靜音型電源車車載發電機組散熱分析及試驗研究

蘇紅春，袁 春，潘小兵，金 釗，瑪麗婭

（重慶通信學院 軍用特種電源軍隊重點實驗室，重慶 400035）

靜音型電源車用于機動作戰部隊通信與指控節點內開設的眾多車輛集中供電保障[1]。為了降低電源車車載柴油發電機組噪聲對通信與指揮控制的干擾，減小聲目標暴露，采用了圖1所示的封閉式機組艙和消聲艙結構。艙內溫度升高，發電機組熱負荷加重。為確保發電機組安全、可靠地完成發電、供電任務，應分析不同工況下靜音型電源車車艙內柴油發電機組的散熱狀況，以便對車艙內的通風散熱結構進行合理設計[2-3]。

本文利用FLUENT數值模擬軟件對靜音型電源車車艙內空氣流動及溫度場進行數學建模與仿真，進而對車艙柴油發電機組和兩級排氣消聲器的散熱情況進行分析。采用環境模擬試驗對車艙內溫度進行測試，并與仿真計算所得到的數據進行對比分析，驗證仿真計算的合理性，分析電源車通風散熱結構是否滿足通風散熱的要求。

1 模型的建立

1.1 物理模型的建立及簡化

用Solidworks建立靜音型電源車車艙實體模型，如圖1所示。車艙主要由操作艙、機組艙和消聲艙3部分組成。操作艙內安裝操控設備和附件柜；機組艙內安裝兩臺80 kW柴油發電機組，以用一備一的方式工作，用于對外供電。機組艙前部、車艙底部開設進風口，用于機組工作和車艙內設備的冷卻散熱；消聲艙內安裝第2級排氣消聲器，與機組艙內的第1級排氣消聲器連接起來，對機組的排煙進行消聲；靠近排氣口的位置安裝兩個三角形消聲立柱，對從機組艙傳出的噪聲進行控制。空氣流動時不經過操作艙，因此主要對機組艙和消聲艙內通風散熱情況進行建模和仿真分析，而忽略操作艙的部分。

本文主要以電源車車艙內柴油發電機組和兩級消聲器的溫度場分布為研究內容，綜合考慮電源車進排風口、機組各部件發熱對車艙通風散熱效果的影響。在不影響車艙內通風散熱情況的前提下，對電源車車艙模型進行簡化，以減少網格劃分及仿真計算的工作量，避免計算出錯，從而更加準確地計算車艙內機組及消聲器的散熱情況。簡化模型的原則是[4]：著重考慮對溫度場影響較大的主要散熱設備和對空氣流場影響較大的設備，忽略對溫度場和流場影響較小的設備。簡化后電源車模型如圖2所示。

1.2 數學模型

由于該靜音型電源車內部設備布置、功能單元外形、空氣流動和傳熱非常復雜，為了便于計算和分析，須對車艙內空氣流動和傳熱做以下假設：

（1）電源車車艙內設備運行穩定，所有的散熱源向其周圍空氣散發的熱量通過定義的邊界面均勻地進入流體區域，將流體與固體接觸面上的換熱轉化為純流體的加熱與對流換熱。不考慮壁面的輻射傳熱。

（2）電源車車艙外部環境溫度恒定，即通過進氣口進入到車艙內部的空氣溫度恒定，對于進入車艙內空氣的相對濕度可以不予考慮。空氣的物性參數值即比熱容、密度和粘度等可以根據FLUENT軟件中的默認值進行選擇。

（3）車艙內流場的空氣密度恒定不變，不隨溫度變化，空氣流動可認為是不可壓縮穩態定常流動。空氣流動不考慮浮力驅動流對流動的影響。

（4）本文的計算區域即電源車內部空氣流動區域，可假設為遠離壁面的流體區域內的溫度場分布，所以假設各壁面厚度都為0。

電源車內氣體流速不高，視為不可壓粘性流動，流體流動的控制方程組[5]如下：

連續性方程

動量守恒方程

式（1）～（4）中，r為空氣密度，kg/m3；ui、uj、uk分別為角坐標系3個方向的時均速度，m/s；xi、xj、xk分別為直角坐標3個系坐標；P為壓力，Pa。

為了準確模擬車內空氣流動和流場中的湍流，選用標準k-ε模型[6]。模型中湍流粘度表示為兩個變量：湍流動能k和湍流耗散率ε，都包含對流和擴散項，表達形式如下：

式（5）～（6）中，r為氧氣密度，取1.299 kg/m3；μ為氧氣動力粘度，取1.919×10-5(kg·s/m2)；為湍流速度，m/s；常數C1=1.44、C2=1.92、Cu=0.99、=1.0、=1.2。

2 網格劃分及邊界條件的建立

2.1 網格劃分

根據簡化后的電源車車艙模型建立空腔模型如圖3所示。對模型進行數值模擬前要對其進行網格劃分。網格是CFD模型的幾何表達形式，也是模擬與分析的載體。網格劃分是CFD技術的關鍵步驟，網格質量的好壞直接影響著CFD計算效率和結果的精確度。當計算模型相對復雜時，網格的生成也相對困難，對計算設備要求較高。

利用ICEM CFD軟件進行網格劃分。由于電源車計算模型比較復雜，故在網格劃分時采用四面體非結構化網格。并且在進行網格劃分時，進行基于幾何模型曲率自適應的網格細分。ICEM可以通過捕捉幾何實體特征自動對網格進行細分，細分的網格小于表面設定的網格，這樣得到的網格可以更加真實地反映實體的特征，使計算更加準確，符合實際情況。網格劃分結果如圖4所示。

2.2 邊界條件的建立

對研究對象完成建模和網格劃分后，在數值模擬之前要對所建模型邊界條件進行設定。在ICEM軟件中，根據模型實際情況制定模型中的邊界條件類型，用FLUENT求解器求解時對各個邊界條件參數進行設置。本模型主要對入口邊界條件、出口邊界條件、風扇邊界條件和壁面邊界條件進行了設置。

3 電源車數值計算結果分析及試驗

為了得到適合本模型的算法和比較精確的數值模擬結果，在對研究對象完成建模、網格劃分和邊界條件的設置后，要對FLUENT軟件的一些控制參數進行設置。采用壓力-速度耦合求解器，標準k-ε雙方程湍流模型，并激活能量方程。本模型中，由于主要散熱源為發電機組和兩級消聲器，所以其內部溫度值可以間接表示整個流場內部的溫度變化是否平衡。

3.1 數值模擬結果分析

通過對不同工況下某靜音型電源車車艙內部溫度場進行數值模擬，可以比較全面地分析電源車內柴油發電機組和消聲器的散熱情況。這里主要對不同環境溫度下工作的電源車車艙內部溫度場進行數值模擬和比較分析。由于發電機組以用一備一的方式工作，因此只對一臺工作機組做仿真模擬，便可反映出整個車艙內設備的散熱情況。為了方便分析柴油發電機組及消聲器的散熱效果，在觀察溫度場分布時，將機組和第1級消聲器放在一起分析，將第2級消聲器單獨分析，這也有利于分析機組與消聲器、消聲器與排氣管連接處的局部溫度場分布。

3.1.1 機組和第1級消聲器溫度場數值仿真分析

圖5為環境溫度分別為-10 ℃、10 ℃、25 ℃、35 ℃、45 ℃、55 ℃時柴油發電機組及第1級消聲器的溫度場分布圖。由圖可以看出：當外部環境溫度較低時，機組溫度也較低；隨著環境溫度的升高，機組的溫度也隨之升高；當環境溫度達到55 ℃這一極限溫度時，機組大部分面積溫度為65 ℃左右，最高達到70 ℃以上。相比之下，第1級消聲器由于排氣溫度很高，散熱后整體溫度仍較高，最高溫度達到80 ℃以上，局部由于處于背向空氣流動的方向，溫度達到85 ℃。同時，機組和排氣管連接處、排氣管和消聲器連接處由于設備本身結構原因，溫度較高，最高達95 ℃。因此，環境溫度較低時機組和消聲器溫度能夠滿足散熱要求，當環境溫度達到55 ℃時柴油發電機組散熱情況較好，兩級消聲器溫度偏高。

3.1.2 第2級消聲器溫度場仿真分析

圖6為安裝于消聲艙的第2級消聲器在不同工況下的溫度場分布圖。由圖可以看出：各個工況下消聲器正對發電機組散熱器排氣口的一側溫度較低，背向排氣口的一側溫度相對較高；環境溫度在45 ℃以下時，消聲器最高溫度沒有超過72 ℃；當環境溫度達到55 ℃時，消聲器正對排氣口的一側溫度為60 ℃左右，背向排氣口的一側溫度達到80 ℃左右，個別位置溫度達到85 ℃以上。相比第1級消聲器，由于第2級消聲器位于正對柴油機發電機組散熱器排風口的位置，散熱效果較好，然而當環境溫度達到55 ℃時，消聲器的溫度仍然超出適宜的工作溫度范圍。

3.2 試驗

參照 GJB 150.3A—2009 和 GJB 1488 —1992[7]，試驗安排在環境模擬實驗室內，分別對環境溫度為10 ℃、25 ℃、35 ℃、45 ℃工況下靜音型電源車車艙內設備的溫度進行測定。測點布置根據中華人民共和國交通行業標準JT/T 216—95，試驗測點位置布置如圖7所示。測點1位于車艙內兩臺機組中間，用來測試車艙內氣流的溫度；測點2布置于發電機上方，測發電機的溫度；測點3、4、5測柴油機的溫度，其中測點3布置于氣缸蓋，4和5分別布置于柴油機的前后壁面上；測點6、7分別測試第1級排氣消聲器背風側和迎風側的溫度；測點8、9分別測第2級排氣消聲器迎風側和背風側的溫度。對不同環境溫度下各測點溫度值進行測試，得到不同工況下各測點仿真計算值與實測值的比較，見表1～4。

表1 10 ℃工況各測點溫度計算值與實測值的比較

表2 25 ℃工況各測點溫度計算值與實測值的比較

表3 35 ℃工況各測點溫度計算值與實測值的比較

表4 45 ℃工況各測點溫度計算值與實測值的比較

從表1～4可以看出，不同工況下電源車仿真計算結果與實測結果比較吻合，大多數測點的計算值略低于實測值；個別測點（如測點6、9）計算值和實測值偏差較大，最大差值達6 ℃。對比結果表明：當環境溫度在45 ℃以下時車艙的通風散熱結構基本可以滿足機組及消聲器散熱的要求，然而，由于對壁面的具體結構以及傳熱特性缺乏很精確的了解，對車艙各個壁面傳遞的熱量很難精確確定，這樣自然在計算中產生了誤差。此外，對車艙門以及各個絕熱壁面、車艙內部設備之間熱量的相互輻射都進行了忽略，這也將導致誤差的產生，同時也是導致同一設備不同側面溫度相差較大的原因。

4 結論

本文建立了電源車車艙3D仿真模型，用ICEM CFD進行網格劃分后，在FLUENT求解器中進行溫度場的仿真計算，并利用環境模擬試驗對仿真計算結果進行了驗證，得到以下結論。

（1）隨著電源車工作時外部環境溫度的升高，空氣流動對于柴油發電機組和消聲器的散熱效果下降。當外部環境溫度達到55℃這一極限溫度時，機組和消聲器的溫度較高，消聲器表面溫度不能滿足散熱要求。今后的設計中需要對通風散熱結構進行進一步的改進。

（2）不同工況下柴油發電機組和消聲器的計算值與實測值均比較吻合，大多數測點計算值略高于實測值，個別測點計算值與實測值偏差較大，這幾個測點主要為布置于消聲器上的測點。由于消聲器初始溫度較高，因此偏差也在可接受范圍內。

（3）由仿真計算與試驗結果可知，對于該靜音型電源車結構，在計算時所設置的各類邊界條件、所采用的計算模型以及實體結構的簡化方法是正確的。

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