整车高低温环境实验舱流场分析与结构优化

陈清华,王 雪,李东生,王建刚,,王皖楠

(1.安徽理工大学机械工程学院,安徽 淮南 232001;2.广东立佳实业有限公司设计研究部,广东 东莞 523000)

整车高低温环境试验舱作为一种模拟大自然环境的试验舱,主要检测汽车是否耐高低温、湿热、温度循环、冷热冲击、温度快速变化,是进行汽车环境适应性试验的关键设备。舱内温度场的均匀性对具体环境试验工况的模拟效果以及试验车的测试结果有重要影响,温度不均匀将会导致汽车环境适应性试验背离汽车实际工作情况,降低试验结果的参考价值。

因此,国内外有许多关于舱室空间内流场分布特性的研究。文献[1]对冷风机直吹和孔板送风方式下冷库内温度与相对湿度进行数值模拟分析,阐明了孔板送风能够有效改善冷库内流场分布的均匀性。文献[2]对航天高低温环境模拟试验箱的温场和流场特性进行计算流体力学仿真和实验研究,对送风流量和送风温度进行了最优化选择。文献[3]对横向和纵向截面气流组织进行分析,得出入口温度为25℃、入口风速为3m/s时最佳。文献[4]采用计算流体力学(Computational Fluid Dynamics,CFD)数值模拟方法研究热风循环隧道烘箱内部流场及温度分布,并进行结构优化。文献[5]应用计算流体的方法研究了竖壁贴附送风和冷风机直吹送风下冷藏库内流场特性,发现竖壁贴附送风应用于冷藏库可实现更均匀的流场和更高的换热效率。虽然国内外针对舱室空间内流场特性研究案例不在少数,但关于汽车环境实验舱空间气流组织的分析案例却不多见。

为了提升环境舱的性能,本文以广东立佳实业有限公司生产的整车高低温环境试验舱(-40℃～+60℃)为研究对象,研究贴壁循环流动送风与冷风机中置直吹送风形式下3种送风方案的环境舱内的动态流场分布特性,以期获得最佳贴壁循环流动送风形式及其结构,为环境舱的方案设计提供依据。

1 舱体传热模型

1.1 物理模型

本文所研究整车高低温环境实验舱为企业自主研发测试平台,配合四电机台架、功率分析仪等可实现整车能量流开发测试、整车空调性能开发验证测试、整车热管理验证测试等,是具有代表性的是整车装备测试。

舱体容积尺寸为17.6m(长)×9.6m(宽)×5.0m(高),冷风机组由两台吊顶冷风机组成,整体尺寸为9m长×1.8m×2.2m,舱体隔热层采用硬质聚氨酯夹心保温板,环境舱保温层厚度δ=180mm,环境舱外壁采用0.8mm厚白色彩钢板,内舱壁采用0.8mm 厚不锈钢拉丝波折板。舱内试验车辆最大尺寸为5 500mm×2 500mm×2 000mm,车顶布置有阳光模拟灯架,车身两侧布置四电机台架,车头处布置有1台跟踪风机。

由于环境试验舱降温速率小于升温速率,在相同风量下,送风口温变速率越慢,温度场均匀程度受流场均匀程度影响越小[6]。因此,本文只研究升温工况下的环境舱内流场特性。选定60℃、车速0km/h试验工况,对设置的3种不同方案进行研究。

方案1为冷风机中置直吹送风,吊顶冷风机组布置于实验舱中央,冷风机组送风口是12个直径为0.8m的圆形风口,回风口位于进风口的背面,如图1(a)所示。方案2为冷风机近壁面直吹送风,将吊顶冷风机布置在近壁3 200mm处,以使气流撞击壁面产生贴壁流动效果,如图1(b)所示。方案3为贴壁绕场循环流动送风,在方案2吊顶冷风机组的下方设置导流板,其位置距试验舱底部5 000mm处,将舱体分为上下两层,以使气流形成贴壁流果之后,气流贴壁循环由送风口流动至回风口,其路径可绕舱体内全域,如图1(c)所示。

(a)方案1冷风机中置直吹送风

1.2 数学模型

为了降低模型结构复杂程度,在不影响仿真计算结果的前提下,对环境舱内部流场的物理模型作如下假设[7]:

1)环境舱内的传热介质空气为不可压缩理想流体,粘性力做功忽略不计;

2)湍流对流换热采用雷诺时均方程;

3)由于观察窗相对于试验舱尺寸较小,且窗体采用双层玻璃结构,传热系数低,故忽略其散热过程不会对计算结果造成明显影响,对环境舱观察窗结构进行简化;

4)由于内舱壁0.8mm不锈钢板外面包裹有隔热材料,不会影响舱体与外部环境交换热量,从而将其忽略;

5)试验车为非运行工况。

基于以上假设,由于舱体内空间是连续的,且其流场、温度场参数满足定常系统要求,从而其控制方程[8-9]如下:

舱体内流场连续性方程为

(1)

舱体内流场动量方程为

(2)

舱体内流场能量守恒方程为

(3)

环境舱内气流运动为湍流运动,所以采用κ-ε湍流模型进行计算[10-11]。

Standardκ-ε模型:

(4)

(5)

式中,k为湍动能,J;ε为扩散率。C1ε=1.44,C2ε=1.92,σk=1.0,σε=1.3,μt=Cμρk2/ε,μt为动力粘度,N·s/m2;Cμ=0.09。

(6)

2 主要参数设置

2.1 边界条件设置

将建立的环境舱结构模型导入Workbench中,划分舱内流体计算域,定义流固耦合面、送风口和回风口,对舱内流体模型进行网格划分,导入Fluent中进行流场及温度场的数值模拟。

送风口的风速定义为5m/s,送风口的送风温度与时间变化公式为

T=38+t/96

(7)

式中,T表示温度,℃;t表示时间,s。

将式(7)编写成UDF程序导入Fluent中;回风口设置为outflow边界条件;舱体壁面定义为无滑移壁面。求解采用成熟的SIMPLE算法[12],该仿真为瞬态仿真,时间步长为0.25s,步数9 600,总时间为2 400s。

针对作为试验区的试验车及测试台架周围区域,仿真计算过程中在舱内试验区设定代表性监测点,记录监测点的温变过程,通过分析对比监测点采集的数据筛选送风结构。监测点布置方案如图2所示,围绕试验区5个平面均匀布置21个监测点,其中A、B、C、D、E、F、G距试验车车头表面130mm,H、I、J、K、L、M、N距实验车车头表面2 600mm,O、P、Q、R、S、T、U距试验车车尾表面250mm,E、F、G、M、N、S、T、U距舱内地面400mm,D、K、L、R距舱内地面1 550mm,A、B、C、H、I、J、O、P、Q距舱内地面2 700mm,C、G、J、L、N、Q、U距台架表面100mm,A、E、H、K、M、O、S距台架表面100mm,B、D、F、I、P、R、T位于试验车对称截面。

图2 监测点布置示意图

2.2 模型验证

为了验证整车高低温环境实验舱模型建立的合理性,保证环境舱CFD数值模拟计算结果的实际参考意义,联合广东立佳实业有限公司,利用搭建的整车高低温环境试验舱测试平台进行验证性试验,对不同风速下实际运行工况的环境实验舱内部温度的动态变化进行测量记录,将试验数据与仿真数据进行比对,以达到验证目的。试验监测点按照数值模拟监测布置点所对应的环境舱现场实际位置进行布置。采用KEITHLE2700数据采集仪和PT100温度传感器[13-14]采集温度数据。送风风速范围为1～5m/s,测量前将环境试验舱内初始温度调至38℃。为了避免偶然现象,减少试验误差,使结果更有真实性,测量3组实验数据。对应的数值模拟的送风风速设定和初始化温度与试验设定保持一致。将21个监测点数据统计所得到的仿真温度极差值与送风风速的关系拟合成曲线,如图3所示。

图3 仿真与实验数据对比

仿真温度极差值与送风风速的拟合曲线关系函数为

y=4.75x-6.0

(8)

式中,y为环境舱内温度极差值,℃;x为舱内送风风速,m/s。

由图3可知,试验工况下温度极差值与送风风速坐标接近仿真拟合曲线,试验结果与仿真结果的最大偏差为9.8%,最小偏差为6.1%,整体偏差在10%以内,该误差在可接受范围之内,证明了仿真计算模型的合理性和数值模拟方法的可靠性。

3 结果与分析

3.1 模拟仿真结果

方案1、方案2和方案3的仿真结果如图4所示。图4(a)为方案1的仿真流线图,观察流线图可以看出,气流从送风口流出后自然下落,气流拂过试验车前车身后,部分涌至低压区回风口流出,部分流至舱体后部绕场运动循环至回风口;舱内前部区域流线密集且流动较快,后部区域流线紊乱稀疏且流动渐缓,舱内平均风速为1.25m/s,风速极差值为2.62m/s。由温度云图可以看出(见图4b),舱内温度分布情况与气流路径同步,舱体前部区域温度高且均匀性较好,试验车停放区域至舱体后部区域云图分层明显;试验区平均温度为58.7℃,温度极差值为3.1℃,整体温度较低且均匀性较差。

(a)方案1流线图

图4(c)为方案2的仿真流线图,由流线图可以看出,气流由送风口流出,撞击垂直壁面后产生贴壁流动效果,舱内平均风速为0.95m/s,风速极差值为2.01m/s,流线均匀程度较方案1有所提升;但由于气流由送风口至回风口的路径过短,导致舱体后半段仅有少部分气流继续贴壁绕场运动,舱体后半段流线较为稀疏。试验区平均温度为58.6℃,温度极差值为3.5℃;图4(d)为方案2的对称截面云图,从温度云图可以看出,方案2车身周围温度场的温度值及温度均匀性较方案1提升不明显。

图4(e)为方案3的仿真流线图,观察流线图可以看出,气流从送风口流出撞击壁面后沿舱内壁面贴壁流动,受地面试验车及设备扰流影响后,部分上涌撞击导流板后沿导流板壁面贴壁流动至导流板上方低压区循环至回风口,部分继续贴壁流动沿壁面流至回风口;受贴壁循环效果和导流板限制路径的影响,相比于方案2,方案3气流由送风口至回风口的舱内绕场循环运动路径变长,气流在舱内流动范围更广;舱内平均风速为1.06m/s,风速极差值为1.68m/s,舱内流线疏密均匀性明显提升。图4(f)是方案3的对称截面云图,由图4(f)可以看出,虽然在气流与试验车及设备对流换热和热传导影响下,试验车尾部温度云图出现分层,但舱内整体温度较高、温差较小、温度均匀性较好,试验区平均温度为59.2℃,温度极差值为1.8℃;相比于方案2,方案3试验车周围温度场均匀程度明显提升。

根据21个监测点采集的各方案试验区数值模拟温度值绘制温度分布曲线,如图5所示,方案1的最大温差为3.1℃,平均温度为58.7℃;方案2最大温差为3.5℃,平均温度为58.6℃;方案3的最大温差为1.8℃,平均温度为59.2℃;方案3较方案1与方案2,温差分别降低了1.3℃和1.7℃。综合分析测点温度、温度极差、速度极差和流场均匀性可以发现,方案3下的环境舱温度场均匀性优于方案1和方案2。

图5 3种方案监测点温度分布对比

3.2 不均匀系数

利用温度不均匀系数和速度不均匀系数可以对各方案下环境舱的温度场和流场均匀性进行评估,为了精准获得舱内试验区的不均匀系数,在距离舱体左右壁面1 600mm截面Ⅰ、Ⅱ分别取120个测点,在距离试验车前后200mm截面Ⅲ、Ⅳ分别取60个测点,在距离试验车顶部800mm截面Ⅴ取140个测点,共500个测点,如图6所示,采集测点的温度值和速度值,计算温度不均匀系数σT和速度不均匀系数σV[15-16]。

图6 测点分布示意图

(9)

(10)

表1 3种方案下的不均匀系数

3.3 能量利用系数

能量利用系数可以用来评估不同结构方案下环境舱的温变效率[17-18],能量利用系数η越大,表明工作效率越高,节能效益越好,其计算结果可为整车高低温环境试验舱的低功耗设计提供参考,计算方法为

(11)

式中,η为能量利用系数;Tm为回风口平均温度,℃;Tn为舱内平均温度,℃;Tp为2 400s时送风口温度,℃。各方案的能量利用系数计算结果如表2所示,方案1的能量利用系数为3.786,方案2的能量利用系数为4.083,方案3的能量利用系数为4.556,方案3的能量利用系数较方案1与方案2分别提升了20.3%与11.6%。由此可知,方案3下的环境舱工作效率高于方案1及方案2,具有较大的节能优势。

表2 3种方案能量利用系数

综上所述,贴壁绕场循环流动送风应用于整车高低温环境实验舱可改善舱内的气流分布特性,提升流场及温度场的均匀性,提高环境舱的工作效率,能够使环境舱更好地满足整车环境试验要求。

4 结论与展望

本文利用数值模拟方法,对整车高低温环境试验舱在贴壁循环流动送风与冷风机中置直吹送风形式下的内流场动态分布特性进行了分析,研究证明了贴壁绕场循环流动送风形式可有效改善环境舱内流场均匀性,降低环境舱的功耗。此外,贴壁绕场循环流动送风(方案3)已实际应用于整车高低温环境试验舱建设项目中,改善了整车高低温环境试验舱的性能,可为同类型高低温环境试验舱搭建提供参考。但是本文忽略了试验车在运行工况下对环境舱温度场的均匀性和气流能量利用率的影响,今后可对此作进一步研究。