由于动力舱内零件太多, 且结构复杂, 为了便于网格划分以提高计算精度, 需要对几何模型进行合理的简化:将连接散热器的各种管路省略, 将发动机的传动皮带省略, 将结构复杂的电动机、高压共轨系统、空压机和进、排气系统等简化成规则形状, 将机罩上的进气格栅结构简化成同面积的四边形片体结构, 其他结构最大限度地保留原始几何结构, 保证空气在动力舱内的流动空间与实际一致, 简化后的物理模型如图1所示。

图1

Fig.1

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	图1 动力舱物理模型Fig.1 Engine cabin physical model

为了模拟装载机实际作业环境, 建立虚拟风洞仿真模型, 同时为了消除风洞壁面对流场的干涉, 采用的计算域尺寸为:入口与装载机前部的距离为9 m, 出口与装载机动力舱空气出口的距离为12 m, 上部壁面与驾驶室顶部的距离为6 m, 两侧壁面与装载机的距离为3 m, 具体结构如图2所示。

图2

Fig.2

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	图2 虚拟风洞模型Fig.2 Virtual wind tunnel model

流体的流动和换热遵循质量守恒、动量守恒、能量守恒三大定律, 固体的导热遵循拉普拉斯导热定律, 基本控制方程如下^[9]:

∂(ρφ)∂tdiv(ρuφ)=div(Γgradφ)+Si1∂2T∂x2+∂2T∂y2+∂2T∂z2=0(2)

式中:S_i为动量方程源相; Γ 为广义扩散系数; φ 为广义变量; T为温度场, 是坐标x、y、z的函数。

湍流模型选用RNGk-ε 模型, 该模型考虑了湍流漩涡的影响, 对瞬变流和流线弯曲的影响有更好的反应, 防止标准k-ε 模型在模拟强旋流流动时壁面产生的失真, RNGk-ε 控制方程为^[10]:

∂(ρk)∂t+∂(ρkui)∂xi=∂∂xjαkμeff∂k∂xj+Gk+ρε3∂(ρε)∂t+∂(ρεui)∂xi=∂∂xjαεμeff∂k∂xj+C1ε×εkGk-C2ερε2k4

将散热器芯体设定为多孔介质来模拟散热器中的空气流的流动阻力, 多孔介质的动量模型^[10]可以表达为:

Si=-∑j=13Dijuvj+12∑j=13Cijρ|v|vj5

式中:C_ij为惯性阻力矩阵C中的元素; D_ij为黏性阻力矩阵D中的元素; ρ 为空气密度; v为空气湍流速度; u为空气湍流黏度。

多孔介质的有效热传导率k_eff是由流体的热传导率和固体的热传导率的体积平均值计算得到^[11]:

keff=γkf+(1-γ)ks6

式中:γ 为多孔介质孔隙率; k_f为液相热传导率; k_s为固体介质热传导率。

由于动力舱内部结构比较复杂, 采用六面体与四面体相结合的划分方法, 各个散热器及虚拟风洞流场区域选用六面体网格, 其余全部采用四面体网格, 风扇、消声器、排气管、发动机等流场变化剧烈和存在热交换的区域进行网格加密, 计算域网格总数为561.2万, 网格具体分布如图3所示。

图3

Fig.3

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	图3 网格分布Fig.3 Mesh distribution

计算工况为铲土工况, 低速档位, 边界条件设置如下:虚拟风洞速度入口风速为1 m/s; 压力出口边界表压为0; 风扇旋转区域采用Moving reference frame模型; 水散热器、液压油散热器和传动油散热器均采用多孔介质模型; 风扇转速为2000 r/min。动力舱内各部件壁面温度试验采集结果如下:环境温度为25 ℃; 发动机缸盖壁面为130 ℃; 发动机机体壁面为100 ℃; 消声器壁面为570 ℃; 排气歧管为700 ℃; 水管壁为100 ℃; 油底壳壁面为100 ℃; 隔热后壁面温度为80 ℃。液压油散热器为管片式结构, 水散热器和传动油散热器采用板翅式结构, 根据厂家提供的各个散热器的空气流速-压强损失数据进行二项式拟合, 按照式(5)计算出各个散热器芯部的多孔介质模型参数如表1所示。将散热器作为体积热源与空气进行热交换。

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 多孔介质边界条件 Table 1 Porous medium boundary conditions 散热器名称 黏阻系数 惯阻系数 孔隙率 液压油散热器 1.35e+07 60 0.89 水散热器 4e+07 65 0.9 传动油散热器 5.6e+07 62 0.87

表1 多孔介质边界条件 Table 1 Porous medium boundary conditions

空气的物性参数如下^[12]:

定压比热容:

Cp=1003+0.02t+0.0004t27

动力黏度:

μ=0.0000018×(t+237)1.5t+3958

导热系数:

λ=0.0002438(t+273)0.8239

密度:

ρ=353.5T+273.1510

选用有限体积法对方程进行离散; 选用RNGk-ε 湍流模型和SIMPLE隐式算法求解; 由于排气系统温度较高, 要考虑其与冷却气体间的辐射换热, 选用Surface to surface(S2S)辐射模型; 壁面采用无滑移固壁边界条件。计算开始时选用一阶迎风格式, 计算稳定后选用二阶迎风格式^[13], 监测动力舱出口空气的温度和流量达到稳定后认为计算收敛, 计算过程残差曲线如图4所示。

图4

Fig.4

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	图4 残差曲线Fig.4 Residual curve

装载机动力舱内空气流动状态如图5所示。从图5速度矢量图可以看出:在冷却风扇的吸力作用下, 空气从不同入口处流入动力舱, 下部气流流经发动机缸体和排气管, 进行热交换后被风扇吸走继而对散热器进行冷却。从动力舱上部开口处流入的气流经过消声器、空滤器、进气管和水管, 进行热交换后被风扇吸走继而对散热器进行冷却。所以, 动力舱内温度最高的排气管和消声器导致舱内温度较高, 同时与空气进行对流和辐射换热后, 使空气温度升高, 造成空气流经散热器时冷却效率降低。

图5

Fig.5

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	图5 动力舱内速度矢量图Fig.5 Velocity vector in engine cabin

为了降低舱内温度及提高散热器的散热效率, 将发动机排气系统高温壁面表面包裹隔热罩, 并与未做隔热处理的排气系统进行了对比, 舱内热环境仿真结果对比如图6所示。从图6(a)可以看出:排气系统进行隔热后, 动力舱内部消声器及排气管附近高温区域温度明显降低, 风扇入口处及散热器内部空气温度有所降低。结合图4流场的仿真结果分析原因为:隔热排气系统(排气管和消声器)壁面温度较之前温度大幅度的降低,

图6

Fig.6

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	图6 动力舱温度云图Fig.6 Temperature contours in engine cabin

同时排气系统隔热材料内部导热系数较小, 与空气的对流换热系数降低, 导致与空气的对流换热量降低; 隔热排气系统对动力舱内部各个部分和流动空气的热辐射降低。从图6(b)温度云图可以看出:散热器模块(液压油散热器、水散热器和传动油散热器)中心处温度最高, 主要是因为轮毂中心处空气速度较小, 空气在散热器内部流动时间较长导致的结果。排气系统隔热后散热器内部最高温度降低, 优化后动力舱热环境得到改善。

散热器的热交换结果如图7所示。从图7中可以看出:空气在风扇的吸力作用下吹向散热器, 与散热器进行热交换, 达到冷却散热器的目的。散热器内部温度成梯度分布, 空气温度从左到右逐渐升高, 液压油散热器换热效果最好, 水散热器次之, 传动油散热器最差, 主要是由于空气沿着散热器内部流道速度逐渐降低, 温度逐渐升高, 换热系数降低, 冷却性能越来越差。水散热器和传动油散热器上部温度比下部高, 主要是因为空气经过液压油散热器温度升高, 换热效率降低所致。从图7的对比结果可以看出, 改进排气系统后, 各个散热器的温度梯度降低加快, 对比结果表明:排气系统改进后, 各个散热器的换热性能均有所提高。

图7

Fig.7

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	图7 散热器温度云图Fig.7 Radiators temperature contour

为进一步研究排气系统对散热器模块散热性能的影响, 对各个散热器入口处的温度分布情况进行了对比, 对比结果如图8所示。从图8(a)可以看出:液压油散热器左侧、上部中间及右下角出现高温区。结合图4的速度矢量图分析原因为:排气管及消声器一侧空气温度较高, 风扇逆时针旋转时, 这一侧的空气被风扇吸入后吹向液压油散热器的左侧, 导致左侧空气温度较高, 而温度较低的空气则被风扇吹向图中的低温区。排气系统改进后散热器入口处温度明显降低。从图8(b)可以看出:水散热器中心处温度最高, 上表面温度大于下表面温度, 并且下表面温度分布与液压油散热器一致, 主要是因为散热器入口处下表面的空气经过液压油散热器后温度升高。轮毂中心处空气速度较低, 与散热器换热时间较长的结果。排气系统改进后, 水散热器入口温度比改进前明显降低。从图8(c)可以看出:传动油散热器入口处表面温度明显成环状分布, 具体原因与水散热器的分析一致。原始结构中心处最高温度为83.4 ℃, 改进后最高温度降低到76.4 ℃, 改进后传动油散热器的换热效率将提高。

图8

Fig.8

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	图8 散热器入口温度仿真结果Fig.8 Simulation results of radiator inlet temperature

为了验证仿真结果的准确性, 测量装载机在铲土工况下动力舱内风扇入口处和出风口处上部空气的温度。采用HOBO H12热电偶温度数据采集器, 环境温度为25 ℃, 确保与仿真边界条件一致。待整机作业稳定、各个冷却系统达到热平衡后用热电偶测试温度值, 对比结果如图9所示。

图9

Fig.9

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	图9 测试点温度值Fig.9 Temperature value of test points

从图9可以看出:风扇入口处的空气温度变化波动较小, 在44 ℃上下波动, 与仿真结果(45 ℃)吻合较好, 仿真值略高于试验值; 动力舱出口处空气温度达到了82 ℃, 试验结果与仿真结果误差较小, 由于模型简化等原因, 误差在可接受的范围内。对比结果表明:本文建立的计算模型和计算方法准确, 采用虚拟风洞的模拟方法能够较好地反映动力舱内的热环境。

根据能量守恒原理, 空气吸收的热量与散热器释放的热量相等, 根据牛顿冷却定律计算得到各个散热器的换热功率^{[14, 15]}, 计算结果如表2所示。从表2可以看出:采用隔热排气系统后, 各个散热器换热功率均有所提高, 其中对液压油散热器的性能影响最大, 换热性能提高9.0%, 水散热器换热性能提高7.3%, 传动油散热器换热性能提高6.8%。对比结果表明:对发动机排气系统表面增加隔热罩后, 改善了动力舱内的热环境, 对整车散热系统的工作效率提高具有促进作用。

表2

Table 2

表2(Table 2)

表2 仿真结果对比 Table 2 Simulation results contrast 换热功率/kW 液压油散热器 水散热器 传动油散热器 原始结构 18.9 65.5 35.3 改进结构 20.6 70.3 37.7 性能提升 9.0% 7.3% 6.8%

表2 仿真结果对比 Table 2 Simulation results contrast