單鋼輪振動壓路機散熱性能分析及改進

王 歡，耿彥波，劉漢光，2，薛 卡，2

（1. 徐工集團 江蘇徐州工程機械研究院，江蘇 徐州 221004；2. 徐工集團 高端工程機械智能制造國家重點實驗室，江蘇 徐州 221004）

工程機械負載較大，且工況惡劣，在使用過程中經(jīng)常出現(xiàn)開鍋、液壓油高溫失效情況［1］，發(fā)動機艙的散熱性能嚴重制約工程機械的使用條件。同時，發(fā)動機艙的散熱性能對整機燃油經(jīng)濟性及可靠性也有著重要影響［2］。

對于發(fā)動機艙散熱性能的研究，傳統(tǒng)理論計算及試驗測試存在開發(fā)周期長、設計誤差大的缺點?，F(xiàn)在采用的計算機仿真方法，一維熱管理仿真計算速度快、占用資源少，但對發(fā)動機艙流道阻力及開口差異不能準確模擬；CFD流場仿真可以較準確的模擬發(fā)動機艙內(nèi)部幾何特征對流場的影響，但對散熱器散熱性能及進出水溫計算較困難。

針對某型單鋼輪振動壓路機散熱模塊出口溫度值過高的問題，本文應用CFD流場仿真分析樣機發(fā)動機艙流場分布特征，將發(fā)動機艙流場特征參數(shù)融入一維熱管理仿真計算過程中，獲得有效可靠的冷卻系統(tǒng)計算模型，并對發(fā)動機艙風道結(jié)構(gòu)布局進行優(yōu)化，有效提升冷卻系統(tǒng)散熱能力，滿足使用要求。

1 單鋼輪振動壓路機散熱系統(tǒng)計算模型

1.1 單鋼輪振動壓路機散熱系統(tǒng)布局分析

某單鋼輪振動壓路機散熱系統(tǒng)布置如圖1所示，散熱器位于駕駛室和發(fā)動機之間，風扇為固連吸風式。其中散熱器包括水散熱器（RAD）、液壓油散熱器（HOC）以及冷凝器（CAC）。RAD、HOC并排布置，CAC位于RAD、HOC前方位置。冷卻空氣在風扇帶動下，經(jīng)駕駛室和發(fā)動機艙之間縫隙流經(jīng)CAC，最后流過RAD、HOC，帶走發(fā)動機和液壓系統(tǒng)熱量。

圖1 散熱系統(tǒng)布置示意圖

1.2 CFD流場計算模型

單鋼輪振動壓路機發(fā)動機艙內(nèi)空氣流速較低，馬赫數(shù)小于0.1，采用不可壓縮流動計算發(fā)動機艙內(nèi)部流場［3］。在冷卻風扇的帶動下，艙內(nèi)空氣相互混滲，呈現(xiàn)湍流的流動狀態(tài)，滿足物理守恒控制方程［4］。

質(zhì)量守恒方程

動量守恒方程

能量守恒方程

式中 p是靜壓，τij是應力張量，gi和Fi分別是i方向上的重力體積力和外部體積力，T是溫度，k是傳熱系數(shù)，ST是黏性耗散項。

采用四面體網(wǎng)格對流域進行離散化，散熱器采用多孔介質(zhì)模型處理，風扇模型采用MRF旋轉(zhuǎn)區(qū)域模擬［5］，離散化的流場計算模型如圖2所示。

圖2 離散化的CFD流場模型

1.3 一維熱管理計算模型

根據(jù)單鋼輪振動壓路機散熱系統(tǒng)布局建立樣機散熱性系統(tǒng)一維熱管理計算模型，如圖3所示。一維熱管理計算模型包括外流側(cè)（空氣側(cè)）和內(nèi)流側(cè)2部分：外流側(cè)定義進氣格柵阻力值、動力艙流道阻力特性、散熱器空氣流阻特性以及風扇流量—靜壓曲線；內(nèi)流側(cè)定義內(nèi)流介質(zhì)流量與壓力、發(fā)動機以及液壓系統(tǒng)散熱功率、泵揚程曲線、散熱器內(nèi)阻特性等參數(shù)。

圖3 一維熱管理計算模型

一維熱管理計算需要提供冷卻系統(tǒng)各模塊空間位置參數(shù)及零部件性能參數(shù)，由零部件供應商提供，結(jié)合CFD仿真得到的發(fā)動機艙流場分布特征以及樣機熱平衡測試數(shù)據(jù)，可以獲得較為準確的散熱系統(tǒng)熱管理計算模型。其中，進氣格柵阻力可用格柵前后空氣靜壓變化表示

式中 Cp表示空氣流道特性，ρ表示空氣密度，υinlet表示空氣流速。

2 單鋼輪振動壓路機散熱性能分析

2.1 發(fā)動機艙流場特性分析

應用CFD流場計算模型，分析動態(tài)額定工況下單鋼輪振動壓路機動力艙流場特性，動力艙內(nèi)空氣速度矢量分布如圖4所示。

空氣流速最大區(qū)域集中在冷卻風扇周圍，其次，駕駛室與散熱器之間區(qū)域空氣流速較高，湍流較明顯，且冷凝器對流向散熱器區(qū)域空氣有較強的阻礙作用。

圖4 動力艙速度矢量圖

2.2 散熱模塊出口溫度計算

應用一維熱管理計算模型，計算水散熱器、液壓油散熱器出口溫度值。結(jié)合動力艙流場特性分析，將散熱器表面空氣流量、速度分布以及發(fā)動機艙流道阻力參數(shù)輸入到模型參數(shù)中，散熱器表面速度分布如圖5所示。

圖5 散熱器表面速度分布圖

計算工況為動態(tài)額定工況，車速穩(wěn)定在5km/h，環(huán)境溫度30℃，計算得到各散熱模塊出口溫度結(jié)果如表1所示。

表1 試驗測試值與計算值對比

2.3 試驗驗證

參照熱平衡測試相關標準［6-7］，對整機進行實車熱平衡試驗。行駛工況為振動輪最大振幅發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速工況，行駛速度5km/h，試驗環(huán)境溫度30℃，水散熱器進水管道傳感器布置如圖6所示。

圖6 水散熱器進水傳感器布置

熱平衡試驗持續(xù)1.5h，散熱系統(tǒng)各模塊出口溫度值達到穩(wěn)定，樣機達到熱平衡狀態(tài)。此時，記錄水散、油散出口溫度值，如表1所示。經(jīng)對比，各散熱器出口溫度的計算值均比試驗值要低，這是由于CFD流場計算中對發(fā)動機艙內(nèi)幾何部件進行簡化造成的，但誤差均在3%范圍內(nèi)，可以認為模型的計算結(jié)果有效。

3 單鋼輪振動壓路機散熱系統(tǒng)改進

3.1 散熱系統(tǒng)改進方案

由單鋼輪壓路機熱平衡測試數(shù)據(jù)可以推算出，在環(huán)境溫度45℃下，水散熱器出口溫度值達到96.5℃，滿足使用要求，液壓油散熱器出口溫度值達到87.8℃，高于液壓油許用溫度80℃［8］。

通過對動力艙流場特性分析，并結(jié)合樣機散熱系統(tǒng)布局可以得到，空調(diào)冷凝器位于散熱器前端，增加了散熱器的進風阻力。其次，散熱器前部擋板采用密封設計，散熱器冷卻空氣從機艙兩側(cè)進入，散熱器前方空氣湍流較明顯，空氣流阻較大。根據(jù)以上分析，提出原車改進方案。

3.2 空調(diào)冷凝器位置優(yōu)化

改變空調(diào)冷凝器空間布置，將空調(diào)冷凝器調(diào)整到駕駛室頂部，通過降低油散熱器進風阻力，提升散熱器的空氣流量。

應用CFD流場計算模型分析空調(diào)冷凝器位置優(yōu)化后的動力艙流場特性（見圖7），可以得出，冷凝器位置改變后，通過油散熱器空氣流速增加，油散熱器空氣流量提升11%，水散熱器空氣流量提升5%，散熱器的進風阻力明顯降低。

圖7 冷凝器位置改變后截面速度矢量圖

3.3 散熱系統(tǒng)進風面積優(yōu)化

更進一步的，散熱器前部擋板采用密封設計，散熱器冷卻空氣從機艙兩側(cè)進入，空氣流阻較大，且湍流較明顯。在空調(diào)冷凝器位置優(yōu)化的基礎上，增加散熱器前部擋板位置處開口，進一步降低散熱器進風阻力，提升散熱器的空氣流量。

綜合考慮空調(diào)冷凝器位置優(yōu)化及增設散熱器前部擋板開口方案后，動力艙流場特性分析結(jié)果如圖8所示。分析計算結(jié)果可知，散熱器前部空氣流速分布較原車更均勻，油散熱器空氣流量較原車方案提升42%，水散熱器空氣流量提升19%。

圖8 增加擋板開口后截面速度矢量圖

3.4 散熱系統(tǒng)改進效果分析

將應用改進方案后分析得到的動力艙流場特性參數(shù)輸入到一維熱管理計算模型中，設定同樣的環(huán)境溫度，計算各散熱模塊出口溫度值，如表2所示。由計算結(jié)果可以得出，應用改進方案后，水散熱器出口溫度降低5.2℃，油散熱器出口溫度降低10.3℃。推算到45℃環(huán)境溫度，水散熱器出口溫度值89.4℃，油散熱器出口溫度值75.9℃，改善效果明顯。

表2 改進前后出口溫度計算值對比

3.5 散熱系統(tǒng)改進方案效果驗證

根據(jù)改進方案對樣機進行方案實施，將空調(diào)冷凝器布置到駕駛室頂部，在散熱器前部擋板位置增設同樣面積的開口。相同工況下，進行改進后樣機熱平衡測試，測試結(jié)果如表3所示。將測試結(jié)果推算到45℃環(huán)境溫度，水散熱器出口溫度89.4℃，液壓油散熱器出口溫度75.9℃，滿足使用要求，同時，驗證了改進方案的有效性。

表3 改進前后出口溫度試驗值對比

4 結(jié)論

（1）本文采用的發(fā)動機艙散熱性能分析數(shù)值計算方法可以用于樣機試制及產(chǎn)品后期改進階段，縮短樣機試制時間，提高產(chǎn)品研發(fā)效率并節(jié)約企業(yè)成本。

（2）在發(fā)動機艙CFD流場仿真分析的基礎上，將流場特征參數(shù)融入一維熱管理仿真計算過程中，可以獲得較為可靠的發(fā)動機艙熱管理計算模型。

（3）對于布局緊湊的單鋼輪振動壓路機發(fā)動機艙，可以通過改變空調(diào)冷凝器位置及增加散熱器前部位置開口面積，降低發(fā)動機艙系統(tǒng)阻力，提升通過散熱器芯子的空氣流量，達到改善冷卻系統(tǒng)散熱性能的目的。