攤鋪機動力艙流場仿真分析研究

陸紫薇

(東南大學(xué) 機械工程學(xué)院，江蘇 南京 211189)

0 引言

攤鋪機動力艙作為其動力系統(tǒng)的工作環(huán)境，常出現(xiàn)溫度過高的情況。若動力艙的散熱性差則動力系統(tǒng)會因溫度過高而停止運行，影響施工進度。但以經(jīng)驗公式和數(shù)據(jù)修正為主的傳統(tǒng)研究設(shè)計方法已不能適應(yīng)對艙內(nèi)熱量不均勻性的研究[1]，因此分析流場仿真研究設(shè)計方法對于研究散熱性有著重要的實際意義。目前國內(nèi)對于動力艙的分析多著重在散熱器和風(fēng)扇上，對于進出風(fēng)口的影響分析較少[2]，而動力艙的出風(fēng)口拓撲結(jié)構(gòu)是影響流場的一個重要因素。本文使用有限元流場分析軟件ANSYS Fluent，以兩款不同出風(fēng)口形態(tài)的動力艙為例，分析研究了兩款動力艙的流場情況。

1 流場控制方程和湍流模型選擇

根據(jù)流體力學(xué)理論，氣體作為流體的一種，其運動必須遵循動力學(xué)的普遍原則——質(zhì)量守恒、動量守恒、能量守恒，在牛頓流體范圍內(nèi)，這3個守恒定律對應(yīng)的是Navier-Stokes方程(在CFD中常把連續(xù)方程、動量方程和能量方程通稱為Navier-Stokes方程)[3]，這3個方程是數(shù)值模擬中重要的公式，其中能量方程可根據(jù)仿真需要選用或不選用。

積分型連續(xù)方程為:

(1)

式中：ρ為流體密度，v為流體質(zhì)點運動速度，S為控制體表面積，Ω為控制體體積。

積分型動量方程為:

(2)

式中:F為外力，τ為粘性應(yīng)力張量。

積分型能量方程為:

(3)

式中:k為熱傳導(dǎo)系數(shù)，E為總能。

湍流的數(shù)值模擬方法主要分為直接數(shù)值模擬(DNS)和非直接數(shù)值模擬，而非直接數(shù)值模擬又包含大渦模擬方法(LES)、統(tǒng)計平均法和雷諾平均法(RANS)[4]。目前Fluent中基于雷諾平均法的二方程湍流模型主要有Standardk-ε模型、Realizablek-ε模型和RNGk-ε模型。雷諾平均法在大部分低速流體湍流運動中適應(yīng)性較好，本文選用RANS中的RNGk-ε(重整化群)湍流模型進行仿真計算。

Standardk-ε模型中選用耗散率方程作為第二個模型方程，耗散率方程是基于現(xiàn)象提出，而RNGk-ε模型的k-ε方程中的常數(shù)是通過重整規(guī)劃群理論分析得到，同時修正了耗散率方程。RNGk-ε模型在旋渦、分離等流動問題比Standardk-ε模型表現(xiàn)更好。

2 計算模型建立及計算域離散化

本文中所用兩款不同出風(fēng)口的攤鋪機動力艙，其中一款的出風(fēng)口位于攤鋪機前進方向左側(cè)，文中稱其為Ⅰ型；另一款的出風(fēng)口位于頂部，本文中稱其為Ⅱ型。Ⅰ型如圖1(a)所示，其出風(fēng)口有上下2個，位于攤鋪機前進方向左側(cè)，大小和形狀與動力艙的進風(fēng)口呈鏡面對稱；Ⅱ型如圖1(b)所示，其出風(fēng)口位于機艙頂部，其面積較小，形狀為矩形。

圖1 Ⅰ型和Ⅱ型攤鋪機動力艙原始模型

因Ⅰ型和Ⅱ型動力艙內(nèi)的器件布置完全相同，對兩款動力艙的三維模型進行主體部件的尺寸測量及空間相對位置測定，簡化后的模型圖及動力艙內(nèi)部的主要部件標示如圖2所示(以Ⅰ型為例)，為了觀察艙外流場情況并減少計算中進出風(fēng)口處的回流，適當(dāng)加長了流體計算域，如圖2中進出風(fēng)口位置向兩側(cè)延伸部分。

1—水散熱器和液壓油散熱器；2—軸流風(fēng)扇；3—發(fā)動機；4—消聲器；5—傳動軸；6—發(fā)電機圖2 Ⅰ型攤鋪機動力艙簡化模型

文中坐標系建立如下：以風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心為原點，風(fēng)扇轉(zhuǎn)軸所在的水平面為xoz坐標面，垂直地面方向為y軸方向，如圖3所示。

圖3 動力艙坐標系示意圖

由于動力艙整體尺寸較大(約2m寬)，而其風(fēng)扇葉片厚度很小且各器件布置較緊湊(1～3mm厚)，若對其整體進行計算域離散會導(dǎo)致離散化失敗，故將風(fēng)扇附近及間隙較小處進行切割處理從而進行更細的劃分。由于旋轉(zhuǎn)體為動網(wǎng)格物理模型，為了使網(wǎng)格更好地適應(yīng)流體計算，將旋轉(zhuǎn)體及其周圍的網(wǎng)格使用CFD網(wǎng)格進行劃分，使用了混合網(wǎng)格，其網(wǎng)格大小在1mm～10mm之間，除去這些部分之外的計算域離散化網(wǎng)格使用混合網(wǎng)格，大小在20mm～50mm之間。

3 求解設(shè)置

根據(jù)之前的分析，將湍流模型設(shè)置為雷諾應(yīng)力模型選用雷諾應(yīng)力方程模型(RSM)，渦粘模型選用RNGk-ε模型，由于在本研究中整個動力艙的氣體流動由冷卻風(fēng)扇主導(dǎo)，故需勾選渦流主導(dǎo)流動(swirl dominated flow)選項進行仿真。動力艙的熱分析研究常以空氣溫度和速度分布結(jié)果為觀察對象[5]，但由于本文缺乏相關(guān)溫度初始條件數(shù)據(jù)，故只對其速度和壓強分布做出分析。

實際工作情況中，進風(fēng)口和出風(fēng)口是標準大氣壓狀況，初始氣流速度為0。艙內(nèi)空氣流動由風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)帶動。在Fluent中將邊界條件設(shè)置如下：進風(fēng)口為壓力進口(pressure Inlet)，出風(fēng)口為壓力出口(pressure outlet)，風(fēng)扇壁面為旋轉(zhuǎn)動壁面。單元域條件設(shè)置如下：風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)體網(wǎng)格設(shè)置為動網(wǎng)格(frame motion)，運動方式為旋轉(zhuǎn)(rotate)，實際工作中轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，旋轉(zhuǎn)軸為x軸；根據(jù)散熱器的工作性質(zhì)，其與多孔介質(zhì)最為相似，因而將其設(shè)置為多孔介質(zhì)，多孔率(porosity)設(shè)置為0.45，其粘性阻力和內(nèi)部阻力系數(shù)如表1所示。因氣體流動沿x方向，故在x方向上的粘性阻力和慣性阻力系數(shù)與另外兩個方向上的要相差103倍。

表1 多孔介質(zhì)系數(shù)

4 Ⅰ型動力艙流場分布特點

4.1 速度分布特點

在動力艙進風(fēng)口機艙外和機艙內(nèi)yoz平面創(chuàng)建平面，得到速度云圖如圖4所示?？梢钥吹竭M風(fēng)口1的風(fēng)速分布較均勻，而進風(fēng)口2的風(fēng)速在進入動力艙前速度較小(大部分約為27.8m/s，最大速度約為55.9m/s)，且最大速度位置偏后，進入動力艙后速度較大(大部分約為66.7m/s，最大速度約為89.0m/s)，且最大速度位置偏前，氣流流入動力艙后由于空間有限且距離風(fēng)扇較近因而氣流速度急劇加快，氣流湍流明顯。

圖4 Ⅰ型動力艙進風(fēng)口速度云圖

圖5所示為動力艙靠近出風(fēng)口機艙內(nèi)和機艙外yoz平面的速度云圖。觀察到機艙內(nèi)靠近出風(fēng)口2位置的空氣流速較快(大部分約為76.0m/s，最大速度約為169m/s)，空氣流出動力艙后流速分布較均勻(大部分約為22.2m/s，最大速度約為49.0m/s)，可見艙內(nèi)氣流在出風(fēng)口處附近湍流程度高于進風(fēng)口處。

圖6所示為動力艙速度云圖正視圖，風(fēng)扇附近湍流劇烈，其余部分湍流不明顯，氣流速度較均勻。

圖5 Ⅰ型動力艙出風(fēng)口速度云圖

圖6 Ⅰ型動力艙速度云圖

4.2 壓強分布特點

圖7為進出風(fēng)口處的壓強云圖，進風(fēng)口處風(fēng)口中心的壓強較低，為負壓?？拷吙虻奈恢脡簭妱t較高，在進風(fēng)口上部和下部靠前的位置壓強最高，下部的壓強高于上部。出風(fēng)口處為正壓強，壓強整體分布均勻。

圖7 Ⅰ型動力艙進出風(fēng)口壓強云圖

圖8所示為動力艙整體的壓力分布，可以看到在風(fēng)扇葉片尖端有較強的負壓，風(fēng)扇與發(fā)動機之間的壓強較大，總體來說整個艙內(nèi)壓強分布較為均勻，風(fēng)扇并無明顯的輪轂處負壓區(qū)，由于發(fā)動機位于風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心的前方，氣流往風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)中心的回流大部分被阻止。

圖8 Ⅰ型動力艙壓強云圖

5 Ⅱ型動力艙流場分布特點

5.1 速度分布特點

圖9為艙外進風(fēng)口位置的速度云圖，空氣流速較快(大部分約為47.9m/s，最大速度約為107m/s)，下側(cè)進風(fēng)口總體看起來速度高于上側(cè)進風(fēng)口。

圖9 Ⅱ型動力艙進風(fēng)口速度云圖

圖10為出風(fēng)口附近靠近艙內(nèi)和艙外的速度云圖，明顯可以看到艙內(nèi)氣流速度很大(大部分約為110 m/s，最大速度約為311 m/s)，流出艙外后氣流速度下降約一半(大部分約為66 m/s，最大速度約為148 m/s)。

如圖11所示為動力艙的正視速度云圖，結(jié)合整體的速度云圖可以看到，在出風(fēng)口處氣流速度較大，Ⅰ型動力艙出風(fēng)口處雖然在Ⅱ型中無出風(fēng)口，但其位置處氣流仍較湍急。

圖10 Ⅱ型動力艙出風(fēng)口速度云圖

圖11 Ⅱ型動力艙速度云圖

5.2 壓強分布特點

圖12為攤鋪機進風(fēng)口yoz平面上的壓強云圖，據(jù)圖可以看到進風(fēng)口2處有較大負壓，而進風(fēng)口1處則有較大壓強，即進風(fēng)口2為主要進風(fēng)口。

圖12 Ⅱ型動力艙進風(fēng)口壓強云圖

圖13所示為動力艙出風(fēng)口附近水平面的壓強云圖，可以看到，靠近動力艙前部的位置壓強相對較高，主要在風(fēng)扇和發(fā)動機附近。最右側(cè)位置壓強也相對較高，在動力艙的邊角處壓強較大。

圖13 Ⅱ型動力艙出風(fēng)口壓強云圖

圖14為動力艙xoy平面的的壓強云圖，艙內(nèi)壓強分布不均勻，在出風(fēng)口附近、發(fā)動機下方及風(fēng)扇周圍存在負壓區(qū)，在出風(fēng)口處負壓區(qū)范圍較大。

圖14 Ⅱ型動力艙壓強云圖

6 數(shù)據(jù)分析

對比Ⅰ型(27.8 m/s)和Ⅱ型的進風(fēng)口附近氣流速度(47.9 m/s)，相差約1倍。再對比Ⅰ型(76.0 m/s)和Ⅱ型出風(fēng)口附近艙內(nèi)氣流速度(110 m/s)，相差約1倍，而Ⅰ型(22.2 m/s)和Ⅱ型出風(fēng)口附近艙外氣流速度(66 m/s)，可見氣體流出艙外后流速相差約為2倍?？梢缘贸鋈缦陆Y(jié)論：1)出風(fēng)口位置變化和尺寸減小使得總體流量下降30%；2)氣體流出艙外時速度下降梯度將小于開口較大時的速度下降梯度；3)出風(fēng)口尺寸的減小使得艙內(nèi)壓強增大且分布不均。

在Fluent的后處理中將進出口的質(zhì)量流量計算出來，所得數(shù)據(jù)如表2所示?？傮w看來，I型的進出流量約在8.5 kg/s，Ⅱ型的進風(fēng)口2的流量在5.8 kg/s左右，Ⅱ型比Ⅰ型的流量減少了30%。Ⅰ型和Ⅱ型的進風(fēng)口形態(tài)一致，僅出風(fēng)口不同，但Ⅰ型的進風(fēng)口和出風(fēng)口流量比較平均，而Ⅱ型的進風(fēng)口1的流量很少，占總體入流的5%左右。

表2 兩款動力艙進出口質(zhì)量流量表 kg/s

7 結(jié)語

本文主要完成了兩款不同出風(fēng)口動力艙的流場建模和仿真分析，對其速度及壓強分布進行了分析，并對流量數(shù)據(jù)進行了對比，研究了出風(fēng)口拓撲結(jié)構(gòu)變化對于動力艙內(nèi)流場的影響。

研究表明：相比在側(cè)面較大尺寸的出風(fēng)口的Ⅰ型動力艙來說，出風(fēng)口位于頂部的Ⅱ型動力艙的流量減少了約30%，艙內(nèi)壓強分布變得不均勻，艙內(nèi)外氣流速度加劇，總體評價來說Ⅱ型動力艙流場沒有Ⅰ型合理。

動力艙內(nèi)空氣流動加速對于散熱是有利的，但流量減小對于散熱則是不利的，Ⅰ型和Ⅱ型各有可取之處，出風(fēng)口的設(shè)計應(yīng)在空氣流速和流量之間找尋一個最優(yōu)解。由于數(shù)據(jù)有限，故本文僅能在已有數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上進行分析。若要使研究的應(yīng)用性更強，需要更全面的測試和分析，包括拓撲優(yōu)化計算、在流速和流量間使用算法優(yōu)化和溫度場的測定及仿真。