某空調機組CFD分析與研究

蘇健 張克鵬

浙江盾安人工環(huán)境股份有限公司 浙江杭州 310020

1 前言

近年來，隨著國家對車輛環(huán)保的要求和消費者對空調舒適性要求的日益提高，空調在整個商用車開發(fā)設計過程中顯得越來越重要。純電動商用車輛由于受到續(xù)航限制，對能耗要求較為苛刻，而空調作為純電動商用車的主要能耗系統(tǒng)，高效節(jié)能的空調是純電動商用車開發(fā)過程中必須考慮的。空調機組作為空調的重要組成部分，其空氣側氣流分布均勻性是影響性能的重要因素之一[1-4]。

CFD(computational fluent dynamics)仿真技術在工業(yè)領域的應用得到越來越多的認可。它是伴隨著計算機技術和數(shù)值計算技術的發(fā)展而發(fā)展的，利用計算機求解流體的各種守恒控制偏微分方程組的技術。本文以某純電動商用車空調機組為研究對象，運用計算流體力學技術，基于商用CFD軟件ANSYS Fluent軟件的有限容積法模擬空調機組的流動狀況，進行仿真分析，觀察空調機組內流場分布及換熱器表面速度等信息，為空調系統(tǒng)性能提升提供理論依據(jù)。

2 流體力學方程

計算流體力學是把描述空氣運動的連續(xù)介質數(shù)學模型離散成大型代數(shù)方程組，并在計算機上求解。通過微分方程的離散化和代數(shù)化，把偏微分方程轉化為代數(shù)方程，再通過適當?shù)臄?shù)值計算方法求解方程組，得到流場的數(shù)值解，然后通過不同的擬合方法把節(jié)點解擬合到網格的對應區(qū)域。

流體流動時所有介質滿足物理守恒定律：質量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律。在流體流動處于湍流狀態(tài)時，整個體系還要遵循湍流運輸方程。以上這些守恒定律的數(shù)學描述，統(tǒng)稱為控制方程。文中選用CFD軟件中提供的Realizable k-ε湍流模型進行數(shù)值計算[5-7]。

湍流控制方程為三維不可壓縮雷諾時均Navier-Stokes方程：

（1）質量守恒方程：

（2）動量方程：

（3）能量方程:

其中div為矢量符號，div(a)=?ax/?x+?ay/?y+?az/?z，grad為梯度符號。

式中，ρ為流體密度，kg/m3；t為時間，s；u為速度矢量，m/s；u、v、w是速度矢量u在x、y、z方向的分量；x、y、z為流體流動方向；p為流體微元體上的壓力，N；τ為粘性應力，Pa；Fx、Fy、Fz為x、y、z三個方向上微元體體力，N；T為溫度，K；k為流體換熱系數(shù)，W/(m2·K)；cp為流體比熱容，J/(kg·K)；ST為流體內熱源和由粘性作用引起流體機械能轉變?yōu)闊崮埽琂[8-9]。

3 模型建立及邊界條件

3.1 三維模型建立

計算模型為某純電動商用車空調機組，采用SolidWorks建立其三維模型，如圖1所示。幾何模型生成后，為了建立有限元模型，需要將空調機組模型從SolidWorks中導出為.stp格式。

圖1 空調機組3D模型

3.2 網格模型建立

針對該空調機組，文章采用ANSYS仿真平臺CFD專業(yè)前處理軟件ICEM CFD進行幾何清理和網格劃分，面網格全部采用三角形網格，為獲得空調機組計算域入口處更好的計算收斂性，在其入口邊界進行外部拉伸，拉伸長度為入口直徑的3倍。空調機組流體計算域模型及機組網格模型分別如圖2、3所示，最終形成非結構化四面體網格6 145 895。

圖2 空調機組流體計算域

圖3 空調機組網格模型

圖4為空調機組模型網格檢查情況，其中橫坐標為網格質量，1代表最好，0代表最差，縱坐標為網格數(shù)量。從圖中可以看出，空調機組模型網格質量都在0.35以上，網格質量較好，滿足計算要求。

圖4 空調機組模型網格質量

3.3 邊界條件的設定

由于純電動車輛一般工作環(huán)境在-20℃～40℃，空氣的物理參數(shù)隨溫度變化不大，因此對該空調機組內部流動情況的研究僅考慮流場內空氣的流動特性，對溫度場的變化情況暫做忽略，計算流動工質為空氣，空氣密度ρ=1.18 kg/m3。具體設置如下：

a.總體設置：流體為空氣，不考慮能量轉化，僅作流場分析。計算軟件為大型CFD商用軟件ANSYS Fluent，采用穩(wěn)態(tài)計算，湍流模型選擇Realizable kε模型，進出口邊界條件選擇流量進口、壓力出口風扇fan邊界條件，換熱器采用多孔介質模型，風扇用二維模型。壓力速度耦合采用SIMPLEC算法，離散格式采用二階迎風格式。

b.進口邊界條件湍流定義方法為湍流強度+水力直徑，流量進口設置為V=6 500 m3/h，湍流強度為5%，水力直徑為0.221 m。出口邊界條件湍流定義方法也為湍流強度+水力直徑，出口壓力為P=140 Pa，湍流強度為5%，水力直徑為0.354 m。

c.換熱器作為多孔介質模型，需要通過換熱器的流速和壓降關系計算多孔介質模型的慣性阻力系數(shù)和粘性阻力系數(shù)。在CFD軟件中，多孔介質的壓降公式表示為：

式中， D p為流體經過多孔介質后的壓降，Pa；Pi為多孔質的慣性阻力系數(shù)， kg/m3；v為流體經過多孔介質的等效速度，m/s；Pv為多孔介質的粘性阻力系數(shù)，kg/m2·s；L為多孔介質軸向長度，m，表1為換熱器風量-壓力損失試驗結果。根據(jù)表1得到圖5所示的曲線，并擬合多項式。根據(jù)二次多項式前的系數(shù)和相關公式計算出多孔介質模型的粘性阻力系數(shù)14.364 kg/m2·s，慣性阻力系數(shù)為0.448 kg/m3。

表1 換熱器風量-壓力損失試驗結果

4 計算結果分析

4.1 仿真計算結果

圖6為機組內部氣流的流線圖。從機組內部的空氣流線圖中可以看出，機組內部流線不存在間斷的現(xiàn)象，說明機組內部空氣流動比較順暢，不存在速度死區(qū)。

圖5 換熱器風速-壓損曲線

圖6 機組內部空氣流線圖 v/(m/s)

圖7、8分別為機組Z=-0.6 m截面速度矢量圖和Z=-0.6 m截面速度等值云圖。

圖7 空調機組在Z=-0.6 m截面速度矢量圖 v/(m/s)

圖8 空調機組在Z=-0.6 m截面速度等值云圖v/(m/s)

從圖中可以看出，在換熱器左、右兩個邊角區(qū)域存在低速區(qū)，速度約為0.98～1.98 m/s；在左邊換熱器左下側和右邊換熱器右下側區(qū)域由于存在擋板，氣流在該區(qū)域會行成回流，回流與機組頂部進風相遇導致風速抵消會在換熱器上方區(qū)域形成低速區(qū)。

圖9為換熱器表面速度分布云圖，從圖中可以看出，換熱器進口表面速度分布并不均勻，上側部分速度較高，下側部分速度較低。

圖9 換熱器表面速度分布云圖v/(m/s)

圖10、11分別為空調機組在Z=-0.6 m截面位置處的壓力等值云圖和換熱器表面壓力分布云圖。

圖10 空調機組在Z=-0.6 m截面壓力等值云圖 v/(m/s)

圖11 換熱器表面壓力分布云圖v/(m/s)

從圖10可以看出，空調機組內壓力分布與速度分布相互對應，換熱器左、右兩個邊角區(qū)域壓力較大，存在一定的氣流緩速區(qū)；從圖11也可以看出換熱器進口表面壓力分布不均勻，與速度分布相對應，即在速度高的區(qū)域壓力低，速度低的區(qū)域壓力較高。

4.2 仿真計算與試驗結果對比

在帶有環(huán)境的風洞中進行該空調機組環(huán)境試驗。表2為換熱器仿真與試驗結果對比。

從表2可以看出，仿真結果與試驗結果，誤差都在6%以內，滿足工程分析精度需求，因此可以利用CFD仿真結果對后續(xù)設計優(yōu)化提供方案優(yōu)化選型等技術支持。

表2 空調機組換熱器仿真與試驗對比

5 結語

a.利用CFD仿真技術對某純電動商用車空調機組進行分析，并將換熱器表面速度與壓差計算結果與試驗結果進行對比，證明CFD仿真分析的工程精度可行性；

b.通過額定風量工況下的空調機組進行CFD分析，找出氣流對空調機組性能影響位置，在后續(xù)空調機組設計過程中需要考慮優(yōu)化；

c.在下一步車輛空調機組開發(fā)中，建議在設計方案定型前，進行各工況充分的仿真分析驗證，有效提升空調機組性能，降低車輛能耗，提高其續(xù)航里程的同時，有效提高產品競爭力。