蘇健 張克鵬

浙江盾安人工環(huán)境股份有限公司 浙江杭州 310020

1 前言

近年來，隨著國家對(duì)車輛環(huán)保的要求和消費(fèi)者對(duì)空調(diào)舒適性要求的日益提高，空調(diào)在整個(gè)商用車開發(fā)設(shè)計(jì)過程中顯得越來越重要。純電動(dòng)商用車輛由于受到續(xù)航限制，對(duì)能耗要求較為苛刻，而空調(diào)作為純電動(dòng)商用車的主要能耗系統(tǒng)，高效節(jié)能的空調(diào)是純電動(dòng)商用車開發(fā)過程中必須考慮的?？照{(diào)機(jī)組作為空調(diào)的重要組成部分，其空氣側(cè)氣流分布均勻性是影響性能的重要因素之一[1-4]。

CFD(computational fluent dynamics)仿真技術(shù)在工業(yè)領(lǐng)域的應(yīng)用得到越來越多的認(rèn)可。它是伴隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)和數(shù)值計(jì)算技術(shù)的發(fā)展而發(fā)展的，利用計(jì)算機(jī)求解流體的各種守恒控制偏微分方程組的技術(shù)。本文以某純電動(dòng)商用車空調(diào)機(jī)組為研究對(duì)象，運(yùn)用計(jì)算流體力學(xué)技術(shù)，基于商用CFD軟件ANSYS Fluent軟件的有限容積法模擬空調(diào)機(jī)組的流動(dòng)狀況，進(jìn)行仿真分析，觀察空調(diào)機(jī)組內(nèi)流場(chǎng)分布及換熱器表面速度等信息，為空調(diào)系統(tǒng)性能提升提供理論依據(jù)。

2 流體力學(xué)方程

計(jì)算流體力學(xué)是把描述空氣運(yùn)動(dòng)的連續(xù)介質(zhì)數(shù)學(xué)模型離散成大型代數(shù)方程組，并在計(jì)算機(jī)上求解。通過微分方程的離散化和代數(shù)化，把偏微分方程轉(zhuǎn)化為代數(shù)方程，再通過適當(dāng)?shù)臄?shù)值計(jì)算方法求解方程組，得到流場(chǎng)的數(shù)值解，然后通過不同的擬合方法把節(jié)點(diǎn)解擬合到網(wǎng)格的對(duì)應(yīng)區(qū)域。

流體流動(dòng)時(shí)所有介質(zhì)滿足物理守恒定律：質(zhì)量守恒定律、動(dòng)量守恒定律和能量守恒定律。在流體流動(dòng)處于湍流狀態(tài)時(shí)，整個(gè)體系還要遵循湍流運(yùn)輸方程。以上這些守恒定律的數(shù)學(xué)描述，統(tǒng)稱為控制方程。文中選用CFD軟件中提供的Realizable k-ε湍流模型進(jìn)行數(shù)值計(jì)算[5-7]。

湍流控制方程為三維不可壓縮雷諾時(shí)均Navier-Stokes方程：

（1）質(zhì)量守恒方程：

（2）動(dòng)量方程：

（3）能量方程:

其中div為矢量符號(hào)，div(a)=?ax/?x+?ay/?y+?az/?z，grad為梯度符號(hào)。

式中，ρ為流體密度，kg/m3；t為時(shí)間，s；u為速度矢量，m/s；u、v、w是速度矢量u在x、y、z方向的分量；x、y、z為流體流動(dòng)方向；p為流體微元體上的壓力，N；τ為粘性應(yīng)力，Pa；Fx、Fy、Fz為x、y、z三個(gè)方向上微元體體力，N；T為溫度，K；k為流體換熱系數(shù)，W/(m2·K)；cp為流體比熱容，J/(kg·K)；ST為流體內(nèi)熱源和由粘性作用引起流體機(jī)械能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽琂[8-9]。

3 模型建立及邊界條件

3.1 三維模型建立

計(jì)算模型為某純電動(dòng)商用車空調(diào)機(jī)組，采用SolidWorks建立其三維模型，如圖1所示。幾何模型生成后，為了建立有限元模型，需要將空調(diào)機(jī)組模型從SolidWorks中導(dǎo)出為.stp格式。

圖1 空調(diào)機(jī)組3D模型

3.2 網(wǎng)格模型建立

針對(duì)該空調(diào)機(jī)組，文章采用ANSYS仿真平臺(tái)CFD專業(yè)前處理軟件ICEM CFD進(jìn)行幾何清理和網(wǎng)格劃分，面網(wǎng)格全部采用三角形網(wǎng)格，為獲得空調(diào)機(jī)組計(jì)算域入口處更好的計(jì)算收斂性，在其入口邊界進(jìn)行外部拉伸，拉伸長(zhǎng)度為入口直徑的3倍。空調(diào)機(jī)組流體計(jì)算域模型及機(jī)組網(wǎng)格模型分別如圖2、3所示，最終形成非結(jié)構(gòu)化四面體網(wǎng)格6 145 895。

圖2 空調(diào)機(jī)組流體計(jì)算域

圖3 空調(diào)機(jī)組網(wǎng)格模型

圖4為空調(diào)機(jī)組模型網(wǎng)格檢查情況，其中橫坐標(biāo)為網(wǎng)格質(zhì)量，1代表最好，0代表最差，縱坐標(biāo)為網(wǎng)格數(shù)量。從圖中可以看出，空調(diào)機(jī)組模型網(wǎng)格質(zhì)量都在0.35以上，網(wǎng)格質(zhì)量較好，滿足計(jì)算要求。

圖4 空調(diào)機(jī)組模型網(wǎng)格質(zhì)量

3.3 邊界條件的設(shè)定

由于純電動(dòng)車輛一般工作環(huán)境在-20℃～40℃，空氣的物理參數(shù)隨溫度變化不大，因此對(duì)該空調(diào)機(jī)組內(nèi)部流動(dòng)情況的研究?jī)H考慮流場(chǎng)內(nèi)空氣的流動(dòng)特性，對(duì)溫度場(chǎng)的變化情況暫做忽略，計(jì)算流動(dòng)工質(zhì)為空氣，空氣密度ρ=1.18 kg/m3。具體設(shè)置如下：

a.總體設(shè)置：流體為空氣，不考慮能量轉(zhuǎn)化，僅作流場(chǎng)分析。計(jì)算軟件為大型CFD商用軟件ANSYS Fluent，采用穩(wěn)態(tài)計(jì)算，湍流模型選擇Realizable kε模型，進(jìn)出口邊界條件選擇流量進(jìn)口、壓力出口風(fēng)扇fan邊界條件，換熱器采用多孔介質(zhì)模型，風(fēng)扇用二維模型。壓力速度耦合采用SIMPLEC算法，離散格式采用二階迎風(fēng)格式。

b.進(jìn)口邊界條件湍流定義方法為湍流強(qiáng)度+水力直徑，流量進(jìn)口設(shè)置為V=6 500 m3/h，湍流強(qiáng)度為5%，水力直徑為0.221 m。出口邊界條件湍流定義方法也為湍流強(qiáng)度+水力直徑，出口壓力為P=140 Pa，湍流強(qiáng)度為5%，水力直徑為0.354 m。

c.換熱器作為多孔介質(zhì)模型，需要通過換熱器的流速和壓降關(guān)系計(jì)算多孔介質(zhì)模型的慣性阻力系數(shù)和粘性阻力系數(shù)。在CFD軟件中，多孔介質(zhì)的壓降公式表示為：

式中， D p為流體經(jīng)過多孔介質(zhì)后的壓降，Pa；Pi為多孔質(zhì)的慣性阻力系數(shù)， kg/m3；v為流體經(jīng)過多孔介質(zhì)的等效速度，m/s；Pv為多孔介質(zhì)的粘性阻力系數(shù)，kg/m2·s；L為多孔介質(zhì)軸向長(zhǎng)度，m，表1為換熱器風(fēng)量-壓力損失試驗(yàn)結(jié)果。根據(jù)表1得到圖5所示的曲線，并擬合多項(xiàng)式。根據(jù)二次多項(xiàng)式前的系數(shù)和相關(guān)公式計(jì)算出多孔介質(zhì)模型的粘性阻力系數(shù)14.364 kg/m2·s，慣性阻力系數(shù)為0.448 kg/m3。

表1 換熱器風(fēng)量-壓力損失試驗(yàn)結(jié)果

4 計(jì)算結(jié)果分析

4.1 仿真計(jì)算結(jié)果

圖6為機(jī)組內(nèi)部氣流的流線圖。從機(jī)組內(nèi)部的空氣流線圖中可以看出，機(jī)組內(nèi)部流線不存在間斷的現(xiàn)象，說明機(jī)組內(nèi)部空氣流動(dòng)比較順暢，不存在速度死區(qū)。

圖5 換熱器風(fēng)速-壓損曲線

圖6 機(jī)組內(nèi)部空氣流線圖 v/(m/s)

圖7、8分別為機(jī)組Z=-0.6 m截面速度矢量圖和Z=-0.6 m截面速度等值云圖。

圖7 空調(diào)機(jī)組在Z=-0.6 m截面速度矢量圖 v/(m/s)

圖8 空調(diào)機(jī)組在Z=-0.6 m截面速度等值云圖v/(m/s)

從圖中可以看出，在換熱器左、右兩個(gè)邊角區(qū)域存在低速區(qū)，速度約為0.98～1.98 m/s；在左邊換熱器左下側(cè)和右邊換熱器右下側(cè)區(qū)域由于存在擋板，氣流在該區(qū)域會(huì)行成回流，回流與機(jī)組頂部進(jìn)風(fēng)相遇導(dǎo)致風(fēng)速抵消會(huì)在換熱器上方區(qū)域形成低速區(qū)。

圖9為換熱器表面速度分布云圖，從圖中可以看出，換熱器進(jìn)口表面速度分布并不均勻，上側(cè)部分速度較高，下側(cè)部分速度較低。

圖9 換熱器表面速度分布云圖v/(m/s)

圖10、11分別為空調(diào)機(jī)組在Z=-0.6 m截面位置處的壓力等值云圖和換熱器表面壓力分布云圖。

圖10 空調(diào)機(jī)組在Z=-0.6 m截面壓力等值云圖 v/(m/s)

圖11 換熱器表面壓力分布云圖v/(m/s)

從圖10可以看出，空調(diào)機(jī)組內(nèi)壓力分布與速度分布相互對(duì)應(yīng)，換熱器左、右兩個(gè)邊角區(qū)域壓力較大，存在一定的氣流緩速區(qū)；從圖11也可以看出換熱器進(jìn)口表面壓力分布不均勻，與速度分布相對(duì)應(yīng)，即在速度高的區(qū)域壓力低，速度低的區(qū)域壓力較高。

4.2 仿真計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

在帶有環(huán)境的風(fēng)洞中進(jìn)行該空調(diào)機(jī)組環(huán)境試驗(yàn)。表2為換熱器仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。

從表2可以看出，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果，誤差都在6%以內(nèi)，滿足工程分析精度需求，因此可以利用CFD仿真結(jié)果對(duì)后續(xù)設(shè)計(jì)優(yōu)化提供方案優(yōu)化選型等技術(shù)支持。

表2 空調(diào)機(jī)組換熱器仿真與試驗(yàn)對(duì)比

5 結(jié)語

a.利用CFD仿真技術(shù)對(duì)某純電動(dòng)商用車空調(diào)機(jī)組進(jìn)行分析，并將換熱器表面速度與壓差計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，證明CFD仿真分析的工程精度可行性；

b.通過額定風(fēng)量工況下的空調(diào)機(jī)組進(jìn)行CFD分析，找出氣流對(duì)空調(diào)機(jī)組性能影響位置，在后續(xù)空調(diào)機(jī)組設(shè)計(jì)過程中需要考慮優(yōu)化；

c.在下一步車輛空調(diào)機(jī)組開發(fā)中，建議在設(shè)計(jì)方案定型前，進(jìn)行各工況充分的仿真分析驗(yàn)證，有效提升空調(diào)機(jī)組性能，降低車輛能耗，提高其續(xù)航里程的同時(shí)，有效提高產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)力。