花 軍 李奕霖 李曉旭 張北龍

（1.東北林業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150040；2.中國林業(yè)科學(xué)研究院木材工業(yè)研究所，北京 100091）

刨花施膠是刨花板生產(chǎn)的重要工序之一，直接影響板材的質(zhì)量和生產(chǎn)成本[1-2]。刨花板常用的脲醛樹脂屬于熱固型膠黏劑[3-5]，拌膠機(jī)作為刨花施膠攪拌的主要設(shè)備，工作過程中其機(jī)殼腔內(nèi)溫升的大小直接影響膠黏劑的熱固化狀態(tài)，進(jìn)而影響刨花施膠效果。目前國內(nèi)外學(xué)者對(duì)刨花施膠過程的研究主要集中在刨花施膠控制系統(tǒng)[6-10]、施膠工藝參數(shù)[11-14]、智能建模和控制方法[15-16]、施膠設(shè)備[17-18]及膠黏劑性能[19-22]等方面，有關(guān)拌膠機(jī)水冷系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)的調(diào)整以及改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以優(yōu)化水冷散熱效果的相關(guān)研究鮮有報(bào)道。在工業(yè)生產(chǎn)中，主要依據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行調(diào)整，缺乏理論上的研究。

本文以刨花板生產(chǎn)中廣泛使用的單軸環(huán)式拌膠機(jī)（簡稱環(huán)式拌膠機(jī)）為研究對(duì)象，對(duì)其水冷系統(tǒng)工作的傳熱原理進(jìn)行理論分析，確定影響環(huán)式拌膠機(jī)水冷散熱性能的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)；建立環(huán)式拌膠機(jī)溫度場模型，對(duì)水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)改變引起水冷散熱效果的變化趨勢(shì)進(jìn)行數(shù)值模擬研究；對(duì)機(jī)殼水冷系統(tǒng)的肋片結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，為增強(qiáng)環(huán)式拌膠機(jī)水冷系統(tǒng)散熱性能、控制機(jī)殼腔內(nèi)溫升、提高刨花施膠攪拌效果提供理論依據(jù)。

1 環(huán)式拌膠機(jī)結(jié)構(gòu)及其水冷系統(tǒng)布局

環(huán)式拌膠機(jī)主要通過攪拌主軸上各個(gè)功能槳的旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)施膠的刨花流在拌膠機(jī)機(jī)殼腔體內(nèi)做高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，完成施膠攪拌工藝過程。圖1 為環(huán)式拌膠機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖，其主要由攪拌主軸、攪拌槳（分為進(jìn)料槳、拌膠槳和出料槳）、進(jìn)料口、施膠口、出料口、機(jī)殼和底座等組成。在施膠攪拌過程中，刨花間相互摩擦、擠壓及刨花流與機(jī)殼、攪拌槳、攪拌主軸之間的摩擦?xí)a(chǎn)生大量熱量，為防止膠黏劑在攪拌過程中受熱固化，在攪拌主軸和機(jī)殼夾層內(nèi)設(shè)有水冷系統(tǒng)，以實(shí)現(xiàn)水冷循環(huán)散熱[23]。

圖1 環(huán)式拌膠機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure diagram of ring blender

環(huán)式拌膠機(jī)的水冷系統(tǒng)主要由攪拌主軸水冷系統(tǒng)和機(jī)殼水冷系統(tǒng)組成。攪拌主軸水冷系統(tǒng)布局如圖2a所示（以出料槳處的布局為例），攪拌主軸和各槳葉為空心結(jié)構(gòu)，內(nèi)設(shè)有冷卻管，工作時(shí)冷卻水從進(jìn)水口流入，經(jīng)由冷卻管流入各槳葉與冷卻管的夾層，再匯入攪拌主軸與冷卻管的夾層，最后從出水口流出（圖2a中箭頭表示冷卻水流向）。由圖2b可見，機(jī)殼水冷系統(tǒng)的冷卻水流道位于機(jī)殼夾層，夾層中設(shè)置若干間距相同的肋片，形成機(jī)殼水冷流道，工作時(shí)冷卻水經(jīng)由入水口進(jìn)入機(jī)殼水冷流道，最后從拌膠機(jī)下方的出水口流出（圖2b中箭頭表示冷卻水在拌膠機(jī)一側(cè)的流動(dòng)方向）。

圖2 環(huán)式拌膠機(jī)水冷系統(tǒng)布局示意圖Fig.2 Layout diagram of water cooling system of ring blender

2 水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)環(huán)式拌膠機(jī)散熱性能影響的理論分析

2.1 水冷系統(tǒng)對(duì)流傳熱分析

環(huán)式拌膠機(jī)水冷系統(tǒng)中機(jī)殼、攪拌主軸和攪拌槳等結(jié)構(gòu)將熱量傳遞給低溫冷卻水的過程屬于對(duì)流傳熱過程，局部對(duì)流傳熱的強(qiáng)弱可以通過流體力學(xué)中的努塞爾（Nusselt）數(shù)Nu來反映[24]，其表達(dá)式為：

式中：Nu為努塞爾數(shù)，無量綱；h為固體壁面與冷卻水之間的局部表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(mm2·K)；x為特征尺寸，mm ；λ為冷卻水的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(mm·K)。

水冷流道中發(fā)生對(duì)流傳熱時(shí)，在壁面與冷卻水的接觸面上會(huì)形成一個(gè)從壁面溫度到冷卻水溫度急劇變化的熱流體薄層，稱為溫度邊界層（圖3），其厚度δT隨流速vf增加而減小。將傅里葉定律應(yīng)用于表面熱傳導(dǎo)[25]，對(duì)式（1）中的局部表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)進(jìn)行估算，則

圖3 傳熱壁面上的溫度邊界層[24]Fig.3 Temperature boundary layer on heat transfer wall

傳熱形式為對(duì)流傳熱時(shí)，式（1）中的特征尺寸x為對(duì)流動(dòng)和傳熱有顯著影響的某一個(gè)幾何特征。環(huán)式拌膠機(jī)中的攪拌主軸和機(jī)殼水冷流道，其流道截面形狀均為不規(guī)則，特征尺寸x應(yīng)取當(dāng)量直徑de，當(dāng)量直徑的表達(dá)式為：

式中：de為流道當(dāng)量直徑，mm；A為流道的有效截面積，mm2；P為濕周，流道中與流體接觸部分固體壁面的周長，mm。

由上述分析可以看出，局部表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)h與流動(dòng)速度Vf成正比，故努塞爾數(shù)Nu與流動(dòng)速度Vf和當(dāng)量直徑de均成正比，即在其他傳熱條件不變的情況下，冷卻水流動(dòng)速度和流道的當(dāng)量直徑越大，水冷系統(tǒng)散熱性能越好。

2.2 攪拌主軸水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)影響分析

攪拌主軸水冷系統(tǒng)主要對(duì)流傳熱區(qū)域位于冷卻管與攪拌主軸間夾層中的流道，如圖4 所示，流道的當(dāng)量直徑de計(jì)算公式為：

圖4 影響攪拌主軸水冷流道當(dāng)量直徑的結(jié)構(gòu)參數(shù)Fig.4 Structural parameters affecting the equivalent diameter of water cooling channel of stirring spindle

式中：de為流道當(dāng)量直徑，mm；D為主軸空心內(nèi)徑，mm；d為冷卻管內(nèi)徑，mm；δ1為冷卻管厚度，mm。

由式（4）可知，由于攪拌主軸結(jié)構(gòu)不變，冷卻水與攪拌主軸的傳熱面積為定值，攪拌主軸水冷系統(tǒng)的散熱性能主要受冷卻管厚度δ1和冷卻管內(nèi)徑d的影響。無論是當(dāng)δ1或是值增大時(shí)，當(dāng)量直徑de都會(huì)減小，同時(shí)在流量不變的情況下，流道中的流速Vf也會(huì)增大。隨著δ1和d的增大，散熱性能的變化趨勢(shì)需要由de的減小量和Vf的增大量共同決定，此結(jié)論將通過數(shù)值模擬仿真進(jìn)一步驗(yàn)證。

2.3 機(jī)殼水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)影響分析

機(jī)殼水冷系統(tǒng)散熱性能主要受肋片數(shù)量n和肋片厚度δ2的影響（不考慮機(jī)殼結(jié)構(gòu)改變的影響）。無論是當(dāng)n值或δ2值增大時(shí)，機(jī)殼水冷流道的當(dāng)量直徑都會(huì)減小，流動(dòng)速度Vf都會(huì)增大。但與攪拌主軸水冷系統(tǒng)不同的是，肋片數(shù)量和厚度的改變同時(shí)會(huì)改變傳熱面積，肋片數(shù)增加，傳熱面積也會(huì)增加；肋片厚度增大，傳熱面積會(huì)減小。根據(jù)牛頓冷卻公式[24]可得出，熱流量與對(duì)流傳熱面積成正比。牛頓冷卻公式的表達(dá)式為：

因此，機(jī)殼冷卻系統(tǒng)散熱性能隨結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化，由流道當(dāng)量直徑、冷卻水流速和傳熱面積三者的變化量共同決定。

3 環(huán)式拌膠機(jī)溫度場數(shù)值模擬分析

3.1 環(huán)式拌膠機(jī)溫度場模型的建立

利用Fluent流體仿真軟件研究環(huán)式拌膠機(jī)施膠攪拌產(chǎn)熱、散熱的溫度場分布，以及水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)改變引起的散熱性能變化。依據(jù)試驗(yàn)用環(huán)式拌膠機(jī)，假設(shè)刨花為顆粒狀，忽略施膠的影響，采用攪拌主軸、攪拌槳、拌膠機(jī)機(jī)殼、攪拌主軸水冷系統(tǒng)和機(jī)殼水冷系統(tǒng)所組成的結(jié)構(gòu)建立環(huán)式拌膠機(jī)溫度場模型，如圖5所示。

圖5 環(huán)式拌膠機(jī)溫度場模型Fig.5 Temperature field model of ring blender

3.2 施膠攪拌過程產(chǎn)熱和散熱溫度場數(shù)值模擬3.2.1 產(chǎn)熱溫度場數(shù)值模擬

依據(jù)試驗(yàn)用環(huán)式拌膠機(jī)，設(shè)置Fluent初始條件：氣相材料選擇為空氣，密度為1.225 kg/m3，黏度為1.789 4×10-5Pa·s，刨花顆粒相密度為700 kg/m3，顆粒平均粒徑設(shè)為3 mm。邊界條件將進(jìn)料口設(shè)置為質(zhì)量流量入口，出料口設(shè)置為壓力出口，壁面為無滑移壁面。進(jìn)料口流量為2 kg/s，攪拌主軸轉(zhuǎn)速1 000 r/min。在不通入冷卻水的情況下，得到環(huán)式拌膠機(jī)產(chǎn)熱數(shù)值模擬結(jié)果。

從圖6 環(huán)式拌膠機(jī)機(jī)殼內(nèi)部的刨花顆粒體積分?jǐn)?shù)云圖中可以看出，機(jī)殼內(nèi)壁附近的刨花顆粒體積分?jǐn)?shù)較大，刨花由進(jìn)料口進(jìn)入后，被高速旋轉(zhuǎn)的攪拌主軸及其上的槳葉帶動(dòng)，在機(jī)殼腔內(nèi)形成厚度不均勻的料環(huán)，并且越靠近出料口的位置，料環(huán)厚度越厚。

圖6 環(huán)式拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)刨花顆粒體積分?jǐn)?shù)云圖Fig.6 Contour of particle volume fraction of wood shavings in shell cavity of ring blender

從圖7 所示的環(huán)式拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)溫度云圖中可以看出，在高速旋轉(zhuǎn)的主軸攪拌下，稠密的刨花流內(nèi)部及刨花流與各槳葉、機(jī)殼之間產(chǎn)生劇烈摩擦生成大量摩擦熱，拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)從進(jìn)料口到出料口方向溫度不斷升高，在機(jī)殼腔內(nèi)形成了一個(gè)越靠近出料口溫度越高的溫度分布，出料口附近形成高溫區(qū)。

圖7 環(huán)式拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)溫度云圖Fig.7 Contour of temperature in casing cavity of ring blender

3.2.2 散熱溫度場數(shù)值模擬

依據(jù)試驗(yàn)用環(huán)式拌膠機(jī)，設(shè)置Fluent初始條件：冷卻水選擇為液態(tài)水，機(jī)殼冷卻水入口和攪拌主軸冷卻水入口均設(shè)為質(zhì)量流量入口，出口為壓力出口，進(jìn)水流量為1.5 kg/s，冷卻水初始溫度為7 ℃。模型中水冷系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)置如下：冷卻管厚度2.5 mm，冷卻管內(nèi)徑19 mm，肋片數(shù)量20 個(gè)，肋片厚度6 mm。數(shù)值模擬得到環(huán)式拌膠機(jī)水冷系統(tǒng)工作的機(jī)殼腔內(nèi)溫度云圖如8 所示。

對(duì)比圖8 和圖7 中拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)的溫度分布可以看出，經(jīng)過水冷系統(tǒng)散熱后，拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)的高溫區(qū)域仍集中在出料口附近，但高溫區(qū)域已經(jīng)大面積減小，最高溫度也大幅降低。

圖8 環(huán)式拌膠機(jī)水冷系統(tǒng)工作的機(jī)殼腔內(nèi)溫度云圖Fig.8 Contour of temperature in casing cavity of water cooling system of ring blender

3.3 水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)散熱性能影響的數(shù)值模擬分析

3.3.1 冷卻管厚度及內(nèi)徑對(duì)散熱性能的影響

由于空心攪拌主軸內(nèi)空間有限，因此冷卻管厚度不宜過大，同時(shí)為滿足力學(xué)性能要求，冷卻管厚度也不宜過小，故設(shè)置冷卻管厚度從1.5～3.5 mm進(jìn)行仿真，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，得到拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)最高溫度和冷卻水壓降隨冷卻管厚度改變的變化曲線，如圖9a所示。

由圖9a的仿真結(jié)果可知，冷卻管厚度從1.5 mm增至2.5 mm時(shí)，拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)最高溫度逐漸減小，這是因?yàn)槔鋮s管厚度的增加導(dǎo)致流道當(dāng)量直徑減小，在進(jìn)水流量不變的情況下，冷卻水流速變大，并且在此過程中冷卻水流速變大對(duì)散熱性能的增強(qiáng)作用大于流道當(dāng)量直徑減小對(duì)散熱性能的削弱作用；當(dāng)冷卻管厚度從2.5 mm增至3.5 mm時(shí)，拌膠機(jī)腔內(nèi)最高溫逐漸升高，散熱性能減弱，此過程中流道當(dāng)量直徑減小對(duì)散熱性能的削弱作用大于冷卻水流速增大對(duì)散熱性能的增強(qiáng)作用。

圖9 管厚及其內(nèi)徑對(duì)腔內(nèi)最高溫度和冷卻水壓降的影響Fig.9 Influence of tube thickness and the inner diameter on the highest temperature in the cavity and cooling water pressure drop

由于空心攪拌主軸內(nèi)部空間有限，因此設(shè)置冷卻管內(nèi)徑從15 mm到23 mm進(jìn)行仿真，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，得到拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)最高溫度和冷卻水壓降隨冷卻管內(nèi)徑改變的變化關(guān)系曲線（圖9b），結(jié)合圖9a可以看出，兩個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)的改變對(duì)冷卻散熱性能的影響趨勢(shì)相同。

綜合理論分析和數(shù)值模擬結(jié)果得出，冷卻管厚度和內(nèi)徑的改變，其實(shí)質(zhì)都是流道當(dāng)量直徑大小的改變，在流量不變的情況下影響冷卻水流速，從而導(dǎo)致散熱性能發(fā)生變化。此外，流道內(nèi)的冷卻水壓降隨冷卻管厚度和內(nèi)徑變大而不斷變大表明，冷卻水流道當(dāng)量直徑越小，對(duì)于冷卻水的進(jìn)水壓力要求就越高，因此生產(chǎn)中調(diào)整主軸水冷系統(tǒng)冷卻管的厚度和內(nèi)徑應(yīng)同時(shí)滿足進(jìn)水壓力的要求。

3.3.2 肋片厚度及數(shù)量對(duì)散熱性能的影響

在滿足肋片力學(xué)性能要求的前提下，設(shè)置肋片厚度從4～12 mm進(jìn)行仿真，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，得到拌膠機(jī)機(jī)殼內(nèi)最高溫度和冷卻水壓降隨肋片厚度改變的變化曲線。如圖10a所示，隨著肋片厚度從4 mm增加到12 mm，拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)溫度呈先下降再上升的趨勢(shì)，即水冷散熱性能先減弱再增強(qiáng)。由此說明隨著肋片厚度逐漸增加，水冷流道流速變大對(duì)散熱性能的增強(qiáng)作用逐漸弱于流道當(dāng)量直徑減小和傳熱面積減小對(duì)散熱性能的削弱作用。

圖10 肋片厚度與數(shù)量對(duì)腔內(nèi)最高溫度和冷卻水壓降的影響Fig.10 Influence of the thickness and number of fans on the highest temperature in the cavity and cooling water pressure drop

由于機(jī)殼夾層空間的約束，設(shè)置肋片數(shù)量從12～28片進(jìn)行仿真，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，得到拌膠機(jī)機(jī)殼內(nèi)最高溫度和冷卻水壓降隨肋片數(shù)量改變的變化曲線。如圖10b所示，隨著肋片數(shù)量從12 片增至28 片，拌膠機(jī)腔內(nèi)最高溫度呈下降趨勢(shì)，且下降幅度逐漸減小。

此外，肋片太厚不但會(huì)減弱散熱性能，還會(huì)使冷卻水壓降提升幅度變大，對(duì)進(jìn)水壓力的要求很高；肋片數(shù)量過多對(duì)散熱性能的提升幅度不明顯，但對(duì)進(jìn)水壓力的要求提高，且增加能耗。因此，調(diào)整肋片厚度和肋片數(shù)量也需要考慮進(jìn)水壓力的要求。

綜合理論分析和數(shù)值模擬結(jié)果，肋片數(shù)量增加雖然導(dǎo)致單個(gè)流道的當(dāng)量直徑減小，降低散熱效率，但機(jī)殼水冷系統(tǒng)整體對(duì)流傳熱面積和冷卻水流速的增加會(huì)大幅提升散熱效率。同時(shí)，隨著肋片數(shù)量增加，流道當(dāng)量直徑減小對(duì)散熱性能的削弱作用越來越顯著，拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)最高溫度下降幅度呈逐漸減小的趨勢(shì)。

4 機(jī)殼水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)與結(jié)果分析

對(duì)環(huán)式拌膠機(jī)水冷系統(tǒng)散熱效果的優(yōu)化，除了選取合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)，還可通過結(jié)構(gòu)的改進(jìn)設(shè)計(jì)，使貼近壁面處流體的擾動(dòng)和混合加強(qiáng)，強(qiáng)化對(duì)流傳熱。如圖11所示，熱壁面附近發(fā)生的湍流摻混，可以促進(jìn)遠(yuǎn)離熱壁面處的低溫流體微團(tuán)與近熱壁面處的高溫流體微團(tuán)之間的混合，使此處的傳熱系數(shù)激增，流體間的熱能交換得以加強(qiáng)[25]。

圖11 壁面附近的湍流摻混Fig.11 Turbulent mixing near the wall

將機(jī)殼水冷系統(tǒng)的肋片結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)成三角波紋型，該結(jié)構(gòu)可以增大對(duì)流傳熱面積，并增強(qiáng)流道壁面附近的湍流摻混程度，從而強(qiáng)化對(duì)流傳熱，改進(jìn)后的肋片結(jié)構(gòu)如圖12 所示。

圖12 改進(jìn)后的肋片結(jié)構(gòu)Fig.12 Improved fin structure

對(duì)改進(jìn)后的機(jī)殼水冷系統(tǒng)散熱性能進(jìn)行溫度場仿真，仿真的參數(shù)設(shè)置和邊界條件和3.1 中的相同，得到肋片三角波紋結(jié)構(gòu)處的冷卻水流線圖和拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)的溫度云圖，如圖13、14 所示。

由圖13 可見，三角波紋肋片的波紋結(jié)構(gòu)近壁面處的湍流度得到提高，產(chǎn)生了流體漩渦，流體漩渦處的流動(dòng)速度較低，與遠(yuǎn)離壁面處的高速流體湍流摻混程度加強(qiáng)，從而達(dá)到了增強(qiáng)熱能交換的目的。

圖13 肋片三角波紋處的冷卻水流線Fig.13 Cooling water streamline at the triangular corrugation of fin

從圖14 可以看出，肋片結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)的溫度分布并未有明顯的改變，但從數(shù)值上看最高溫度下降了3.5 ℃，整體散熱效果比結(jié)構(gòu)改進(jìn)前提高7%以上，大幅提高了機(jī)殼水冷系統(tǒng)的散熱效率。

圖14 肋片結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)溫度云圖Fig.14 Temperature contour in the shell cavity of the blender with improved fin structure

5 結(jié)論

1）以單軸環(huán)式拌膠機(jī)為研究對(duì)象，基于其水冷系統(tǒng)傳熱原理的分析計(jì)算，確定了影響攪拌主軸水冷系統(tǒng)水冷散熱性能的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為冷卻管厚度和冷卻管內(nèi)徑，影響機(jī)殼水冷系統(tǒng)水冷散熱性能的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為肋片厚度和肋片數(shù)量。

2）建立了環(huán)式拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)溫度場模型，通過數(shù)值模擬分析得到了環(huán)式拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)攪拌產(chǎn)熱和散熱的溫度場分布特征：從進(jìn)料口到出料口的攪拌溫升逐漸變大，在出料口附近形成高溫區(qū)；水冷系統(tǒng)工作時(shí)散熱作用明顯，可以有效控制機(jī)殼腔內(nèi)溫升。

3）通過對(duì)不同冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)下拌膠機(jī)機(jī)殼腔內(nèi)溫度場的數(shù)值模擬仿真及驗(yàn)證分析，得到水冷系統(tǒng)散熱性能隨結(jié)構(gòu)參數(shù)改變而變化的趨勢(shì)：隨著冷卻管厚度、內(nèi)徑和肋片厚度的增加，水冷系統(tǒng)的散熱性能均呈先增強(qiáng)后下降的趨勢(shì)；肋片數(shù)量增加，水冷系統(tǒng)的散熱性能逐漸增強(qiáng)，其增強(qiáng)趨勢(shì)隨著肋片數(shù)量的增加而不斷減弱。

4）對(duì)機(jī)殼水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，將原肋片結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)成三角波紋型，數(shù)值模擬仿真對(duì)比表明: 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的機(jī)殼水冷系統(tǒng)整體散熱效果比改進(jìn)前提升了7 %以上。

研究結(jié)果為生產(chǎn)中通過調(diào)整水冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)來增強(qiáng)環(huán)式拌膠機(jī)水冷散熱性能、獲得更好的刨花施膠效果提供了理論依據(jù)，對(duì)實(shí)際生產(chǎn)具有一定的指導(dǎo)作用。