创新基金总结报告

1、南京航空航天大学大学生创新训练计划项目研究总结报告项目名称：基于热交换器的大型客车尾气取暖装置项目负责人：周迪学号：（）项目参加者：程泽源学号：（）陈垚峰学号：（）薛时磊学号：（）项目指导教师：张净玉（所属院系：能源与动力学院）项目迄止时间：2010年6月2011年5月南京航空航天大学教务处一、项目的研究意义及价值1.1研究意义1. 提高出行舒适性：冬季时候（尤其在北方）室外温度偏低，极大降低了出行人 群的舒适性。而通过尾气余热供暖装置可以使车厢温度在一个舒适值，驱除人们的寒 意达到舒适状态。2. 节约能源：供暖系统功率较大，原来空调系统动力资源消耗较大，增加发动机 负荷，也增加燃料的消耗。应

2、用尾气供暖系统可大大减少能源消耗，热量取自尾气， 不仅利用了废气还减少燃料的用量。我国客车数量大，采用此项技术则节约的能源可3缓解环境破坏：早期汽车空调的工质常用CFC12 ,这种工质不仅会破坏臭氧层， 而且能引起温室效应，根据关于破坏臭氧层物质的蒙特利尔协议已经逐步减少和 禁止其使用。其替代产品HFC134a也是一种能导致温室效应气体，且价格比 CFC12 贵35倍。减少空调的使用能够十分有效的减少有害工质的排放，从而缓解环境压力。4. 拓展尾气能量利用：国外关于尾气能量利用方面已取得突破性进展。但遗憾的 是，国内目前这方面的研究取得的成果还很有限，在尾气利用的可行性、经济性方面 始终没有取

3、得突破性进展。本次研究致力于尾气能量的利用以节省其他能源的消耗， 为客车的节能和“变废为宝”开拓道路。5. 提高客车运输利润：尾气余热供暖系统减少了客车的耗油量，明显地减少了运 输成本，从而提高客车运输的利润。1.2价值我国人口众多，客车持有量巨大，同时客车生产稳步上升。客运量增长迅速，乘 客对客运质量要求高，在低温天气的供暖不可或缺。客车尾气供暖装置很适合于大中 型客车，便于安置，功效明显。广泛运用客车尾气余热供暖装置能够可观地减少燃料 消耗，不仅有效降低了有害物质和温室气体的排放，而且降低客运成本，创造新的利 润增长点。二、项目研究过程1. 建立模型，工程问题简化1.1选取研究对象查阅资料

4、，从国内外众多的大型长途客车中选取具有典型性的一种，获取其相关 参数，包括发动机型号，功率，最高时速，外形参数，各部分散热系数，底盘型号， 座位数等。见下表:客车选取大金龙XMQ6140P，如图1.1，为我们所画的客车的UG模型图1.1客车参数：外形尺寸 长X宽X高（mm ） 10490 x 2480 x 3435座位数 大型高一级45+1+1最高车速（km/h ）130底盘型号XMQ6130R发动机型号玉柴 YC6M390（欧III）额定功率KW（ps）280发动机主要参数：汽缸数：6排量：9.839L排放标准：国U、国川最大输出功率：280KW最大马力：390马力最大扭矩：1650N m最

5、大扭矩转速：1600发动机形式：立式、直列六缸、水冷、四冲程全负荷最低燃油耗率：冬193g/kW.h1.2实际问题建模，选取研究重点对于该问题，我们主要分为两个阶段，第一个阶段为启动段，此时由于尾气的温 度不足够提供需要的热量，因此要在该装置基础上加装一个小型的独立燃烧室。第二 个阶段为稳态阶段，即客车满速行驶时的阶段。后来听取专家们的意见，第一个阶段 可以不用单独分离出去考虑，可以通过客车的提前预热一段时间来解决尾气温度不足 的问题，这样简化了问题，节约了成本和空间，因此在这个项目中，我们着重研究的 是稳态阶段，其系统图如图1.2:图1.2该系统主要由尾气集热器、供暖器、循环泵和控制系统（原

6、先我们还加装了分流 器，在指导老师的提示下，去除了该装置以换取更多的换热量）组成，系统工作原理 为：尾气集热器收集发动机尾气余热，通过导热将热量传递给供暖器，而后通过供暖 器给车厢供暖，循环泵主要是给在管路中流动的导热剂提供动力。控制系统则是整个 供暖系统的关键，主要控制供暖系统的运行，是连接整个供暖系统的电器元件，根据 车厢内的温度变化控制尾气经过排气管或者集热器。该系统除了为车厢供暖以外还可以取代原车的燃油加热器，尤其在北方地区更为 实用，减少燃油的使用，可以增加车辆的续驶里程，提高了燃油经济性，提高了发动 机效率。对于该装置，我们主要要研究解决它的主要三个问题是：1. 换热量的大小，其是

7、否有利用价值？是否能够取代或者部分取代车厢供暖空调？2. 装置加装的位置，对于现代的客车，其底盘的构造相当紧凑，因此任一改动都会“伤 筋动骨”。3. 装置对客车本身性能的影响，是否影响消声器的工作？是否影响尾气排出的通畅程度？1.3必要合理假设1. 默认该装置工作工程中均为定常流动，由于启动时间较短，因此只研究客车满速运 动时的工作情况2客车需求热量计算部分假设见2.23. 考虑换热计算时，相关的气体参数及假设见2.34. 数值模拟采取湍流模型，湍流参数默认设置。数值模拟部分的假设见2.52. 客车需求热量计算汽车空调的采暖耗热量由以下几个部分组成：其中：Qh 汽车空调耗热量，单位为 W ；Q

8、a 车身顶部耗热量，单位为W ；Qb玻璃窗、门耗热量，单位为 W;Qc车室内地板耗热量，单位为 W;Qd 冷空气渗透耗热量，单位为W;Qp 车厢内乘员人体散热量，单位为 W;Qe 汽车前风窗除霜耗热量，单位为 W.2.1车身顶部耗热量车身顶部耗热量Qa (单位为W)按下式计算：式中,Ka车身顶部传热系数，单位为w/(m2K)Fa车身顶部传热面积，单位为m2 ；ta 车室内外空气温差，单位为C。其中ta 车内顶部温度，单位为C；tB车内舒适性温度，一般为16-18 C（冬季）;tH 车外空气温度，单位为C.对于车身顶部传热系数一般可取 Ka=8.14 w/（m 2K）,Fa=2.5 Xl=25m

9、 2 则 Qa =8.14 X25 X32=6512 W2.2玻璃窗、门耗热量玻璃窗、门耗热量Qb （单位为W）按下式计算：其中,玻璃窗、门传热系数Kb取为6.4 W/（m 2 K）玻璃窗、门传热总面积Fb可取为32.8m 2车室内外空气温差取为270C则 Qb =6.4 X32.8 X27=5667.8 W2.3车内地板耗热量车内地板耗热量Qc按下式计算：车内地板的传热系数Kc和传热面积Fc可近似和车顶取为相同，在计算 tc时，车内地板处以50C计算，则tc可取为170C。则Q计算为4151.5 W2.4冷空气渗透耗热量冷空气渗透耗热量Qd按下式计算：其中新风量和渗透风量Gd按照人体卫生标准

10、需要（20-30m3/（h人）选为25m3,空气密度 取为1.29 kg/m3，空气比热容取为1.006 kj/（kg K），室内外温差td取为270C。则 Qd 可计算得 11875.5 W 。2.5车室内乘员人体散热量据资料介绍，车室内乘员人体散热量Qp（0.25 0.3）Qp , Qp为夏季成员的散热量可以通过Qp 116n （n为乘员的个数）计算得到，负号表示此项热量对车室采暖有贡献，故计算热负荷时此项取负值。则 Qp可计算为-1650 W2.6汽车前风窗除霜耗热量汽车前风窗除霜耗热量Qe可以按下式计算：其中除霜风量Ge可以根据除霜风机功率确定为518.5 W，其他符号的含义及取值同上

11、则Qe可以计算得5087.2W综上所述，汽车空调的采暖耗热量可以计算为：Qh =6512+5667.8+4151.5+11875.5-1650+5087.2=30942.5W3. 管壳式换热器计算3.1换热器位置考虑到汽车底盘构造的紧密型，及达到一个更好的换热效果，换热器放置于消声器内。关于换热器对于消声器的消声效果的影响在后面会有讨论。3.2换热器类型采用单相对流的管壳式换热器，因为考虑到管壳式换热器的使用历史悠久，且其结构接单，对它的制造、加工、和维修上都有一定经验，成本较低。3.3换热器设计为使通过的换热器的空气达到和具有较高温度的烟气产生热量交换的效果，即空气温度升高，最简单的形式是采

12、用单相对流的固定管板式热交换器。空气从管程流经换热器，烟气按本来的流通路线即沿着壳程流经换热器。1. 计算过程中的一些合理的假设1）不考虑流体的粘性对换热的影响2）不考虑振动、压降和热应力对换热器的壁厚设计的影响3）对折流板等结构不予设计4）忽略热损失5）忽略折流板对壳程换热系数的影响2.原始数据空气进口温度ti=10 c空气出口温度ti=40 C废气进口温度t2=500800 C废气出口温度t2=200 C空气进口压力Pi0.4MPa废气进口压力P20.3MPa废气体积流里q20.2m 3/s理论汽车空调的米暖耗热量为30942.5W消声器尺寸为：长900mm截面直径300mm3.流体的物性

13、参数空气定性温度ti25C空气密度14.677 kg /m3空气比热Cpi1.0050kj/(kg K)空气粘度11.85710 5 kg/(m s)空气导热系数10.02623W/(m K)空气普朗克数p10.713废气定性温度t2700K废气密度20.491 3kg m3废气比热Cp21.158kJ/(kg K)废气粘度22.53410 5 kg (m s)废气导热系数20.0623W/(m K)废气普朗克数P20.634. 传热量及平均温差质量流量：传热量：空气体积流量：逆流时的对数平均温差：5. 估算传热面积及传热面结构初选传热系数 Ko 35W/(m 2 C )估算传热面积：管子材料

14、选择碳钢无缝钢管 根据TEMP标准，管子直径选择0.75in即19.05mm, 此类管子综合性能最好并且最经济，且适合机械方法清洗除垢。取空气流速 V|10m s则单管流体流量为：所以选择管数为30根管心距为管外径的1.25倍，即为23.8mm6. 管程计算管程雷诺数：管程换热系数:7. 壳程结构与壳程计算壳程流通截面积A2 0.055 m2壳程雷诺数：理想管束传热因子js 0.011壳程质量流速：壳程换热系数：8. 校验传热面积空气热阻r ,2 0.000086(m2 s)/W一 2废气热阻r ,! 0.00017(m s)/W传热系数：传热面积Fo 2.29m 2传热面积之比：3.4换热器

15、最终设计方案换热器采用30根管，管径为19.05mm，管心距为23.8mm方所示，图3.14. 建立装置CAD模型根据上述计算，大致画出模型图，其中集气腔未画出图4.1半剖视图图4.2三视图和轴侧视图5. 数值模拟5.1前处理利用ansys icem cfd前处理软件，对模型进行网格的划分，由于模型所限和知识 不足，所用类型为非结构网格（包含结构网格），网格数大致为300万，如图5.1 :图5.1由于该模型以曲面为主，且对于研究流体问题，采用直接法比较简便，该方法直 接曲面上生成曲面三角形网格，它的优点是生成速度比较快，适合流体力学的计算， 在边界处能很好的适应折、尖角。缺点是精度不高。但结合

16、本项目的工程意义，我们 暂以该种网格进行模拟，后续学习中可以采取更加先进更加精确的网格划分方法。对于该网格质量，我们给出以下几点方面评价：1. 网格基本总体是外凸的，在翅片管与消声器连接头处有部分网格形状扭曲，但这对于我们所研究的整体的流场分布影响有限；2. 网格过渡整体是均匀的3. 三角形网格的内角在30 到120。之间，边界处畸变小。4. 相邻网格都有共同节点，约束足够，无刚体位移。5. 由于在采用了曲面三角形网格会导致计算精度下降，为了弥补这个缺陷，我们对于模型的网格划分的更加细密。需要说明的是，由于模型中画出了壁厚，但这对于网格的划分影响十分大，且壁 厚本身相对模型尺寸有数量级上的差距

17、，因此在前处理时，我们忽略了壁厚，这样一 来简化了网格的划分，提高了精度，一方面对本身流场模拟的影响也较小。5.2求解将前处理后的文件导入flue nt流体计算模拟软件中，进行大约1000次的迭代后, 得到稳定的流场分布。求解模型：冷空气通热空气出口，通入口温度T高温废气进气废气出入口速度入口温度t（k）入口速度图5.2简化的计算模型边界条件：消声器中废气进口： Ti 923K,qmi 0.295kg/s空气进口： T2 283K，qm2 2.973kg/s假设条件：1. 由于气体流速均较低，可近似认为气体总温等于静温。2. 对于另一侧冷空气进口，由于是从集气腔中进入多个内微翅片管中进行换热，

18、可近 似的设置一个等相似圆柱形进口来代替多个管的总进口3. 流场模型用湍流模型冷空气进口处：湍流度(Turbulent Intensity)设置为：1%水利直径(Hydraulic Diameter )设置为：0.25m (近似)废气进口处：湍流度(Turbulent Intensity)设置为：1%水利直径(Hydraulic Diameter )设置为：0.095m4. 相关参数的设置 5.3后处理定义了一个中截面，由于轴对称性，只看中截面上的流场参数分布如下: 流场分布:IH5e+OE0.2re+ae7 656+02Z.SIe+026 99e+(EGOK+deS.Tle+ffi4 rit

19、+a了映丰證34Fe*021154*02FLUENT S.3 (3d, pbns s图5.3流场静温图图5.4流场静压图图5.5流场总压图从流场云图中，可以看出，流场分布比较均匀，符合我们的预期。空气出口面温度分布均匀，由flue nt计算得到空气出口面平均(Area-Weighted Average )温度为307.10416 K，下面给出我们取的其中一根内微翅片管中心处的沿程温度分布图：换 T*niPK*j*帕曲 az HU5： 仲？ ms-图5.6空气沿丫轴静温变化图分析上图，可以发现，出口的静温却低于出口平均温度，我们认为主要有以下几点原因：1. 在换热过程中，可能对流过程尚不充分，翅

20、片管中中中心处温度低于取外围处温度， 这由flue nt图中也得到了验证。2. 我们在计算的时候，为了简便，将消声器内管壁厚设置为0,同时认为管壁是绝热的，这一点势必影响了换热的过程。3. 在计算过程中，各种近似带来的误差及对流换热系数等常数设置的误差。 流场损失：我们定义流阻为 % :其中，pi*为进口平均总压，p2为出口平均总压则废气流道流阻为空气流道流阻为上述流阻均在可接受范围内，且由流场静压图可以看出，流道是顺畅的。综上所述，数值模拟的结果与预期及计算大致相符，废气的余热是有利用价值的，原 理上可行。6. 装置系统对客车性能的影响6.1基本假设：1介质为理想流体，即无粘滞性：且介质是均

21、匀的、各项同性的；2. 声传播过程是绝热过程，与外界不存在热交换；3. 声压远小于介质静压强，质点速度远小于声速，介质密度增量远小于静压密度；4. 管道内声波系以平面波沿轴向传播；5. 管道壁内无振动，声波不沿管壁向外透射。6.2消声器的评价指标：1. 插入损失Lil、传递损失Ltl （最重要指标）损失越大，消声效果越好；2. 功率损失比功率损失越小越好；3. 压力损失压力损失越小越好。由于消声器内壁与气流摩擦、管道弯头、穿孔板及管道截面突变，导致压力损失 增大，相应消声器内损失功率增加、排气背压增大、排气温度增大。6.3抗性消声器（本客车选用）1. 基本原理：利用各种形状、尺寸的管道或所谓共

22、振腔的适当组合，使声波在系统中传播时阻 抗失配、在管道和共振腔内发生反射或干涉，从而降低输出声能。2. 特点：1）全金属结构，结构简单，能耐高温、耐腐蚀、耐气流冲击，成本低，寿命长；2）消声频带较窄，在中、低频消声效果较好，高频较差。（但可通过穿孔板或多级组 合的设计来弥补）3. 类型及指标计算1）扩张型：当气流通过时得到突然扩张，从而消耗掉部分声能；当气流再次收拢时，一部分 声波和气流又会反射回来；如此进行下去，总有一部分气流和声波作往复运动，时相当一部分声能消耗掉。图6.1扩张室的扩张比：m空腔长度：12Lil 20lg m 20lg sinkl2 （ k w/c）扩张室的插入损失、传递损

23、失分别如图 6.2a， 6.2b所示：图 6.2a图 6.2b2）共振型：在排气系统中由于与其相通的封闭空室，当系统经过小孔时，小孔孔颈中的气体 在声压作用下像活塞一样往复运动，使声波与孔颈壁面相互摩擦，一部分声能转化为 热能；当排气声波频率与圭寸闭空室自振频率相同时，此时消耗的声能最多，噪声衰减 最大。单孔共振室只对单一声频有效，在实际中消声器常采用“亥姆霍兹共振体”，即 穿孔管或穿孔板。由于在排气通路上开有许多小孔，因此使消声频率拉得很宽。图6.3小孔孔颈长度：to 2mm小孔直径：d 5mm小孔排列间距：a 20mm共振腔总体积：V穿孔总面积：S修正的孔颈长度（多孔组合）：修正系数：结合

24、的曲线图，可得1 ;相应的：共振室有两个，且完全一样，下面只就其中一个进行分析： 穿孔率：共振室的插入损失、传递损失分别如图 6.4a，6.4b所示：图 6.4a图 6.4b6.4换热器的影响1. 参数及计算翅片管数目：n 32翅片管直径：d19.05(mm)0.01905(m)单个翅片管截面积：翅片管总截面积：对于扩张型，易得m减小1.4340单个翅片管在一个共振腔中所占体积：翅片管在一个共振腔中所占总体积：对于共振型，易得共振腔总体积 V减小1.600。2. 总结及讨论翅片管的加入，对扩张室、共振室的影响微乎其微，故对插入损失、传递损失的 影响可以忽略不计。但是，翅片管的排列是消声器结构变

25、得复杂，在一定程度上降低了消声器的结构 稳定性。同时，翅片管表面不可避免地带来定的摩擦阻力，使阻力损失有所增加，同 时消声器消耗的功率上升，只是翅片管表面积很小，故不会产生明显影响。另外，消声器内部温度高，工作条件差，如果翅片管刚度较差，会激发强烈振动,辐射出噪声。这就要求安装机械性能好、工作可靠、使用寿命长且刚度好的翅片管。6.5模型改进上述模型是通过实际汽车排气系统的适当简化得到的。在对排气系统物理过程的各种简化假设中，影响较大的是消声器计算模型对消声器内气流作用的忽略。国内外研究表明，气流过程会产生再生噪声。当气流通过消声器时，将遇到消声 器内的截面突变、穿孔元件以及气流和消声器管道表面

26、的摩擦，从而产生涡流并激发 噪声。实验表明，声功率与气流速度的 6次方成正比。气流可通过的最大面积：根据连续方程 A A ,可得：相应地：由此可知，翅片管的加入对气流速度的影响也是微乎其微的，故不必担心因翅片管 加入导致气流速度过大而产生再生噪声。7购买设备及加工在多方努力后，我们联系到一家专做金龙客车配件的 4S店，并从其处购得适应于 XMQ6101Y的消声器及配套排气管。在网上我们还采购了内微翅片管， 并送至加工厂 进行了装置的加工。8.燃烧试验由于种种原因（一是学校里的燃烧试验室今年要装修，无法开放，二是实验室比 较难提供如此高温气体，三是该装置的实验要求太高），我们未能有机会做传热实验

27、， 但我们的研究给后续的实验提供了一种思路，希望在以后能有机会来尝试。三、结论和成果3.1结论1 对于汽车热负荷计算：由城市公交空调客车空调系统技术条件中关于冬季供 暖的规定可知，额定乘员数人均米暖热量（W）设备标定最大值520-460，已知车内 人员为65，所以总体热负荷为33800W，与精确计算的热负荷相当，可以认为热负荷 的计算结果可信。2. 对于大型长途客车，其尾气的余热是有利用价值的（尤其在北方），就目前的技术 来看，利用尾气来制暖是比较经济的（当然涡轮增压的技术也很成熟）。3. 就以我们所选客车和发动机的实例来看，目前尾气余热制暖技术尚不能完全取代空调制暖的作用，但其能够缓解空调的

28、使用压力，能够达到绿色环保和节省汽油的作用。4. 对于我们所设计的这套装置，其在满足制暖的同时，对消声的影响，对排气的影响 很小，是有工程实际应用价值的。5该套装置在结构上可行，不占用底盘额外的空间，但自身对消声器的要求比较高， 需要在结构上能够很好的匹配。3.2成果1. 可视化模型2. 数值模拟结果3. 已加工完成实物4. 帮助与导师合作的一个客车生产厂家进行了可行性换热量的计算，建立了联系5. 总结报告四、项目的特色或创新点1. 利用了为众人所忽略的尾气这一巨大的能量源，实现了节能和再利用。2. 减少了空调的使用，同时又取代了客车的燃油加热器，具有可观的经济性，并且对 环境的保护也起到一定

29、的作用。3. 对项目进行了大量的理论研究，虽然我们的设计可能不是最好的，但是为后续的改 进留下了基础4. 我们不仅提出了设计方案，该方案能够达到换热取暖的作用而且也证明了这种设计 对客车的影响程度是可以接受的，工程上有应用价值。五、应用前景该装置可解决严寒地区大客车的采暖和发动机的预热问题，尤其适合于那些长期 工作在严寒地区行驶的大中型长途客车，这些客车的载客量大，乘客所需供暖量大， 因此单独传统的供暖系统会消耗大量燃料。而利用此系统后，汽车耗油量有所降低， 有利于降低运输成本，此系统能够利用尾气的能量来供给车内所需热量的60%以上，因此具有较好的经济性和实用性，应用前景十分可观。六、收获和体

30、会在此次大学生创新基金项目中，我们收获和学习体会到了很多东西。首先，我们 学会了如何去获取和查找信息，在这个项目里，有很多知识是我们起初并不了解的， 像汽车空调的原理与构造，内燃机的冷却系统等等。所以就通过图书馆、网络、老师、 学长等来获取有用的信息。另外这些知识也对我们更深一步的学习生涯会起到很大的 帮助。第二，我们学到了一些专业软件的使用方法。比如ug、3dmax、proe、fie nt还有ansys等工程软件，这些软件都是自己专业所必须掌握的专业的建模、数值模拟 和有限元分析的软件。最关键的一点是我们体会到团队合作的重要性，这是其他的一 些独立完成的活动中所学不到的东西。一个团队只有一个

31、leader，但每个人都是Con tributors ，都是必不可少的，起到关键作用的。一个成功的团队不仅要有一个好 的队长的组织策划，也有大家每个人的积极努力和配合。做好每个人应该做的并且和 大家保持紧密的配合才能发挥出团队的优势在这个项目中我们深刻感受到了导师渊博的知识背景、严谨的治学态度等，这 些都深深地感染和激励着团队中每个人，使我们受益匪浅。这也为我们以后的求学奠 定了基础。最后一点体会就是此次创新项目将会是大学四年中最珍贵的一段回忆。这是我们 初次接触严谨的科学创新活动，也是第一次用科学的严谨的态度去看待现实中的事物， 并用科学方法去解决一些问题。从中我们找到了快乐，也找到了自我存在的价值。总 之，这次活动让我们的大学生活大放异彩，为以后的工作学习奠定了很好的基础。七、尚存在的问题及进