王 歡，耿彥波，劉漢光，2，薛 卡，2

（1. 徐工集團(tuán) 江蘇徐州工程機(jī)械研究院，江蘇 徐州 221004；2. 徐工集團(tuán) 高端工程機(jī)械智能制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 徐州 221004）

工程機(jī)械負(fù)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(dòng)機(jī)艙的散熱性能嚴(yán)重制約工程機(jī)械的使用條件。同時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)艙的散熱性能對(duì)整機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性及可靠性也有著重要影響［2］。

對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能的研究，傳統(tǒng)理論計(jì)算及試驗(yàn)測(cè)試存在開發(fā)周期長、設(shè)計(jì)誤差大的缺點(diǎn)?，F(xiàn)在采用的計(jì)算機(jī)仿真方法，一維熱管理仿真計(jì)算速度快、占用資源少，但對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙流道阻力及開口差異不能準(zhǔn)確模擬；CFD流場(chǎng)仿真可以較準(zhǔn)確的模擬發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部幾何特征對(duì)流場(chǎng)的影響，但對(duì)散熱器散熱性能及進(jìn)出水溫計(jì)算較困難。

針對(duì)某型單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)散熱模塊出口溫度值過高的問題，本文應(yīng)用CFD流場(chǎng)仿真分析樣機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)艙流場(chǎng)分布特征，將發(fā)動(dòng)機(jī)艙流場(chǎng)特征參數(shù)融入一維熱管理仿真計(jì)算過程中，獲得有效可靠的冷卻系統(tǒng)計(jì)算模型，并對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙風(fēng)道結(jié)構(gòu)布局進(jìn)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(dòng)壓路機(jī)散熱系統(tǒng)計(jì)算模型

1.1 單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)散熱系統(tǒng)布局分析

某單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)散熱系統(tǒng)布置如圖1所示，散熱器位于駕駛室和發(fā)動(dòng)機(jī)之間，風(fēng)扇為固連吸風(fēng)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(fēng)扇帶動(dòng)下，經(jīng)駕駛室和發(fā)動(dòng)機(jī)艙之間縫隙流經(jīng)CAC，最后流過RAD、HOC，帶走發(fā)動(dòng)機(jī)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(chǎng)計(jì)算模型

單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)部流場(chǎng)［3］。在冷卻風(fēng)扇的帶動(dòng)下，艙內(nèi)空氣相互混滲，呈現(xiàn)湍流的流動(dòng)狀態(tài)，滿足物理守恒控制方程［4］。

質(zhì)量守恒方程

動(dòng)量守恒方程

能量守恒方程

式中 p是靜壓，τij是應(yīng)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(xiàng)。

采用四面體網(wǎng)格對(duì)流域進(jìn)行離散化，散熱器采用多孔介質(zhì)模型處理，風(fēng)扇模型采用MRF旋轉(zhuǎn)區(qū)域模擬［5］，離散化的流場(chǎng)計(jì)算模型如圖2所示。

圖2 離散化的CFD流場(chǎng)模型

1.3 一維熱管理計(jì)算模型

根據(jù)單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)散熱系統(tǒng)布局建立樣機(jī)散熱性系統(tǒng)一維熱管理計(jì)算模型，如圖3所示。一維熱管理計(jì)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(jìn)氣格柵阻力值、動(dòng)力艙流道阻力特性、散熱器空氣流阻特性以及風(fēng)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(dòng)機(jī)以及液壓系統(tǒng)散熱功率、泵揚(yáng)程曲線、散熱器內(nèi)阻特性等參數(shù)。

圖3 一維熱管理計(jì)算模型

一維熱管理計(jì)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(yīng)商提供，結(jié)合CFD仿真得到的發(fā)動(dòng)機(jī)艙流場(chǎng)分布特征以及樣機(jī)熱平衡測(cè)試數(shù)據(jù)，可以獲得較為準(zhǔn)確的散熱系統(tǒng)熱管理計(jì)算模型。其中，進(jìn)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(dòng)壓路機(jī)散熱性能分析

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)艙流場(chǎng)特性分析

應(yīng)用CFD流場(chǎng)計(jì)算模型，分析動(dòng)態(tài)額定工況下單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)動(dòng)力艙流場(chǎng)特性，動(dòng)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(fēng)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(duì)流向散熱器區(qū)域空氣有較強(qiáng)的阻礙作用。

圖4 動(dòng)力艙速度矢量圖

2.2 散熱模塊出口溫度計(jì)算

應(yīng)用一維熱管理計(jì)算模型，計(jì)算水散熱器、液壓油散熱器出口溫度值。結(jié)合動(dòng)力艙流場(chǎng)特性分析，將散熱器表面空氣流量、速度分布以及發(fā)動(dòng)機(jī)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(jì)算工況為動(dòng)態(tài)額定工況，車速穩(wěn)定在5km/h，環(huán)境溫度30℃，計(jì)算得到各散熱模塊出口溫度結(jié)果如表1所示。

表1 試驗(yàn)測(cè)試值與計(jì)算值對(duì)比

2.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

參照熱平衡測(cè)試相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)［6-7］，對(duì)整機(jī)進(jìn)行實(shí)車熱平衡試驗(yàn)。行駛工況為振動(dòng)輪最大振幅發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速工況，行駛速度5km/h，試驗(yàn)環(huán)境溫度30℃，水散熱器進(jìn)水管道傳感器布置如圖6所示。

圖6 水散熱器進(jìn)水傳感器布置

熱平衡試驗(yàn)持續(xù)1.5h，散熱系統(tǒng)各模塊出口溫度值達(dá)到穩(wěn)定，樣機(jī)達(dá)到熱平衡狀態(tài)。此時(shí)，記錄水散、油散出口溫度值，如表1所示。經(jīng)對(duì)比，各散熱器出口溫度的計(jì)算值均比試驗(yàn)值要低，這是由于CFD流場(chǎng)計(jì)算中對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)幾何部件進(jìn)行簡化造成的，但誤差均在3%范圍內(nèi)，可以認(rèn)為模型的計(jì)算結(jié)果有效。

3 單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)散熱系統(tǒng)改進(jìn)

3.1 散熱系統(tǒng)改進(jìn)方案

由單鋼輪壓路機(jī)熱平衡測(cè)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(dá)到96.5℃，滿足使用要求，液壓油散熱器出口溫度值達(dá)到87.8℃，高于液壓油許用溫度80℃［8］。

通過對(duì)動(dòng)力艙流場(chǎng)特性分析，并結(jié)合樣機(jī)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(jìn)風(fēng)阻力。其次，散熱器前部擋板采用密封設(shè)計(jì)，散熱器冷卻空氣從機(jī)艙兩側(cè)進(jìn)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(jìn)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(jìn)風(fēng)阻力，提升散熱器的空氣流量。

應(yīng)用CFD流場(chǎng)計(jì)算模型分析空調(diào)冷凝器位置優(yōu)化后的動(dòng)力艙流場(chǎng)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(jìn)風(fēng)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(jìn)風(fēng)面積優(yōu)化

更進(jìn)一步的，散熱器前部擋板采用密封設(shè)計(jì)，散熱器冷卻空氣從機(jī)艙兩側(cè)進(jìn)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(chǔ)上，增加散熱器前部擋板位置處開口，進(jìn)一步降低散熱器進(jìn)風(fēng)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(shè)散熱器前部擋板開口方案后，動(dòng)力艙流場(chǎng)特性分析結(jié)果如圖8所示。分析計(jì)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(jìn)效果分析

將應(yīng)用改進(jìn)方案后分析得到的動(dòng)力艙流場(chǎng)特性參數(shù)輸入到一維熱管理計(jì)算模型中，設(shè)定同樣的環(huán)境溫度，計(jì)算各散熱模塊出口溫度值，如表2所示。由計(jì)算結(jié)果可以得出，應(yīng)用改進(jìn)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(jìn)前后出口溫度計(jì)算值對(duì)比

3.5 散熱系統(tǒng)改進(jìn)方案效果驗(yàn)證

根據(jù)改進(jìn)方案對(duì)樣機(jī)進(jìn)行方案實(shí)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(shè)同樣面積的開口。相同工況下，進(jìn)行改進(jìn)后樣機(jī)熱平衡測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如表3所示。將測(cè)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(shí)，驗(yàn)證了改進(jìn)方案的有效性。

表3 改進(jìn)前后出口溫度試驗(yàn)值對(duì)比

4 結(jié)論

（1）本文采用的發(fā)動(dòng)機(jī)艙散熱性能分析數(shù)值計(jì)算方法可以用于樣機(jī)試制及產(chǎn)品后期改進(jìn)階段，縮短樣機(jī)試制時(shí)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(dòng)機(jī)艙CFD流場(chǎng)仿真分析的基礎(chǔ)上，將流場(chǎng)特征參數(shù)融入一維熱管理仿真計(jì)算過程中，可以獲得較為可靠的發(fā)動(dòng)機(jī)艙熱管理計(jì)算模型。

（3）對(duì)于布局緊湊的單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)艙系統(tǒng)阻力，提升通過散熱器芯子的空氣流量，達(dá)到改善冷卻系統(tǒng)散熱性能的目的。