鼎湖可升降籃子可旋轉(zhuǎn)的高空升降車(chē)吊籃安裝車(chē)出租139 2829 2824 鼎湖吊籃車(chē)租賃, 吊籃車(chē)出租 基于虛擬風(fēng)洞的裝載機(jī)動(dòng)力艙熱環(huán)境預(yù)測(cè) ？？？ 控制方程流體的流動(dòng)和換熱遵循質(zhì)量守恒、動(dòng)量守恒、能量守恒三大定律，固體的導(dǎo)熱遵循拉普拉斯導(dǎo)熱定律，基本控制方程如下： Ｓｉ為動(dòng)量方程源相；Γ為廣義擴(kuò)散系數(shù)；φ為廣義變量；Ｔ為溫度場(chǎng)，是坐標(biāo)ｘ、ｙ、ｚ的函數(shù)。湍流模型選用ＲＮＧｋ－ε模型，該模型考慮了湍流漩渦的影響，對(duì)瞬變流和流線彎曲的影響有更好的反應(yīng)，防止標(biāo)準(zhǔn)ｋ－ε模型在模擬強(qiáng)旋流流動(dòng)時(shí)壁面產(chǎn)生的失真，
（４）將散熱器芯體設(shè)定為多孔介質(zhì)來(lái)模擬散熱器中的空氣流的流動(dòng)阻力，多孔介質(zhì)的動(dòng)量模型可以表達(dá)為： Ｃｉｊ為慣性阻力矩陣Ｃ中的元素；Ｄｉｊ為黏性阻力矩陣Ｄ中的元素；ρ為空氣密度；ｖ為空氣湍流速度；ｕ為空氣湍流黏度。多孔介質(zhì)的有效熱傳導(dǎo)率ｋｅｆｆ是由流體的熱傳導(dǎo)率和固體的熱傳導(dǎo)率的體積平均值計(jì)算得：ｋｅｆｆ＝γｋｆ＋（１－γ）ｋｓ γ為多孔介質(zhì)孔隙率；ｋｆ為液相熱傳導(dǎo)率；ｋｓ為固體介質(zhì)熱傳導(dǎo)率。
網(wǎng)格劃分: 由于動(dòng)力艙內(nèi)部結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，采用六面體與四面體相結(jié)合的劃分方法，各個(gè)散熱器及虛擬風(fēng)洞流場(chǎng)區(qū)域選用六面體網(wǎng)格，其余全部采用四面體網(wǎng)格，風(fēng)扇、消聲器、排氣管、發(fā)動(dòng)機(jī)等流場(chǎng)變化劇烈和存在熱交換的區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格加密，計(jì)算域網(wǎng)格總數(shù)為５６１．２萬(wàn)，網(wǎng)格具體分布。
邊界條件計(jì)算工況為鏟土工況，低速檔位，邊界條件設(shè)置如下：虛擬風(fēng)洞速度入口風(fēng)速為１ｍ／ｓ；壓力出口邊界表壓為０；風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)區(qū)域采用Ｍｏｖｉｎｇｒｅｆｅｒｅｎｃｅｆｒａｍｅ模型；水散熱器、液壓油散熱器和傳動(dòng)油散熱器均采用多孔介質(zhì)模型；風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為２０００ｒ／ｍｉｎ。動(dòng)力艙內(nèi)各部件壁面溫度試驗(yàn)采集結(jié)果如下：環(huán)境溫度為２５℃；發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋壁面；發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體壁面為１００℃；消聲器壁面為５７０℃；排氣歧管為７００℃；水管壁為１００℃；油底殼壁面為１００℃；隔熱后壁面溫度為８０℃。液壓油散熱器為管片式結(jié)構(gòu)，水散熱器和傳動(dòng)油散熱器采用板翅式結(jié)構(gòu)，根據(jù)廠家提供的各個(gè)散熱器的空氣流速－壓強(qiáng)損失數(shù)據(jù)進(jìn)行二項(xiàng)式擬合，按照式（５）計(jì)算出各個(gè)散熱器芯部的多孔介質(zhì)模型參數(shù)。將散熱器作為體積熱源與空氣進(jìn)行熱交換。
求解方法選用有限體積法對(duì)方程進(jìn)行離散；選用ＲＮＧｋ－ε湍流模型和ＳＩＭＰＬＥ隱式算法求解；由于排氣系統(tǒng)溫度較高，要考慮其與冷卻氣體間的輻射換熱，選用Ｓ２Ｓ）輻射模型；壁面采用無(wú)滑移固壁邊界條件。計(jì)算開(kāi)始時(shí)選用一階迎風(fēng)格式，計(jì)算穩(wěn)定后選用二階迎風(fēng)格式，監(jiān)測(cè)動(dòng)力艙出口空氣的溫度和流量達(dá)到穩(wěn)定后認(rèn)為計(jì)算收斂，計(jì)算過(guò)程殘差曲線。
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動(dòng)力艙內(nèi)速度場(chǎng)仿真結(jié)果: 吊籃車(chē)動(dòng)力艙內(nèi)空氣流動(dòng)狀態(tài)。從圖５速度矢量圖可以看出：在冷卻風(fēng)扇的吸力作用下，空氣從不同入口處流入動(dòng)力艙，下部氣流流經(jīng)發(fā)動(dòng)機(jī)缸體和排氣管，進(jìn)行熱交換后被風(fēng)扇吸走繼而對(duì)散熱器進(jìn)行冷卻。從動(dòng)力艙上部開(kāi)口處流入的氣流經(jīng)過(guò)消聲器、空濾器、進(jìn)氣管和水管，進(jìn)行熱交換后被風(fēng)扇吸走繼而對(duì)散熱器進(jìn)行冷卻。所以，動(dòng)力艙內(nèi)溫度最高的排氣管和消聲器導(dǎo)致艙內(nèi)溫度較高，同時(shí)與空氣進(jìn)行對(duì)流和輻射換熱后，使空氣溫度升高，造成空氣流經(jīng)散熱器時(shí)冷卻效率降低。
動(dòng)力艙熱環(huán)境仿真結(jié)果對(duì)比: 為了降低艙內(nèi)溫度及提高散熱器的散熱效率，將發(fā)動(dòng)機(jī)排氣系統(tǒng)高溫壁面表面包裹隔熱罩，并與未做隔熱處理的排氣系統(tǒng)進(jìn)行了對(duì)比，艙內(nèi)熱環(huán)境仿真結(jié)果。 排氣系統(tǒng)進(jìn)行隔熱后，動(dòng)力艙內(nèi)部消聲器及排氣管附近高溫區(qū)域溫度明顯降低，風(fēng)扇入口處及散熱器內(nèi)部空氣溫度有所降低。結(jié)合流場(chǎng)的仿真結(jié)果分析原因?yàn)椋焊魺崤艢庀到y(tǒng)（排氣管和消聲器）壁面溫度較之前溫度大幅度的降低，同時(shí)排氣系統(tǒng)隔熱材料內(nèi)部導(dǎo)熱系數(shù)較小，與空氣的對(duì)流換熱系數(shù)降低，導(dǎo)致與空氣的對(duì)流換熱量降低；隔熱排氣系統(tǒng)對(duì)動(dòng)力艙內(nèi)部各個(gè)部分和流動(dòng)空氣的熱輻射降低。從溫度云圖可以看出：散熱器模塊（液壓油散熱器、水散熱器和傳動(dòng)油散熱器）中心處溫度最高，主要是因?yàn)檩嗇炛行奶幙諝馑俣容^小，空氣在散熱器內(nèi)部流動(dòng)時(shí)間較長(zhǎng)導(dǎo)致的結(jié)果。排氣系統(tǒng)隔熱后散熱器內(nèi)部最高溫度降低，優(yōu)化后動(dòng)力艙熱環(huán)境得到改善。
散熱器溫度場(chǎng)仿真結(jié)果分析: 散熱器的熱交換結(jié)果。 空氣在風(fēng)扇的吸力作用下吹向散熱器，與散熱器進(jìn)行熱交換，達(dá)到冷卻散熱器的目的。散熱器內(nèi)部溫度成梯度分布，空氣溫度從左到右逐漸升高，液壓油散熱器換熱效果最好，水散熱器次之，傳動(dòng)油散熱器最差，主要是由于空氣沿著散熱器內(nèi)部流道速度逐漸降低，溫度逐漸升高，換熱系數(shù)降低，冷卻性能越來(lái)越差。水散熱器和傳動(dòng)油散熱器上部溫度比下部高，主要是因?yàn)榭諝饨?jīng)過(guò)液壓油散熱器溫度升高，換熱效率降低所致。從圖７的對(duì)比結(jié)果可以看出，改進(jìn)排氣系統(tǒng)后，各個(gè)散熱器的溫度梯度降低加快，對(duì)比結(jié)果表明：排氣系統(tǒng)改進(jìn)后，各個(gè)散熱器的換熱性能均有所提高。為進(jìn)一步研究排氣系統(tǒng)對(duì)散熱器模塊散熱性能的影響，對(duì)各個(gè)散熱器入口處的溫度分布情況進(jìn)行了對(duì)比。 液壓油散熱器左側(cè)、上部中間及右下角出現(xiàn)高溫區(qū)。結(jié)合速度矢量圖分析原因?yàn)椋号艢夤芗跋暺饕粋?cè)空氣溫度較高，風(fēng)扇逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)，這一側(cè)的空氣被風(fēng)扇吸入后吹向液壓油散熱器的左側(cè)，導(dǎo)致左側(cè)空氣溫度較高，而溫度較低的空氣則被風(fēng)扇吹向圖中的低溫區(qū)。排氣系統(tǒng)改進(jìn)后散熱器入口處溫度明顯降低。水散熱器中心處溫度最高，上表面溫度大于下表面溫度，并且下表面溫度分布與液壓油散熱器一致，主要是因?yàn)樯崞魅肟谔幭卤砻娴目諝饨?jīng)過(guò)液壓油散熱器后溫度升高。輪轂中心處空氣速度較低，與散熱器換熱時(shí)間較長(zhǎng)的結(jié)果。排氣系統(tǒng)改進(jìn)后，水散熱器入口溫度比改進(jìn)前明顯降低。傳動(dòng)油散熱器入口處表面溫度明顯成環(huán)狀分布，具體原因與水散熱器的分析一致。原始結(jié)構(gòu)中心處最高溫度為８３．４℃，改進(jìn)后最高溫度降低到７６．４℃，改進(jìn)后傳動(dòng)油散熱器的換熱效率將提高。
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