器模塊傳熱性能決定著各系統(tǒng)的工作溫度，對保證整車動(dòng)力性、可靠性有著極為重要的影響.目前國外的學(xué)者主要采用微流道、風(fēng)洞和計(jì)算流體力學(xué)(CFD)方法來研究散熱器性能［1-2］，也有部分研究人員通過調(diào)整散熱器熱流體和冷流體結(jié)構(gòu)特征來優(yōu)化散熱器性能［3-4］.國內(nèi)學(xué)者目前主要研究動(dòng)力艙內(nèi)空氣熱流場特征以及相應(yīng)的散熱器性能變化［5］.在整車系統(tǒng)中，影響散熱器性能的因素較多，動(dòng)力艙的布局方式就是其中之一，文中在現(xiàn)有的研究基礎(chǔ)上進(jìn)一步討論動(dòng)力艙布局方式對散熱器性能的影響，結(jié)合國內(nèi)某型雙鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)，利用ANSYS/CFD數(shù)值仿真軟件在虛擬風(fēng)洞內(nèi)對兩種布局下的散熱器模塊傳熱性能進(jìn)行對比分析.

1 動(dòng)力艙以及風(fēng)洞模型

1.1 冷卻風(fēng)扇模型

冷卻風(fēng)扇模型［6］為

式中:Δp為風(fēng)扇前后端的壓差;fn為壓力多項(xiàng)式系數(shù);vf為與風(fēng)扇出口相垂直的空氣速度矢量數(shù)值大小;n為多項(xiàng)式數(shù)目.

1.2 散熱器模型

熱交換模型原理是:在多孔介質(zhì)模型基礎(chǔ)上，通過流體在其內(nèi)部流動(dòng)與熱交換來表征散熱器模塊的傳熱過程.多孔介質(zhì)的動(dòng)量模型［7］可以表達(dá)為

式中:Si為動(dòng)量方程源相;C為3×3階的慣性阻力矩陣;D為3×3階的黏性阻力矩陣;ρ為空氣密度; v表示湍流速度;μ代表湍流黏度.為保證散熱器模型的準(zhǔn)確性，文中采用對散熱器基本單元仿真的方式擬合性能曲線，并與廠家實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比驗(yàn)證.將已驗(yàn)證的曲線性能轉(zhuǎn)換為軟件模塊所需參數(shù)，使熱交換模型能夠正確表征車輛散熱器.

1.3 動(dòng)力艙物理模型

文中進(jìn)行模擬的動(dòng)力艙布局如圖1(a)所示.參照另一種布局，在原模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行部分修改，修改后的模型如圖1(b)所示.所進(jìn)行的修改主要體現(xiàn)在動(dòng)力艙散熱器模塊的側(cè)置以及空氣出口方位上.

圖1 動(dòng)力艙3D物理模型Fig.1 3D physical model of engine cabin

1.4 虛擬風(fēng)洞物理模型

依照動(dòng)力艙的主要尺寸按一定的倍數(shù)關(guān)系沿矢量方向擴(kuò)展建立虛擬風(fēng)洞［8-9］，具體模型見圖2.為便于數(shù)值計(jì)算，在不影響仿真結(jié)果的前提下對模型進(jìn)行適當(dāng)簡化，此處由于篇幅限制僅列出模型A的虛擬風(fēng)洞模型.

圖2 內(nèi)置動(dòng)力艙的虛擬風(fēng)洞物理模型Fig.2 Model of virtual wind tunnel with engine cabin in it

2 CFD數(shù)值仿真

將三維模型導(dǎo)入CFD前處理軟件中進(jìn)行相應(yīng)的體、面裁剪，邊界設(shè)置及賦值，網(wǎng)格劃分，然后進(jìn)行數(shù)值仿真.

2.1 網(wǎng)格劃分以及邊界確定

采用六面體結(jié)合四面體網(wǎng)格劃分模型，其中散熱器組、發(fā)動(dòng)機(jī)、空氣濾清器等使用六面體網(wǎng)格，風(fēng)扇以及動(dòng)力艙內(nèi)外部空氣場采用四面體網(wǎng)格，其中對動(dòng)力艙的入口和出口處、風(fēng)扇以及導(dǎo)風(fēng)罩區(qū)域網(wǎng)格進(jìn)行局部加密.動(dòng)力艙部件表面設(shè)置為壁面，動(dòng)力艙內(nèi)部、風(fēng)扇、導(dǎo)風(fēng)罩以及風(fēng)洞內(nèi)部區(qū)域設(shè)置為流體，散熱器組內(nèi)部設(shè)置為熱交換模型.風(fēng)洞入口設(shè)置為速度入口，風(fēng)洞出口設(shè)置為壓力出口.模型A、B網(wǎng)格數(shù)目分別為1.277×107、1.280×107.

2.2 工況以及參數(shù)確定

文中選用壓路機(jī)典型的前進(jìn)壓實(shí)工況進(jìn)行仿真.依照工況設(shè)定風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為2300r/min，發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體溫度為100℃，消聲器溫度為469℃，艙內(nèi)外環(huán)境溫度為45℃.空氣參數(shù)為:密度1.109 kg/m3、黏度2.02×10-5kg/(m·s)、熱導(dǎo)率0.0292W/(m·℃)、比熱容為1009.43J/(kg·℃).車速為6km/h，選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型［10-12］，同時(shí)開啟傳熱求解方程.設(shè)定散熱器模擬區(qū)域，指定熱流體方向和入口溫度，中冷器在熱流體側(cè)的散熱片為矩形板翅，水和液壓油散熱器的均為矩形錯(cuò)齒板翅，在空氣側(cè)，上述3種散熱器的散熱片均為三角開窗板翅.模型A、B的網(wǎng)格劃分、邊界、工況以及參數(shù)一致.中冷器、水散熱器、液壓油散熱器的熱流體入口溫度分別為186.00、100.00、80.00℃，流量分別為0.16、3.37、1.11kg/s，流程均為1.仿真中設(shè)定能量精度為10-7，速度求解精度為10-3，模型A、B分別迭代30000、33000步后收斂.

2.3 模型A的仿真結(jié)果分析

2.3.1 散熱器熱交換結(jié)果分析

從圖3(a)中可以看出，由于中冷器的熱流體具有較高的入口溫度，散熱量較大，因此其溫度變化梯度較為明顯且空氣流出時(shí)溫度較高.水散熱器內(nèi)的冷空氣雖然也進(jìn)行了熱交換，但由于冷卻風(fēng)扇本身的氣動(dòng)特性使得該部分空氣無法及時(shí)排出，致使該部分氣體具有較高的溫度.由于冷卻風(fēng)扇安裝位置偏于中冷器且液壓油散熱器熱流體入口溫度較低，因此內(nèi)部冷空氣溫度變化的梯度并不如中冷器明顯.從圖3(b)中可以看出，在中冷器冷流體出口處出現(xiàn)了一個(gè)較為明顯的低壓區(qū)，這主要是由于空氣受冷卻風(fēng)扇誘導(dǎo)造成的.水散熱器受到冷卻風(fēng)扇固有的氣動(dòng)特性影響無法產(chǎn)生連續(xù)的低壓區(qū)，冷卻風(fēng)扇中心處壓強(qiáng)變化很小.液壓油散熱器受到了冷卻風(fēng)扇偏置的影響，與中冷器相比低壓區(qū)范圍較小，壓強(qiáng)值較高.

圖3 模型A冷卻風(fēng)扇中心對稱處散熱器模塊溫度與壓力分布云圖Fig.3 Temperature and pressure contours of the radiator module at cooling fan center symmetrical place of model A

2.3.2 動(dòng)力艙熱交換結(jié)果分析

對照圖4(a)中溫度分布云圖可以看出，空氣出口b是動(dòng)力艙內(nèi)部熱空氣的主要出口，出口處空氣溫度較高而且動(dòng)能較大，這主要是由于散熱器組和冷卻風(fēng)扇安裝位置在空氣出口b附近，同時(shí)從溫度云圖中明顯地看到，排入動(dòng)力艙的熱空氣與消聲器進(jìn)行了二次熱交換，這也是空氣出口b處空氣溫度較高的原因之一.

從圖4(b)可以看出，空氣出口b處壓強(qiáng)較高區(qū)域主要集中在動(dòng)力艙底部，而空氣出口a處高壓區(qū)域已經(jīng)相對均衡地?cái)U(kuò)展到了整個(gè)動(dòng)力艙內(nèi)部.該空氣出口處熱空氣主要是通過壓強(qiáng)差的作用排出動(dòng)力艙，該特征體現(xiàn)在相應(yīng)的溫度和壓強(qiáng)云圖上.

圖4 動(dòng)力艙空氣出口狀態(tài)Fig.4 Status of air outlet of engine cabin

2.4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

采用實(shí)驗(yàn)的方法來驗(yàn)證模型的正確性，分別測取了11個(gè)點(diǎn)的溫度，此處僅列出幾個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)的溫度:中冷器入口溫度、中冷器出口溫度、水散熱器入口溫度、水散熱器出口溫度.傳感器具體布置如圖5所示.采用激光測溫槍測量液壓油散熱器熱流體入口和出口接頭金屬處溫度.整機(jī)在典型工況下工作2h，以各傳感器數(shù)值穩(wěn)定作為熱平衡標(biāo)準(zhǔn)，計(jì)算熱平衡時(shí)各傳感器均值，如表1所示.

圖5 實(shí)驗(yàn)中的溫度傳感器布置示意圖Fig.5 Schematic diagram of temperature sensor location in experiment

表1 散熱器熱流體仿真與實(shí)驗(yàn)出口溫度對比Table 1 Comparison between simulated and experimental outlet temperatures of radiator thermal fluid

從表1中可以看出，仿真值相對于實(shí)驗(yàn)值誤差最大為4.07%，最小為2.83%.由于實(shí)驗(yàn)受多種因素影響，該誤差在可接受范圍之內(nèi)，仿真結(jié)果正確.

2.5 模型B的仿真結(jié)果分析

在保持各項(xiàng)仿真參數(shù)不變的前提下對模型B進(jìn)行分析，結(jié)果見圖6-8.

2.5.1 散熱器熱交換結(jié)果分析

對比圖3(a)與圖6(a)可知:模型A的溫度梯度中高溫區(qū)域較大，這說明冷空氣雖然在散熱器內(nèi)進(jìn)行了熱交換但是由于流通不暢使得熱量累積，而模型B雖然出現(xiàn)了一個(gè)較為明顯的高溫帶，但是高溫區(qū)域較小，并且主要集中于冷卻風(fēng)扇幾何中心處，這種現(xiàn)象說明模型B的散熱器內(nèi)部冷流體流動(dòng)環(huán)境比較好，能夠更加有效地保證散熱器工作所需的空氣流量.

而對比3(b)與圖6(b)可知，模型B的中冷器出口處低壓區(qū)域較大，梯度明顯.對比水散熱器后發(fā)現(xiàn)模型B中水散熱器冷流體出口附近產(chǎn)生了一個(gè)明顯的高壓區(qū)，液壓油散熱器低壓區(qū)范圍偏小，這些變化均是由于冷卻風(fēng)扇與發(fā)動(dòng)機(jī)安裝位置的改變所導(dǎo)致的.

圖6 模型B冷卻風(fēng)扇中心對稱處散熱器模塊溫度與壓力分布云圖Fig.6 Temperature and pressure contours of the radiator module at cooling fan center symmetrical place of model B

2.5.2 動(dòng)力艙熱交換結(jié)果分析

與模型A相比，模型B增加了動(dòng)力艙內(nèi)熱空氣流程，這雖然延長了熱空氣在動(dòng)力艙內(nèi)的滯留時(shí)間，但是能有效地避免熱空氣被重新吸回到散熱器組參與熱交換，更改消聲器位置同樣是避免排出的高溫尾氣被重新吸回.

從圖7(a)中可以看出幾個(gè)較為明顯的特征: (1)動(dòng)力艙的熱量流向明確.交換后的冷空氣溫度升高，具有較大的動(dòng)能，由于阻礙較小可以迅速地排出動(dòng)力艙.(2)動(dòng)力艙內(nèi)溫度變化較小.這說明熱空氣還沒有來得及在動(dòng)力艙內(nèi)進(jìn)行熱交換和滯留就已被排出動(dòng)力艙，渦流較少有利于空氣的排出.(3)高溫區(qū)少，從圖7(a)中可以看出高溫區(qū)僅存在于消聲器附近.

圖7 冷卻風(fēng)扇中心對稱處動(dòng)力艙空氣狀態(tài)Fig.7 Air status at the symmetrical place of cooling fan center

與模型A相比，模型B的高、低壓強(qiáng)區(qū)域較為明顯，由于不受發(fā)動(dòng)機(jī)安裝位置的影響，經(jīng)過中冷器和水散熱器的冷空氣升溫后迅速排入艙內(nèi)，從壓強(qiáng)分布云圖中可以看到，在流通方向上空氣動(dòng)能還沒有轉(zhuǎn)換便被排出動(dòng)力艙.而動(dòng)力艙內(nèi)其余部分空氣動(dòng)能較小，壓強(qiáng)值略高，依托于這種壓差使熱空氣流出動(dòng)力艙，這點(diǎn)也可以從圖7(a)溫度分布云圖中得到驗(yàn)證:圖中下部空氣出口的熱量明顯小于動(dòng)力艙上部的空氣出口.從圖7(b)中可以看到，冷卻風(fēng)扇與發(fā)動(dòng)機(jī)之間存在一個(gè)高壓區(qū).該區(qū)域具有溫度特征的空氣矢量如圖8所示，流經(jīng)液壓油散熱器的空氣受到發(fā)動(dòng)機(jī)阻礙，一部分保持原來的矢量方向流向動(dòng)力艙空氣出口，另外一部分被迫改變了速度矢量方向并且速度矢量數(shù)值變小，損失的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為勢能并以高壓的形式存在，這與圖7(b)相符.

圖8 冷卻風(fēng)扇附近帶有溫度特征的空氣速度矢量Fig.8 Air velocity vectors colored by temperature around cooling fan

由圖7可知，模型B動(dòng)力艙大部分熱量是通過上部空氣出口排出動(dòng)力艙的，在加強(qiáng)艙內(nèi)空氣流動(dòng)的同時(shí)避免熱量回流可以有效地減少動(dòng)力艙內(nèi)部熱量累積，改善動(dòng)力艙內(nèi)部熱環(huán)境.

3 兩種模型的對比分析

結(jié)合CFD仿真結(jié)果對比模型A與模型B可知:模型A中動(dòng)力艙內(nèi)部空氣流場受到了動(dòng)力艙復(fù)雜幾何特征的影響.雖然布局上顯得緊湊美觀，但散熱器傳熱性能一定程度上受到了熱量回流的影響.模型B中液壓油散熱器雖然受到發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體的阻礙，但幾何特征較為規(guī)則，動(dòng)力艙內(nèi)部空氣流動(dòng)較好，無明顯的熱量回流.提取模型A、B各散熱器熱流體出口溫度，結(jié)果見表2.

表2 兩個(gè)模型各散熱器熱流體出口溫度Table 2 Outlet temperatures of radiator thermal fluid of two models

4 結(jié)語

文中以國內(nèi)某型雙鋼輪振動(dòng)壓輪機(jī)為研究對象，利用CFD方法對其動(dòng)力艙散熱器模塊傳熱性能進(jìn)行了數(shù)值仿真，經(jīng)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了仿真結(jié)果的正確性.對國內(nèi)普遍采用的兩種動(dòng)力艙的散熱器模塊組合模型的仿真表明:規(guī)則的動(dòng)力艙可以有效加強(qiáng)艙內(nèi)空氣流動(dòng)性，使高溫空氣迅速排出動(dòng)力艙;再配合合理的散熱器布置可以有效地提高散熱器的工作性能，保持整車穩(wěn)定性.

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