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。
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，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fluent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。
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。
则 =6.4×32.8×27=5667.8 W
2.3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 和传热面积 可近似和车顶取为相同，在计算 时，车内地板处以50C计算，则 可取为170C。则 计算为4151.5 W
2.4冷空气渗透耗热量
冷空气渗透耗热量 按下式计算：
其中新风量和渗透风量 按照人体卫生标准需要（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 取为270C。则 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 ， 为夏季成员的散热量可以通过 (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 可计算为-1650 W
2.6汽车前风窗除霜耗热量
汽车前风窗除霜耗热量 可以按下式计算：
其中除霜风量 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。则 可以计算得5087.2W
客车参数：
外形尺寸 长×宽×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Ⅱ、国Ⅲ
最大输出功率：280KW
综上所述，汽车空调的采暖耗热量可以计算为：
=6512+5667.8+4151.5+11875.5-1650+5087.2=30942.5W3.管壳源自换热器计算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。
2.1车身顶部耗热量
车身顶部耗热量 （单位为W）按下式计算：
式中, —— 车身顶部传热系数，单位为w/(m2K)
—— 车身顶部传热面积，单位为m2；
—— 车室内外空气温差，单位为0C。
其中, —— 车内顶部温度，单位为0C；
—— 车内舒适性温度，一般为16-180C(冬季)；
—— 车外空气温度，单位为0C.
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2.2
3.考虑换热计算时，相关的气体参数及假设见2.3
4.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2.5
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：0.095m
4.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：
消声器尺寸为：长 截面直径
3.流体的物性参数
空气定性温度
空气密度
空气比热
空气粘度
空气导热系数
空气普朗克数
废气定性温度
废气密度
废气比热
废气粘度
废气导热系数
废气普朗克数
4.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
估算传热面积:
管子材料选择碳钢无缝钢管,根据TEMP标准，管子直径选择 即 ，
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
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
6.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
壳程雷诺数:
理想管束传热因子
壳程质量流速:
壳程换热系数:
8.校验传热面积
空气热阻
废气热阻
传热系数:
2.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：
—— 汽车空调耗热量，单位为W；
—— 车身顶部耗热量，单位为W；
—— 玻璃窗、门耗热量，单位为W;
—— 车室内地板耗热量，单位为W;
—— 冷空气渗透耗热量，单位为W;
—— 车厢内乘员人体散热量，单位为W;
—— 汽车前风窗除霜耗热量，单位为W.
流场分布：
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fluent计算得到空气出口面平均（Area-Weighted Average）温度为307.10416 ，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：
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：
求解模型：
图5.2简化的计算模型
边界条件：
消声器中废气进口： ,
空气进口： ，
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，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%
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”。
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观。
图5.6空气沿Y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：
传热面积
传热面积之比:
3.4换热器最终设计方案
换热器采用30根管，管径为19.05mm，管心距为23.8mm
方案设计如图3.1所示，
图3.1
4.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ansysicem 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：
对于车身顶部传热系数一般可取 =8.14 w/(m2K), =2.5×10=25m2
则 =8.14×25×32=6512W
2.2玻璃窗、门耗热量
玻璃窗、门耗热量 （单位为W）按下式计算：
其中,玻璃窗、门传热系数 取为6.4 W/(m2K)
玻璃窗、门传热总面积 可取为32.8m2
车室内外空气温差取为270C
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。