(西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 四川成都 610031)

引言

目前，國(guó)內(nèi)外對(duì)于壓裂車的研究主要集中在發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)箱、壓裂泵等方面，對(duì)于散熱系統(tǒng)涉及較少[1]。已知的對(duì)于壓裂車散熱器的研究主要集中在風(fēng)扇的控制方面。Sauer-Danfoss公司設(shè)計(jì)的MC024-010控制器則是通過對(duì)節(jié)溫器的調(diào)控，實(shí)現(xiàn)對(duì)風(fēng)扇轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)，從而滿足散熱器的散熱需求[2-3]。由于壓裂車散熱器安裝尺寸有限，其散熱面積很難進(jìn)行增大，為提高散熱效率，則必然需要從其他方面進(jìn)行改進(jìn)。因此主要對(duì)壓裂車油散的散熱效率進(jìn)行分析，使其在合理的安裝空間下，使散熱器達(dá)到最高散熱效率，以滿足大功率散熱的要求。

1 總體方案

國(guó)產(chǎn)壓裂車的工作環(huán)境不穩(wěn)定[4]，水冷散熱二次水源設(shè)備的規(guī)模較大。整套設(shè)備在散熱器底部采用吸風(fēng)機(jī)，冷卻風(fēng)通過風(fēng)扇[5]吸入散熱器，從而冷卻發(fā)動(dòng)機(jī)缸套水、潤(rùn)滑油、燃油和液壓油等(如圖1所示)。

1.1 方案影響因素

由于工程機(jī)械的工作環(huán)境條件，液壓油散外翅片一般采用平直翅片。

圖1 壓裂車?yán)鋮s系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

壓裂車的散熱器體積大，并且由于扁平翅片機(jī)構(gòu)呈現(xiàn)出空間的周期性變化，因此通過翅片時(shí)的溫度場(chǎng)物理量也呈現(xiàn)周期性變化。由于計(jì)算機(jī)條件的限制，不可能模擬整個(gè)散熱器。為減少計(jì)算量，主要選取了5個(gè)翅片周期作為研究對(duì)象。

為減小入口湍流和出口回流效應(yīng)，將入口和出口進(jìn)行了延伸處理[6]，然后利用Fluent進(jìn)行仿真分析。

1.2 方案流程

板翅式散熱器屬于間壁式換熱器，其熱交換方式如圖2所示。

圖2 間壁式換熱器流體換熱流程

熱交換方法主要分為3種：

油液熱流體的散熱量：

(1)

空氣冷流體帶走熱量：

(2)

換熱器傳熱量：

(3)

對(duì)液壓油散的優(yōu)化方案流程如圖3所示。

2 初始參數(shù)設(shè)定

對(duì)液壓油散的基本要求是:在一定的空間中，增加足夠大的散熱面積與通風(fēng)面積[7]，并且結(jié)構(gòu)緊湊，擁有一定的耐壓強(qiáng)度，因此，主要在液壓油散的空氣通道設(shè)置了平直翅片，因此散熱帶的平直翅片的分布便會(huì)影響油散的散熱效率。

圖3 液壓油散優(yōu)化方案圖

板翅式散熱器翅片節(jié)距z一般為2～4.2 mm，厚度c約為0.15～0.3 mm[8]，具體參數(shù)見表1。

表1 鋁制板翅式散熱器調(diào)整參數(shù)

3 CFD數(shù)值模擬

3.1 物理模型

模型采取四面體網(wǎng)格和六面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，由于整體對(duì)液壓油散進(jìn)行CFD仿真時(shí)，結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜，網(wǎng)格數(shù)過多且結(jié)果不夠精確，因此對(duì)液壓油散模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化處理，在一定的安裝尺寸下，分析了5個(gè)通道管路下的監(jiān)測(cè)點(diǎn)溫度變化。

3.2 控制方程

采用三大守恒方程對(duì)三維定常流體進(jìn)行數(shù)值分析。

質(zhì)量守恒方程：

(4)

式中，ρ為密度；u，v，w為速度矢量在x，y，z方向上的分量。

動(dòng)量守恒方程：

(5)

式中，p為流體微元體上的壓力；ρ為密度；μ為動(dòng)力黏度。

能量守恒方程：

(6)

式中,ρ為密度；c為比熱容；T為溫度；K為流體的傳熱系數(shù)；ST為粘性耗散項(xiàng)。

計(jì)算可得空氣側(cè)流場(chǎng)雷諾數(shù)Re、湍流強(qiáng)度I和湍動(dòng)能k：

(7)

(8)

(9)

由于仿真模型入口處的流體雷諾數(shù)較低[9-10]，因此選用RNGk-ε湍流模型進(jìn)行仿真分析。計(jì)算中采用的基本方程如下：

(10)

(11)

其中，

μeff=μ+μi,C1ε=1.42,C2ε

Cμ=0.0845,αk=αε=1.39

η0=4.377,α=0.012

3.3 網(wǎng)格劃分及邊界條件

將建立模型導(dǎo)入Workbench，采用Mesh進(jìn)行網(wǎng)格劃分[11]，由于模型比較復(fù)雜，因此采用四面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，然后利用Fluent進(jìn)行仿真分析，邊界條件的設(shè)置如圖4所示。

空氣入口：速度入口為17.4 m/s，溫度為303 K。

空氣出口：壓力出口為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。

流體側(cè)的油液通過管壁熱傳導(dǎo)將熱量傳遞到接觸的翅片壁面，空氣側(cè)通過冷卻風(fēng)以熱對(duì)流的方式將熱量帶走，從而進(jìn)行散熱冷卻。

圖4 仿真模擬邊界條件

根據(jù)實(shí)際工況，散熱器液壓油溫度一般為335～350 K。由于翅片間距很小，對(duì)近壁出采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法[12]，運(yùn)用對(duì)數(shù)校正，可近似的認(rèn)為在該段的壁面溫度不變，取值為341 K。

對(duì)空氣流體及翅片進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并在翅片結(jié)構(gòu)以及熱流固耦合交界面進(jìn)行加密處理，保證在Fluent中可以順利計(jì)算，網(wǎng)格單元總共765530，節(jié)點(diǎn)數(shù)為514097，如圖5所示。

圖5 翅片及空氣單元模型的網(wǎng)格劃分

3.4 仿真結(jié)果分析

運(yùn)用Fluent對(duì)所有結(jié)構(gòu)的翅片分別進(jìn)行了仿真分析，同時(shí)考慮到選取參數(shù)的復(fù)雜性，采取了控制變量法和正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)的思想，對(duì)空氣流體側(cè)的平直翅片進(jìn)行優(yōu)選設(shè)計(jì)分析。將得到的數(shù)據(jù)運(yùn)用MATLAB進(jìn)一步整合，利用插值原理得到平滑的擬合曲線，液壓油散外翅片仿真分析得到的結(jié)果，如圖6所示。

由圖6a可以看出在0.2 mm和0.3 mm厚度的翅片時(shí)，隨著翅片節(jié)距的增加，空氣最終帶走的熱量減少。當(dāng)達(dá)到3.7 mm的節(jié)距時(shí)，熱量被帶走最少。出口溫度在節(jié)距為2.8 mm附近產(chǎn)生了交叉。從圖6b可以看出，在相同節(jié)距下厚度為0.3 mm的翅片的進(jìn)出口壓差明顯大于0.2 mm的進(jìn)出口壓差。隨著翅片節(jié)距的增加，壓差將逐漸減小。從圖6c中可以看出，翅片節(jié)距在2.7～3.1 mm之間翅片厚度對(duì)空氣出口速度的影響不是很大，當(dāng)節(jié)距達(dá)到3.5 mm時(shí)，0.2 mm 厚翅片的出口速度明顯大于0.3 mm厚度的翅片出口速度。對(duì)比圖6a～圖6c，不難看出，為保證出口散熱效率，初步選定翅片節(jié)距為2.8 mm，而在此節(jié)距下，0.2 mm厚的翅片則比0.3 mm翅片降低了30 Pa的進(jìn)出口壓差，同時(shí)兩者出口速度相差無(wú)幾。

圖6 液壓油散外翅片仿真結(jié)果

對(duì)0.2 mm厚度的翅片進(jìn)行不同翅片節(jié)距和隔板間距進(jìn)行分析，最終分析結(jié)果如圖7所示。

從圖7a中得出出口溫度隨著翅片節(jié)距的增大而減小，當(dāng)?shù)竭_(dá)3.7 mm時(shí)降到最低，并且隔板間距為14 mm 的出口溫度明顯大于隔板間距為15 mm出口溫度；圖7b中可以看出進(jìn)出口壓降大致隨著翅片節(jié)距的增大而減小，15 mm隔板間距的進(jìn)出口壓差始終低于14 mm隔板間距時(shí)的進(jìn)出口壓差；圖7c中明顯可以看出，雖然隔板間距為15 mm時(shí)的風(fēng)速大多數(shù)比14 mm 時(shí)小，但空氣出口風(fēng)速在翅片節(jié)距為2.8 mm附近有一個(gè)交叉，說(shuō)明在翅片節(jié)距為2.8 mm時(shí)，空氣出口風(fēng)速幾乎相等。對(duì)比圖7a～圖7c可得保證散熱的前提下，15 mm隔板間距不僅可以降低進(jìn)出口壓差，同時(shí)空氣出口風(fēng)速也可以得到保證。

圖7 0.2 mm厚度的翅片不同隔板間距仿真結(jié)果

對(duì)比圖6a～圖6c和圖7a～圖7c可以看出，為保證散熱器散熱量充足，空氣需要帶走更多熱量，即空氣出口溫度不宜過低，從圖6a和圖7a中均可看出，當(dāng)翅片節(jié)距為2.8 mm時(shí)，空氣出口溫度為較高的值，此時(shí)翅片厚度對(duì)空氣出口溫度的影響并不是很大，而隔板間距對(duì)空氣出口溫度有小幅度的影響；對(duì)比圖6b和圖7b散熱量相同的情況下，0.2 mm厚度翅片的壓差降低了18.9%，15 mm隔板間距的壓差降低了7.4%，兩種結(jié)構(gòu)的翅片均降低了進(jìn)出口壓差；對(duì)比圖6c和圖7c，在滿足散熱量的情況下，翅片厚度和隔板間距對(duì)最終出口速度的影響很小，幾乎可忽略不計(jì)。

4 結(jié)論

針對(duì)當(dāng)前壓裂車液壓油散翅片的幾種不同結(jié)構(gòu)尺寸的仿真研究結(jié)果可以得出如下結(jié)論：

(1) 通過調(diào)整以及改變散熱翅片的結(jié)構(gòu)形式對(duì)散熱結(jié)果有著顯著的影響，但這種影響只存在于一定范圍內(nèi)；

(2) 通過圖6a～圖6c和圖7a～圖7c之間的對(duì)比，結(jié)合壓裂車散熱器的實(shí)際安裝布置和制造成本，以及在保證散熱效率的情況下，選取翅片節(jié)距z為2.8 mm，翅片厚度c為0.2 mm，隔板間距s為15 mm 的板翅式液壓油散熱器的性價(jià)比最為合適；

(3) 由于壓裂車散熱系統(tǒng)為并聯(lián)式的布置方式，這樣選取的板翅式液壓油散也可為第二層和第三層的水箱提供較大的入口風(fēng)速，從而可提高水箱的散熱效率?；贑FD計(jì)算流體力學(xué)對(duì)液壓油散外翅片進(jìn)行優(yōu)化評(píng)價(jià)，為液壓油散的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)，不僅節(jié)省液壓油散的生產(chǎn)成本，同時(shí)大大縮短了液壓油散的設(shè)計(jì)生產(chǎn)周期。