随着国家的迅速发展，工程车辆的应用越来越广泛。工程车辆通常工作环境恶劣，负载较大，在作业过程中会产生大量的热量，而散热器能否将这些热量及时散出，保证车辆各系统在一个适当的温度区间内，直接影响到整车的动力性和可靠性。因此，一个好的散热器对工程车辆来说十分重要。
国内外学者对涡发生器(Vortex Generator，简称VG)在提高散热性能以及对涡流的影响方面进行了很多研究。M. K-Aliabadi等试验研究了配有涡发生器插件的管式热交换器中的传热增强，发现VG插入件在较高的雷诺数时性能更优异[1]。M.Brüderlin等研究发现改善小翼控制面可以提高涡发生器活跃度，延迟流涕与尾缘的分离时间[2]；Asiful等通过试验揭示了涡旋发生器的几何参数之间的关系，以及边界层厚度对诱导涡旋的空间轨迹的影响[3]。Markus Rütten等运用DLR URANS CFD求解器THETA对具有集成涡发生器的矩形通道内的层流进行数值模拟,评估相反排列的涡发生器对增强涡流诱导的热传递的适用性[4]。华中科技大学王文进等对矩形机翼和辅助梯形机翼构成的新型纵向涡发生器进行了数值模拟并与试验结果进行对比，发现该新型涡发生器具有中等的压降损失，且显著提高了翅片管换热器的换热性能[5]。西安交通大学刘小民等采用数值方法，验证了采用涡发生器实现离心压气机叶轮内部流动控制的有效性[6]。中国科学院工程热物理研究所张磊等采用数值仿真的方法对安装涡发生器的叶片进行了模拟，发现大攻角下涡发生器能推迟流动分离，并分析了涡发生器控制流动分离的机理[7]。天津大学张金凤等对布置了不同高度的小尺度涡发生器的矩形槽进行了数值模拟，分析了涡发生器强化换热的特点和机理[8]。涡发生器对增强换热和影响气体流动有很大作用，一个好的涡发生器对散热器将起到至关重要的作用。
基于以上研究，本研究对某工程车辆安装有锯齿形涡发生器的散热器(新散热器)单元体模型进行仿真，并将新散热器的仿真结果与原散热器进行对比,验证新散热器的有效性，最后分析涡发生器各结构参数对散热器的影响。
控制方程分别为动量守恒方程、能量守恒方程和质量守恒方程[9]。
中国的陶瓷纹饰发展到宋元时期已经较为成熟，这一时期的各地的窑都有不少精品。以刻花为主的耀州窑所产的青瓷作品纹饰图案立体感强，线条流畅，刚劲有力，可见陶工们高超的雕刻技艺。由于烧制的瓷器主要为普通百姓使用，所以绘制的图案常常更趋向于生活性和民间性。当时皇朝为宋瓷还特别留有一间可以用来存放艺术珍品的房间，由此可见宋代纹饰的成就让人不可小觑。
动量守恒方程为
网络技术应用在电力调度信息化系统中，是为提高电力调度管理部门的工作效率，增强电力调度的安全性和时效性。网络技术与电力调度相结合有其既定的的原则：
u，v和ω分别为U在x, y和z方向上的分量。
每年各乡(镇)、村在重点防范区组织群众进行一次避灾演习活动，提高群众的防范意识，使每位群众都清楚转移路线、安置地点，即使在电力、通信等中断的情况下不乱阵脚，安全转移。演练内容包括应急响应、抢险、救灾、转移、后勤保障、人员转移、安置等。演练过程进行全程摄像，制作成山洪灾害防御宣传资料，在当地电视台黄金时段播放，以取得好的效果。
能量守恒方程为
因此，遵循职业院校自身的教学原则，加强学生实习过程管理，建立系统、科学、可操作的质量评价体系，引导学校进行动态评价，并根据评价结果，采取有效措施加以控制，确保人才培养质量，已成为职业院校亟待解决的主要问题。
据示范观察，该品种属偏春性品种，植株较矮，平均株高70cm左右，株型紧凑，穗层整齐，根系发达，分蘖力较强，成穗率高，籽粒灌浆饱满，千粒重高，产量三因素协调，丰产潜力较大。但植株抗冻耐寒性差，越冬期叶尖受冻失水发黄，生育期长，比小偃22晚熟1-2天，适宜在高水肥田块种植，建议适时早播。
质量守恒方程为
设计调整和变更的主要项目是管道转折角度控制、平面和竖向位置调整、明管和埋管接合调整、管道细部结构调整变更、管道连接件数量和类型变更等。对采用球墨铸铁管材料安装的管道转折角度调整，因厂家生产的多数是定型角度的弯管接头，一般 有 11.25°、22.5°、45°、90°四 种 类型，并且对于DN800管道用胶圈承插连接允许有2°以内范围的偏离角度调整。对于6 m长的管道偏离调整2°时，其末端即可偏离21 cm的距离。因此，要结合施工现场管线位置进行相应的调整变更，可把大角度化为小角度，把规范定型的小角度化为2°以内的更小角度，即把大角度折线变为小角度（2°以内）折线连接的弧线。
式中：ρ为密度；U为速度矢量；η为流体动力黏度；p为压力；t为时间；λ为导热系数；T为流体温度；h为传热系数；Cp为流体比定压热容；ST为黏性耗散项。
在UG8.0中建立某工程车辆用管片式散热器模型，具体参数如表1[9-11]。结构参数示意见图1。
表1 散热器模型结构参数
翅片间距hc/mm3.3管壁厚度dh/mm0.12翅片厚度dc/mm0.06管倒圆半径rh/mm1.25管列间距Sc/mm13换热管长径Ph/mm14管排间距Sr/mm18换热管短径hh/mm2.5
图1 结构参数示意
对整个计算区域采用结构性和非结构性网格混合划分网格，为提高仿真计算的准确度，在各壁面设置边界层，边界层划分5层，初始值0.005，增长率1.1，部分网格见图2。
图2 模型部分网格
延长单元体入口与出口区域，以保证流动的平稳性[9]。具体边界设定见图3。
图3 单元体边界模型
根据工程车辆的实际作业状况，确定散热器模型的仿真参数。参照文献[9]，在入口速度2，4，6，8，10，12 m/s下进行仿真，选用标准κ-ε湍流模型，流体为空气，忽略升浮力。仿真参数见表2。
表2 仿真参数表
重力加速度/m·s-29.8空气黏度/kg·(m·s)-12.0×10-5换热管壁温度/K373.15空气导热系数/W·(m·K)-12.82×10-2空气温度/K318.15比定压热容/J·(kg·K)-11 008.2空气密度/kg·m-31.109铝导热系数/W·(m·K)-1166
对同一模型2 125 389，3 092 011，3 975 682，5 373 145，6 215 844五种网格数量进行无关性检验，空气入口速度选定为6 m/s，读取相应压力损失(Δp)和传热系数(H)，结果对比见图4。当网格数量达到5 373 145时，传热系数和压力损失趋于稳定，最终确定网格数量为537万左右。
图4 网格无关性验证
在Fluent1 5.0中对整个计算区域进行仿真，当残差曲线收敛后提取仿真结果(见图5)。由压力云图可以看出：从模型入口处到出口，压力呈现逐渐降低的趋势；而在气流接触与离开换热管前后压力变化明显，这是由于这个区域流体与换热管接触时，受到换热管阻碍，产生压力损失。由温度云图可以看出：随着空气流动，空气温度逐渐升高，换热管外壁周围的空气温度较流道中部的流体高，原因是该区域冷空气与换热管壁温差较大，短时间内交换了大量的热量，导致此处冷空气升温较快；换热管后侧出现一小块高温区，造成该现象的原因是空气流动过程中由于流道截面的变化，边界层分离，形成马蹄涡。马蹄涡造成空气流动性下降，不能很好地和周围冷空气混合传热；同时，该马蹄涡的产生与破灭是散热器噪声的来源。
图5 原始散热器单元体仿真结果
参考文献[9]，具体的试验在散热器生产厂商处进行，参考JB/T 8577—2015等行业标准，并根据文献[12-14]对试验结果进行转换，仿真结果与试验结果的数据对比见表3。通过表3的数据可以知道：冷流体侧的传热系数和压力损失的仿真结果在总体上和试验结果比较吻合，但仍然存在差异，造成该差异的因素有很多，比如翅片表面加工精度、钎焊工艺、测试误差和环境等。
表3 仿真结果与试验数据对比
速度/m·s-1传热系数/W·(m2·K)-1h仿真h试验偏差/%压力损失/PaΔp仿真Δp试验偏差/%227.6127.520.3320.2520.060.95450.3150.030.5684.4383.411.22666.0065.061.44167.37164.231.91884.4982.492.42272.50264.922.861099.4595.983.62365.99351.714.0612113.92108.55.00479.86455.585.33
通常情况下，散热器散热面积越大，压力损失也越大；气流流过换热管后形成了马蹄涡，滞留了部分热量。因此，在换热管上安装锯齿形涡发生器(翼片)以改善散热。
锯齿形涡发生器参数：翼片宽度(wv)1.45 mm，翼片高度(hv)3.24 mm，翼片厚度(dv)0.12 mm，锯齿高度(hs)0.55 mm。安装涡发生器后散热器新模型见图6。
氨基酸态氮=19.18 g/dL，满足SB/T 10528-2009纳豆行业标准中规定的纳豆氨基酸态氮≥0.3 g/100 g的要求。
图6 改进散热器模型
改进模型单元体的网格划分、边界条件设置及各参数设置均与原始模型相同。涡流发生装置除与热管接触部分外均设置为无滑移壁面(wall)。入口处空气速度为6 m/s时，新散热器模型仿真结果见图7。新散热器模型入口处空气压力为101.28～108.80 Pa，在首次流经换热管后，压力下降了7.52～15.05 Pa，流体边界层在脱离换热管壁面后顺延到了涡发生器，从而使得边界层的分离得到了延迟，增大了沿程阻力。图7b为新散热器模型的温度云图，此时气体区域平均温度达到66.5 ℃。从图中可以看到换热管后面高温区域增大，这是由于涡发生器与换热管相连，相应地增加了散热面积，导致换热量增加，由场的协同性原理可知，涡发生器改善了速度场与温度场的矢量夹角，增强了换热；并且从速度矢量局部放大图(图7c)中可以看到，换热管后涡流面积不大，且强度不高，这是由于锯齿形涡发生器阻碍了马蹄涡的形成，同时尾缘锯齿产生额外的小马蹄涡加快了大涡的破碎，降低了总体涡流的强度[15]。
图7 改进散热器仿真结果
使用JF综合评价因子(αjf)作为性能评价指标[16]，αjf值越大散热器性能越好，αjf表达式为
做法：1.准备适量的燕麦片，然后用温水浸泡三个小时，加入少许蜂蜜，直至糊状。2.将燕麦糊敷在手部，然后用保鲜膜包好整只手。等待8分钟以后，取下保鲜膜，开始搓揉按摩手部。
j和f为具有翅片的换热表面传热因子、摩擦因子，量纲为1。
传热因子j表达式为
地理信息统计数据问题集中在两个方面，一方面是数据缺乏真实性和完整性，在对上报数据进行审核过程中，常会发现信息数据与实际情况严重不符，瞒报、漏报现象普遍。同时，对统计数据的指标理解不到位，则会造成数据汇总出现问题。例如，填写项目缺失，报表数据不全、表述不清晰等。另外一个方面问题在于数据缺乏一致性和延伸性，数据不一致主要体现在各级单位汇总数据存在较大差异，部分数据修改后，未能及时通知相关部门，因此出现较大出入[2]。而对于同一个统计指标，缺乏统一口径，也是导致数据不一致的因素。延伸性问题主要指不同时期统计数据，它们的大小关系不明确，例如当期数据与上季度对应数据不同。
式中：u为空气体平均速度；Cp为空气比定压热容；Pr为普朗特数。
摩擦因子f表达式为
由图8可以看出，总体趋势上，随着速度入口平均速度的增加，JF因子呈下降趋势，其变化幅度越来越小。加装涡发生器后散热器的JF因子始终高于原始散热器。当入口处流体平均速度为12 m/s时，新散热器的JF因子高出原始散热器约30%。
图8 散热器改进前后综合性能对比
分别选择涡发生器气流攻角、高度、宽度和锯齿高度4个水平参数：气流攻角α为0°，15°和30°；涡发生器高度hv为1.44 mm，2.34 mm和3.24 mm；涡发生器宽度wv为1 mm，1.5 mm，2 mm；锯齿高度为hs=0.25 mm，0.4 mm，0.55 mm。
5.1.1 气流攻角的影响
如图9所示，空气流速为12 m/s时，α=15°的传热系数相对于α=0°的传热系数增加了0.13%，α=30°相对于α=15°时的传热系数增加了2.21%。由此可见，随着气流攻角的增大，传热系数增大。这是因为，随着气流攻角的增大，空气在流过散热器时，冷热空气进行了更好地混合，导致传热系数增大。
图9 气流攻角对传热系数的影响
5.1.2 涡发生器高度的影响
如图10所示，空气流速为12 m/s时，与hv=2.34 mm的传热系数相比，hv=1.44 mm时的传热系数增加了0.45%；而hv=2.34 mm与hv=3.24 mm时相比，传热系数下降了3.06%。可以得出：传热系数最高时涡发生器的高度不会正好与翅片间距相等，即不是换热面积越大，传热系数越大。
图10 涡发生器高度对传热系数的影响
5.1.3 涡发生器宽度的影响
如图11所示，空气流速为12 m/s时，与wv=1 mm的传热系数相比，wv=1.5 mm时的传热系数增加了0.48%；与wv=1.5 mm相比，wv=2 mm时的传热系数增加了0.95%。因此可知，涡发生器宽度对传热系数的影响不大，其原因是涡发生器宽度的变化空间是有限的，其数值较小，对散热器的整体散热面积影响不大。
图11 涡发生器宽度对传热系数的影响
5.1.4 锯齿高度的影响
如图12所示，空气流速为12 m/s时，和hs=0.25 mm时相比，hs=0.4 mm时的传热系数增加了0.85%；和hs=0.25 mm时相比，hs=0.55 mm时的传热系数增加了0.41%。因此可知，锯齿高度对传热系数的影响不大，其原因是该涡发生器对涡流的影响主要是锯齿尾缘产生的对称涡流对原大涡的破碎，锯齿高度的变化对此并没有明显的影响。
2.3.6 回收率试验 取“2.1”项下米索硝唑pH敏感脂质体适量，共9份，按“2.2.4”项下方法制成低、中、高质量浓度的米索硝唑pH敏感脂质体溶液。以甲醇为空白，于322 nm波长处测定吸光度并计算回收率，结果见表1。
图12 锯齿高度对传热系数的影响
5.2.1 气流攻角的影响
经过观摩人员和新洋丰技术人员现场测产，示范田葡萄糖度为16.6，预估亩产量6000斤以上；对照田葡萄糖度为15.2，预估产量与去年是亩产量4360斤持平。对比如此明显，不仅让现场参观的种植户羡慕不已，也让葡萄种植专业技术很强的青岛市和平度市两级土肥站领导赞不绝口。示范田主人王永光在活动现场非常激动。
如图13所示，空气流速为12 m/s时，与α=0°相比，α=15°时和α=30°时的压力损失增幅分别为11.47%和43.56%。其原因是大的气流攻角增大了迎风面积，导致压力损失增大。
图13 气流攻角对压力损失的影响
5.2.2 涡发生器高度的影响
如图14所示，空气流速为12 m/s时，与hv=2.34 mm时相比，hv=3.24 mm时的压力损失减小了6.61%，hv=1.44 mm时较之减小了1.51%。这是因为随着涡发生器高度的增加，气流与涡发生器的接触面积增加，增大了局部的压力损失；但当涡发生器的高度增大到一定值后，更多的气流总体流向与压力场协同性更高，导致压力损失降低。
图14 涡发生器高度对压力损失的影响
5.2.3 涡发生器宽度的影响
如图15所示，空气流速为12 m/s时，和wv=1 mm时相比，wv=1.5 mm时的压力损失增加了0.19%；和wv=1.5 mm相比，wv=2 mm时的压力损失增加了0.22%，增加幅度很小。由此可以看出，涡发生器不同宽度对压力损失造成的影响在同一空气流速下处于比较稳定的状态，这是由于其他参数一定时，涡发生器宽度变化范围较小，散热器整体的面积变化不明显，所以压力损失变化较小。
图15 涡发生器宽度对压力损失的影响
5.2.4 锯齿高度的影响
如图16所示，空气流速为12 m/s时，和hs=0.25 mm相比，hs=0.4 mm时的压力损失减小了3.50%；和hs=0.25 mm相比，hs=0.55 mm时的压力损失减小了1.95%。由此可以看出，压力损失差距随着锯齿高度增加而变小，这是由于锯齿高度的变化，锯齿尾端产生的对称涡流总体增大，导致压力损失增大。
1）教学内容推送功能。学生个人学习进行追踪，给学生提供更有针对性的指导与帮助。从数据中获取学生学习信息的技能以及根据数据对学生进行个别引导的技能在教师的教学中会变得越来越重要。
4.1 瘘管 瘘管在CD患者中很常见，发病率为17%～43%[24]。瘘管发生后，瘢痕形成、肛门持续性排液及大小便失禁接踵而至，大大增加了CD的治疗难度。对于常规药物和手术治疗后仍不能痊愈的瘘管型CD患者，可予以IFX与MTX联合治疗。SCHRÖDER等[25]的研究结果表明，IFX联合MTX治疗瘘管型CD有效且安全性好，但仍需开展进一步的大规模随机对照试验。
图16 涡发生器宽度对压力损失的影响
a) 新散热器相比于原始散热器有着更高的综合评价因子，当空气速度为12 m/s时，新散热器的综合评价因子高出约30%，同时换热管后的涡流强度得到了削弱；
b) 涡发生器4种不同结构参数水平下，气流攻角α=30°和涡发生器高度hv=2.34 mm时，对散热器传热系数和压强损失影响较大，锯齿高度对传热系数影响很小，但对压力损失影响较大，涡发生器宽度变化对散热器传热系数和压强损失影响很小。
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