微型车室内三维空气流动与传热的数值模拟_图文

1、微型车室内三维空气流动与传热的数值模拟陈会平张勇梁荣光叶子波(华南理工大学汽车工程学院摘要建立微型车室内三维空气流动与传热计算的物理模型和数学模型,应用2紊流模型、非结构化网格及有限体积法对微型车室内两种回风方式的三维空气流场与温度场进行数值模拟仿真计算与对比分析,为微型车的空调环境优化研究提供有益的参考。关键词微型车紊流流动传热三维流场温度场NUMERICAL SIMU LATION ON32D AIR FLOW AN D HEATTRANSFER IN MINI2CARChen HuipingZhang Y ongLiang RongguangY e Zibo(College of Aut

2、omobile Engineering,South China University of TechnologyABSTRACTA physical and mathematical model for the computation of32D airflow and heattransfer in a mini2car is set up.The numerical simulation and analysis are carried out by usingturbulence model and FVM(finite volume methodwith unstructured gr

3、id under two ways ofair receiving.It gives a helpful reference for the research on the optimization of the air condi2tioning environment of mini2car.KE Y WOR DSMini2carT urbulence flowHeat trans fer32D airflow fieldT emperature field2004年6月1日出台的汽车产业发展政策明确提出:“鼓励发展节能环保的小排量汽车”。在政策的推动下,微型车的普及程度会越来越高,企业的

4、研制开发也会越来越积极,车室内的舒适性研究也越来越重要。车室内空气的速度场和温度场的研究是气流组织设计及其舒适环境评价与研究的基础1。车室内物理结构及外界环境直接影响室内的温度场与空气速度场的分布。本文建立了微型车室内三维空气流动与传热计算的物理模型与数学模型,应用2紊流模型、非结构化网格及有限体积法对微型车室内两种回风口布置方式的三维空气流场与温度场进行数值模拟仿真计算与对比分析。研究结果对微型车的空调环境优化研究提供有益的参考。1研究方法1.1物理模型以微型车室内为计算对象,在相同空调工况下计算两种模拟方案。基本尺寸为底盘2300mm×1250mm,净高1400mm。车内有2排共

5、4个座椅,座椅成100°夹角。方案一:送风口布置在前面板,共三个送风口,送风口尺寸分别为100mm×60mm,70mm×140mm和100mm×60mm。回风口布置在车前端,共2个,尺寸均为150mm×150mm。方案二:送风口与方案一相同。回风口布置在车尾端,共2个。考虑到车尾端可用空间有限,回风口尺寸设计的较小,尺寸均为70mm×100mm。方案一车室内布置如图1所示。方案二与方案一只有回风口布置不一样,为了节省篇幅不单独给出车室内布置图。1.2数学模型采用高Re数2三维紊流模型方程。为了简化问题,假设车室内空气不可压缩,且符合B

6、oussi2 nesq假设,即认为空气密度变化仅对浮升力产生影响;流动为稳态紊流;忽略固体和气体的热辐射;气流为低速不可压缩流动,所以忽略由流体粘性力做第5卷第6期2005年12月制冷与空调REFRIGERA TION AND AIR-CONDITION IN GVol.5,No.6December2005 图1车室简图9u i9x i99x i (u i u j =-99x i (p +23k +99x i (+t (9u i 9x j +9u j 9x i +(99x i (u i T =99x i (Pr +t T 9T 9x i +qC p99x i (u i T =99x i (k

7、9k 9x i +G -+g99x i (u i =99x i (+t 99x i +(c 1G -c 2k 式中,紊流脉动动能产生项G =t (9u i 9x j +9u j 9x i 9u i9x j紊流粘性系数表达式:t =c k 2式中c ,c 1,c 2,k ,T 为经验常数2;C p 为空气定压比热容(kJ /(kg K ;g 为重力加速度(m 2/s ;k 为流体紊流脉动动能(m 2/s ;p 为时均压力(Pa ;Pr 为紊流时的普朗特数;q 为热源强度(W/m 3;T 为流体温度(K ;T 0为参考温度(K ;u i 为速度分量(m/s ;x 方向:i =1;y 方向:i =2

8、;z 方向:i =3;为紊流能量耗散率(m 2s ;为层流动力粘性系数(m 2/s ;t 为紊流动力粘性系数(m 2/s ;为流体密度(kg/m 3;为流体体积膨胀系数(1/K 。1.3边界条件两种数值模拟方案均采用相同的边界条件。设计空调状态为送风温度293K ,回风温度299K ,送风温差6K ,车室内平均温度297K 。车室内空气流动为强制对流,按空气以0.3m/s 的速度外掠宽1m 平板模型估算出车室内平均表面换热系数为3.1W/(m 2K ,进而求得车室内总热负荷为2.21kW 。由总热负荷求得送风速度为3.15m/s ,现取送风速度为3m/s 作计算3,环境压力和操作压力均取101

9、325Pa 。入口边界为入口速度V =3m/s ;出口边界为出口压力P =P out =101325Pa ,自由排气。壁面边界:定壁温,均匀分布。车顶面303K ,车侧面301K ,前挡风玻璃311K ,后挡风玻璃84制冷与空调第5卷309K ,前显示面板受阳光照射取310K ,车底面受地面反射热影响取299K 。各壁面均取无滑移边界条件,且流线不穿透。1.4数值求解方法应用Fluent 公司发布的网格划分软件G ambit 2.0对车室内流场空间进行网格划分。笔者采用非结构化网格3划分计算区域。非结构化网格是一种处理复杂计算区域的有效方法,与结构化网格相比,表现出一种不规则、无固定结构的特点

10、,对不规则区域有十分灵活的适应能力。而且,非结构化网格中每一个节点与邻点的联结关系是全域一致的,这种联结必须被显式地确定下来并加以存储。这种特点对于网格的自动生成、自适应处理及并行计算的实施带来方便。为了减少计算量,对车室内空间作拓扑运算,即令室内总空间减去固体区域,仅对空气流动区域划分网格,划分的总网格数为299756个(见图2 。图2网格图应用Fluent 6.0进行数值模拟。控制微分方程离散时采用有限体积法,应用SIMPL E 算法求解离散控制方程,对流项采用迎风差分格式。开始迭代的时候将松弛因子减半,以层流模型模拟,迭代100次在流场顺利发展之后恢复默认松弛因子,数值模型恢复为2紊流模

11、型,并按速度梯度对网格进行细化,细化之后网格单元数增加到573729个,然后继续迭代计算至收敛。2计算结果分析2.1方案一模拟结果(见图3图62.2方案二模拟结果(见图7图10笔者对微型车车室内的三维空气流场与温度场进行数值对比计算,获得的结果比较理想 。图3x =1m 温度场(单位:K 图4x =1.9m 温度场(单位:K 图5z =0.4m 温度场(单位:K 图6z =0.4m 速度场回风口的布置对车室内空气流场和温度场影响较大。由图3和图7看出,最低温区均为296.5K,但方案一的最低温区更宽广,而且乘员所94第6期陈会平等:微型车室内三维空气流动与传热的数值模拟 图7x =1m 温度场

12、(单位:K 图9z =0.4m 温度场(单位:K 图8x =1.9m 温度场(单位:K 图10z =0.4m 速度场在区域的平均温度也比较低。由图4和图8看出,由于比较靠近送风口,所有最低温区均比较低,均为296K 。但方案一的低温区附近等温线更稀疏一些,平均温度更低。由图5和图9看出,297K 等温区均很宽广,说明车内温度场非常理想,满足车内空气调节的技术要求。方案一的297K 等温区在前排乘员处更加宽广些,并且方案一的297.4K 等温区在方案二已升高了0.4K 至297.8K 。可见方案一的空调效果更好些。从以上各图均可看出,驾乘人员所处的空间均表现为上半身温度较低,下半身温度较高,很好地满足了空调设计中“头凉脚暖”的舒适性要求,同时送风口的布置方式合理使冷风没有直接吹在人员身上。由图6和图10看出,由于在靠近送风口处射流比较集中,前排人员所在空间空气流速不均匀且大部分区域流速比较低,而在后排射流发生扩散,带动空气流动并在障碍阻碍下形成涡流。3结论针对在同等空调工况下的两种不同回风方式的车室内三维流场和温度场进行数值模拟和对比分析。结果表明,不同的回风方式对车室内流场和温度场的影响是明显的,前置回风方式获得的空调效果更好,而且回风管道更短,是