劉佳鑫 秦四成 徐振元 張奧 習羽 張學林

(吉林大學機械科學與工程學院，吉林長春130025)

振動壓路機是一種路面機械，被廣泛應用到基礎建設施工中.車輛動力艙是整車主要的緊湊空間，發(fā)動機工作燃燒、液壓系統(tǒng)工作產生的熱量累積在動力艙之內，動力艙中散熱器模塊傳熱性能決定著各系統(tǒng)的工作溫度，對保證整車動力性、可靠性有著極為重要的影響.目前國外的學者主要采用微流道、風洞和計算流體力學(CFD)方法來研究散熱器性能［1-2］，也有部分研究人員通過調整散熱器熱流體和冷流體結構特征來優(yōu)化散熱器性能［3-4］.國內學者目前主要研究動力艙內空氣熱流場特征以及相應的散熱器性能變化［5］.在整車系統(tǒng)中，影響散熱器性能的因素較多，動力艙的布局方式就是其中之一，文中在現(xiàn)有的研究基礎上進一步討論動力艙布局方式對散熱器性能的影響，結合國內某型雙鋼輪振動壓路機，利用ANSYS/CFD數(shù)值仿真軟件在虛擬風洞內對兩種布局下的散熱器模塊傳熱性能進行對比分析.

1 動力艙以及風洞模型

1.1 冷卻風扇模型

冷卻風扇模型［6］為

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

1.2 散熱器模型

熱交換模型原理是:在多孔介質模型基礎上，通過流體在其內部流動與熱交換來表征散熱器模塊的傳熱過程.多孔介質的動量模型［7］可以表達為

式中:Si為動量方程源相;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，并與廠家實驗結果對比驗證.將已驗證的曲線性能轉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 動力艙物理模型

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

圖1 動力艙3D物理模型Fig.1 3D physical model of engine cabin

1.4 虛擬風洞物理模型

依照動力艙的主要尺寸按一定的倍數(shù)關系沿矢量方向擴展建立虛擬風洞［8-9］，具體模型見圖2.為便于數(shù)值計算，在不影響仿真結果的前提下對模型進行適當簡化，此處由于篇幅限制僅列出模型A的虛擬風洞模型.

圖2 內置動力艙的虛擬風洞物理模型Fig.2 Model of virtual wind tunnel with engine cabin in it

2 CFD數(shù)值仿真

將三維模型導入CFD前處理軟件中進行相應的體、面裁剪，邊界設置及賦值，網格劃分，然后進行數(shù)值仿真.

2.1 網格劃分以及邊界確定

采用六面體結合四面體網格劃分模型，其中散熱器組、發(fā)動機、空氣濾清器等使用六面體網格，風扇以及動力艙內外部空氣場采用四面體網格，其中對動力艙的入口和出口處、風扇以及導風罩區(qū)域網格進行局部加密.動力艙部件表面設置為壁面，動力艙內部、風扇、導風罩以及風洞內部區(qū)域設置為流體，散熱器組內部設置為熱交換模型.風洞入口設置為速度入口，風洞出口設置為壓力出口.模型A、B網格數(shù)目分別為1.277×107、1.280×107.

2.2 工況以及參數(shù)確定

文中選用壓路機典型的前進壓實工況進行仿真.依照工況設定風扇轉速為2300r/min，發(fā)動機機體溫度為100℃，消聲器溫度為469℃，艙內外環(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)、熱導率0.0292W/(m·℃)、比熱容為1009.43J/(kg·℃).車速為6km/h，選用標準k-ε湍流模型［10-12］，同時開啟傳熱求解方程.設定散熱器模擬區(qū)域，指定熱流體方向和入口溫度，中冷器在熱流體側的散熱片為矩形板翅，水和液壓油散熱器的均為矩形錯齒板翅，在空氣側，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的仿真結果分析

2.3.1 散熱器熱交換結果分析

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溫度較高.水散熱器內的冷空氣雖然也進行了熱交換，但由于冷卻風扇本身的氣動特性使得該部分空氣無法及時排出，致使該部分氣體具有較高的溫度.由于冷卻風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)了一個較為明顯的低壓區(qū)，這主要是由于空氣受冷卻風扇誘導造成的.水散熱器受到冷卻風扇固有的氣動特性影響無法產生連續(xù)的低壓區(qū)，冷卻風扇中心處壓強變化很小.液壓油散熱器受到了冷卻風扇偏置的影響，與中冷器相比低壓區(qū)范圍較小，壓強值較高.

圖3 模型A冷卻風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 動力艙熱交換結果分析

對照圖4(a)中溫度分布云圖可以看出，空氣出口b是動力艙內部熱空氣的主要出口，出口處空氣溫度較高而且動能較大，這主要是由于散熱器組和冷卻風扇安裝位置在空氣出口b附近，同時從溫度云圖中明顯地看到，排入動力艙的熱空氣與消聲器進行了二次熱交換，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處壓強較高區(qū)域主要集中在動力艙底部，而空氣出口a處高壓區(qū)域已經相對均衡地擴展到了整個動力艙內部.該空氣出口處熱空氣主要是通過壓強差的作用排出動力艙，該特征體現(xiàn)在相應的溫度和壓強云圖上.

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

2.4 實驗驗證

采用實驗的方法來驗證模型的正確性，分別測取了11個點的溫度，此處僅列出幾個關鍵點的溫度: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)定作為熱平衡標準，計算熱平衡時各傳感器均值，如表1所示.

圖5 實驗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驗出口溫度對比Table 1 Comparison between simulated and experimental outlet temperatures of radiator thermal fluid

從表1中可以看出，仿真值相對于實驗值誤差最大為4.07%，最小為2.83%.由于實驗受多種因素影響，該誤差在可接受范圍之內，仿真結果正確.

2.5 模型B的仿真結果分析

在保持各項仿真參數(shù)不變的前提下對模型B進行分析，結果見圖6-8.

2.5.1 散熱器熱交換結果分析

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進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扇幾何中心處，這種現(xiàn)象說明模型B的散熱器內部冷流體流動環(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生了一個明顯的高壓區(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扇與發(fā)動機安裝位置的改變所導致的.

圖6 模型B冷卻風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 動力艙熱交換結果分析

與模型A相比，模型B增加了動力艙內熱空氣流程，這雖然延長了熱空氣在動力艙內的滯留時間，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)中可以看出幾個較為明顯的特征: (1)動力艙的熱量流向明確.交換后的冷空氣溫度升高，具有較大的動能，由于阻礙較小可以迅速地排出動力艙.(2)動力艙內溫度變化較小.這說明熱空氣還沒有來得及在動力艙內進行熱交換和滯留就已被排出動力艙，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 冷卻風扇中心對稱處動力艙空氣狀態(tài)Fig.7 Air status at the symmetrical place of cooling fan center

與模型A相比，模型B的高、低壓強區(qū)域較為明顯，由于不受發(fā)動機安裝位置的影響，經過中冷器和水散熱器的冷空氣升溫后迅速排入艙內，從壓強分布云圖中可以看到，在流通方向上空氣動能還沒有轉換便被排出動力艙.而動力艙內其余部分空氣動能較小，壓強值略高，依托于這種壓差使熱空氣流出動力艙，這點也可以從圖7(a)溫度分布云圖中得到驗證:圖中下部空氣出口的熱量明顯小于動力艙上部的空氣出口.從圖7(b)中可以看到，冷卻風扇與發(fā)動機之間存在一個高壓區(qū).該區(qū)域具有溫度特征的空氣矢量如圖8所示，流經液壓油散熱器的空氣受到發(fā)動機阻礙，一部分保持原來的矢量方向流向動力艙空氣出口，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，損失的動能轉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動力艙大部分熱量是通過上部空氣出口排出動力艙的，在加強艙內空氣流動的同時避免熱量回流可以有效地減少動力艙內部熱量累積，改善動力艙內部熱環(huán)境.

3 兩種模型的對比分析

結合CFD仿真結果對比模型A與模型B可知:模型A中動力艙內部空氣流場受到了動力艙復雜幾何特征的影響.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)動機機體的阻礙，但幾何特征較為規(guī)則，動力艙內部空氣流動較好，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，結果見表2.

表2 兩個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 結語

文中以國內某型雙鋼輪振動壓輪機為研究對象，利用CFD方法對其動力艙散熱器模塊傳熱性能進行了數(shù)值仿真，經實驗驗證了仿真結果的正確性.對國內普遍采用的兩種動力艙的散熱器模塊組合模型的仿真表明:規(guī)則的動力艙可以有效加強艙內空氣流動性，使高溫空氣迅速排出動力艙;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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