劉振環(huán)，李江春

(中國中車集團(tuán) 中車青島四方機(jī)車車輛股份有限公司，山東 青島266111)

安全、快捷、舒適是現(xiàn)代軌道交通追求的三大目標(biāo)。目前我國主要干線列車的速度已達(dá)到350 km/h。高速列車運(yùn)行速度提高，對車體設(shè)備提出更高要求[1]。高速列車空調(diào)系統(tǒng)普遍位于車頂位置，使用風(fēng)冷方式進(jìn)行散熱。受列車運(yùn)行產(chǎn)生的列車風(fēng)影響，空調(diào)系統(tǒng)冷凝風(fēng)量減少，冷凝器溫度升高，導(dǎo)致空調(diào)系統(tǒng)無法正常運(yùn)行(主動降低制冷功率甚至報(bào)警停機(jī))。這一問題在夏季高溫環(huán)境中尤為突出，嚴(yán)重影響到乘客乘坐舒適性。伴隨列車高速運(yùn)行產(chǎn)生的較強(qiáng)列車風(fēng)[2-5]，會導(dǎo)致空調(diào)處流動環(huán)境發(fā)生較大變化，并導(dǎo)致空調(diào)實(shí)際功耗會隨著車速增加而增加。而從車廂傳熱的角度，隨著車速提高，夏季空調(diào)熱負(fù)荷會有小幅度降低[6-7]。因此需要對列車運(yùn)行時空調(diào)附近流場進(jìn)行研究。目前研究主要是在不考慮空調(diào)工作的情況下，直接通過列車表面壓力分布進(jìn)行研究[8-9]，并不能完全模擬實(shí)際空調(diào)工作情況。旋轉(zhuǎn)的冷凝風(fēng)扇受列車風(fēng)作用，導(dǎo)致空調(diào)左右兩側(cè)冷凝器散熱能力出現(xiàn)差異[10]。列車空氣動力學(xué)研究分為實(shí)車實(shí)驗(yàn)、風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)及數(shù)值計(jì)算3種方式[1]。實(shí)車實(shí)驗(yàn)的不可控因素(如環(huán)境風(fēng)等)較多，會對實(shí)驗(yàn)結(jié)果產(chǎn)生一定干擾。風(fēng)洞試驗(yàn)一般使用縮比模型，能夠較好的排除環(huán)境風(fēng)的影響，但是對于列車空調(diào)而言，難以制造可運(yùn)轉(zhuǎn)的縮比模型。數(shù)值計(jì)算能針對車身的各個部位進(jìn)行單獨(dú)詳細(xì)分析，是針對復(fù)雜部件的常用研究方式。本文采用數(shù)值計(jì)算的方法，模擬不同車速下列車空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行情況，研究車速對空調(diào)冷凝風(fēng)量的影響，并結(jié)合列車頂部流場的速度與壓力分布，對冷凝風(fēng)量下降原因進(jìn)行分析。

1 數(shù)值計(jì)算模型

1.1 幾何模型

數(shù)值計(jì)算采用3 車編組具有流線型外形的高速列車模型，車高H=4.35 m，車長L=81 m。2 空調(diào)分別位于頭、尾車車頂流線型末端，距列車鼻尖點(diǎn)13 m，如圖1所示，其中頭車空調(diào)為AC1，尾車空調(diào)為AC2。由于本文主要研究的是空調(diào)風(fēng)量，為了減少計(jì)算消耗的資源，在保證不影響空調(diào)附近流場的前提下，對計(jì)算模型進(jìn)行了必要且合理的簡化，忽略了風(fēng)擋、轉(zhuǎn)向架、受電弓等部件。

空調(diào)模型如圖2所示。高速列車空調(diào)系統(tǒng)分為蒸發(fā)側(cè)與冷凝側(cè)2 個部分，2 個部分相互獨(dú)立，只通過制冷劑傳遞能量。其中，冷凝側(cè)與外環(huán)境連通，負(fù)責(zé)排出空調(diào)廢熱；蒸發(fā)側(cè)與車廂內(nèi)部連接，吸收車內(nèi)熱量。明線運(yùn)行的高速列車產(chǎn)生的列車風(fēng)只對車外環(huán)境產(chǎn)生影響，因此本文中只對冷凝側(cè)進(jìn)行研究。

圖1 高速列車模型與空調(diào)位置示意圖Fig.1 Calculation model of high-speed train with the position of air-conditioner

圖2 高速列車司機(jī)室空調(diào)Fig.2 Air-conditioner of high-speed train driver’s room

1.2 空調(diào)風(fēng)機(jī)計(jì)算模型

空調(diào)的冷凝風(fēng)由2 臺軸流風(fēng)機(jī)提供。真實(shí)風(fēng)機(jī)具有較薄的葉片和鋸齒狀下緣，直接建模通過風(fēng)機(jī)旋轉(zhuǎn)的方式提供冷凝風(fēng)需要極大數(shù)目的網(wǎng)格支撐。因此，本文采用ANSYS Fluent 提供的風(fēng)機(jī)邊界條件，通過將方程(1)引入該邊界條件模擬壓力上升，可以實(shí)現(xiàn)對真實(shí)風(fēng)機(jī)的模擬[11]。方程(1)由下式給出：

其中：p為風(fēng)機(jī)邊界兩側(cè)壓力差；V是邊界處流體的法向速度；fn是壓力躍升系數(shù)，由風(fēng)機(jī)性能曲線給出，而這一曲線通過對真實(shí)風(fēng)機(jī)模型的標(biāo)準(zhǔn)測量獲得，本文使用的風(fēng)機(jī)性能曲線如圖3所示。

1.3 空調(diào)冷凝器計(jì)算模型

空調(diào)冷凝器由毛細(xì)管、制冷劑銅制迂回管束及肋片等幾何尺度小且密集的部件構(gòu)成，而本文不關(guān)注流體在冷凝器內(nèi)部的流動狀態(tài)，使用分布阻力的方法，即多孔介質(zhì)模型，可以很好地模擬冷凝器內(nèi)部的復(fù)雜結(jié)構(gòu)[11]，并避免細(xì)小尺寸導(dǎo)致的網(wǎng)格數(shù)量過大的問題。多孔介質(zhì)模型是在動量方程中增加源項(xiàng)，通過壓力損失來實(shí)現(xiàn)等效。該源項(xiàng)由黏性阻力系數(shù)和慣性阻力系數(shù)組成，如式(2)所示：

式中：μ為流體的動力黏度，本文中取17.9×10-6Pa·s；ν為流體速度；C2為慣性阻力系數(shù)；1/α為黏性阻力系數(shù)；ρ為流體密度，本文中取1.225 kg/m3；Δn為多孔介質(zhì)厚度。

圖3 冷凝風(fēng)機(jī)性能曲線Fig.3 Performance curve of condensing fan

為獲得冷凝器黏性阻力系數(shù)和慣性阻力系數(shù)，根據(jù)實(shí)際冷凝器模型，截取局部進(jìn)行建模計(jì)算，在給定入口一定流速的條件下，得到流體經(jīng)過冷凝器所產(chǎn)生的壓力下降值。經(jīng)過計(jì)算得出冷凝器格柵在不同流速下的壓力差，并進(jìn)行二次擬合得到壓力損失與流速關(guān)系式：

將式(3)中一次項(xiàng)和二次項(xiàng)系數(shù)分別帶入式(2)，即可得到冷凝器的多孔介質(zhì)的2 項(xiàng)阻力系數(shù)：1/α=47 753 437 m-2，C2=1 306 m-1。

2 數(shù)值計(jì)算方法

2.1 計(jì)算域與邊界條件

目前國內(nèi)外研究列車氣動性能一般采用相對運(yùn)動的方式，即列車靜止，空氣和地面運(yùn)動，來模擬運(yùn)行中列車的外部流場。計(jì)算區(qū)域如圖4所示，入口(面ABCD)設(shè)置為低湍流均勻來流條件，給定與車速一致的來流速度；出口(面EFGH)設(shè)置為恒壓邊界條件，給定壓力P=0；頂面(面BFGC)、側(cè)面(面ABFE、面CDHG)為靜止無滑移壁面，地面(面AEHD)設(shè)置為與列車運(yùn)行方向相反、速度大小相等的移動無滑移壁面；列車表面為靜止無滑移壁面。

定義遠(yuǎn)方來流方向?yàn)閤正方向，y方向?yàn)樗椒较颍瓜蛳蛏蠟閦正方向。為保證流場充分發(fā)展，以減弱邊界對列車周圍流場的影響，計(jì)算域x方向長度為250 m，其中頭車鼻尖點(diǎn)前方計(jì)算域長度為50 m，尾渦區(qū)域長度110 m，y方向?qū)挾葹?00 m，z方向高度為60 m。

圖4 計(jì)算區(qū)域尺寸圖Fig.4 Computational domain

2.2 計(jì)算網(wǎng)格

為了準(zhǔn)確模擬車體表面附面層、捕捉到空調(diào)運(yùn)行對列車表面流場以及渦結(jié)構(gòu)的影響，經(jīng)過預(yù)估，車體表面第一層網(wǎng)格厚度取0.1 mm，x與y方向最小網(wǎng)格尺度為3 mm?？照{(diào)內(nèi)部采用四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格進(jìn)行離散，其余位置采用六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格離散。網(wǎng)格總數(shù)約為3.2 億，計(jì)算網(wǎng)格見圖5。

2.3 數(shù)值算法

本文研究不同車速下列車空調(diào)冷凝風(fēng)量的變化規(guī)律，計(jì)算中最大車速V=350 km/h，計(jì)算得到馬赫數(shù)Ma=0.286，小于0.3，同時本次計(jì)算不包括會發(fā)生氣體受到強(qiáng)烈擠壓的工況(如列車交會、過隧道等)，可認(rèn)為空氣密度保持不變，可按不可壓縮流動問題進(jìn)行處理。取車高H為特征長度，列車周圍流場雷諾數(shù)Re＞5×105，即列車周圍流場處于強(qiáng)湍流狀態(tài)。使用RANS(雷諾平均)算法無法預(yù)測空調(diào)附近流場細(xì)微渦結(jié)構(gòu)及湍流脈動變化規(guī)律，使用LES(大渦模擬)的方法，可以很好地捕捉到湍流的細(xì)微渦結(jié)構(gòu)和脈動變化規(guī)律[12-14]。

圖5 網(wǎng)格示意圖Fig.5 Hybrid mesh

本文采用LES 湍流模型對非定常流場求解，重力取g=-9.81 m/s2。速度-壓力耦合計(jì)算采用SIMPLEC 算法，對流項(xiàng)采用高階精度的QUICK 格式離散，擴(kuò)散項(xiàng)采用二階精度的中心差分格式離散。計(jì)算在國家超算無錫中心的超級計(jì)算機(jī)平臺，采用主流商用計(jì)算軟件ANSYS Fluent 18.1 進(jìn)行求解。為了獲得較好的計(jì)算結(jié)果，時間步長取0.001 s，計(jì)算的總時間步達(dá)到9 000 步，并對后6 000 步計(jì)算結(jié)果取時間平均得到最終結(jié)果。

3 數(shù)值算法驗(yàn)證

為驗(yàn)證本文所采用計(jì)算方法的正確性，將計(jì)算得到的風(fēng)量與實(shí)際空調(diào)風(fēng)量進(jìn)行對比。實(shí)際空調(diào)風(fēng)量是通過靜態(tài)下的標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)道實(shí)驗(yàn)得到的，即將合適大小的風(fēng)道置于空調(diào)冷凝出口外，再通過風(fēng)速儀對風(fēng)道尾部同一截面上各點(diǎn)風(fēng)速進(jìn)行測量，由面積分的方法得到空調(diào)的實(shí)際風(fēng)量。為得到穩(wěn)定的流場，試驗(yàn)中使用的風(fēng)道長度為1.5 m，風(fēng)速測量平面距離冷凝出口平面1 m。

表1為試驗(yàn)與計(jì)算的結(jié)果對比。從結(jié)果可以看出，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)的誤差為3.34%，誤差產(chǎn)生的原因主要是計(jì)算對真實(shí)進(jìn)行了一定程度的簡化，綜合計(jì)算與實(shí)驗(yàn)的結(jié)果分析，誤差值在可接受范圍之內(nèi)，表明計(jì)算結(jié)果是可信的。

表1 冷凝風(fēng)量仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果比較Table 1 Comparison of numerical and experimental result

4 結(jié)果與分析

4.1 空調(diào)風(fēng)量變化

為了研究高速列車運(yùn)行速度對空調(diào)冷凝性能的影響，對車速V=0，100，200，250，300 和350 km/h進(jìn)行了計(jì)算。車速對風(fēng)量的影響通過風(fēng)量變化百分比表示，由式(4)給出：

式中：R為冷凝風(fēng)量變化百分比；Q為當(dāng)前車速下的冷凝風(fēng)量；Q0為靜態(tài)下冷凝風(fēng)量，此處為2 187.7 m3/h。

圖6為空調(diào)冷凝風(fēng)量隨車速變化關(guān)系，可以看出，隨著車速的增加，冷凝風(fēng)量出現(xiàn)明顯下降，下降速度先較慢然后加快最后再逐漸減緩。頭車空調(diào)由靜止?fàn)顟B(tài)的2 187.7 m3/h 下降至1 296.6 m3/h，尾車空調(diào)下降量稍小，僅至1 452.3 m3/h，2 空調(diào)下降量分別為40.7%和33.6%。

圖6 空調(diào)冷凝風(fēng)量隨車速變化折線圖Fig.6 Reduction rate of air flux

4.2 列車表面壓力分布

圖7為列車頂面空調(diào)處壓力云圖。其中，圖7(a)為車速V=0 時壓力云圖，可以看出，正負(fù)壓力均處于較小水平，冷凝入口處呈現(xiàn)圓形對稱分布的負(fù)壓區(qū)，這是由于圓形風(fēng)機(jī)面吸入氣體造成的，冷凝出口位置有較小正壓，由于空調(diào)內(nèi)部結(jié)構(gòu)導(dǎo)致非對稱分布。圖7(b)為車速V=200 km/h 時壓力云圖。由于空調(diào)處于列車流線型末端，受列車高速運(yùn)行影響，處于較大負(fù)壓區(qū)內(nèi)。另一方面，冷凝氣流在列車風(fēng)作用下，受到阻礙作用，冷凝入口處壓力減小，出口處壓力增大，導(dǎo)致冷凝風(fēng)量大幅度下降。

圖7 車頂平面空調(diào)處壓力云圖Fig.7 Pressure field at top of air-conditioner

4.3 空調(diào)內(nèi)部流場特性

如圖8所示，選取a～d 4 個垂直切面，分析空調(diào)內(nèi)部流場特性。

圖9為壓力云圖。圖中右側(cè)壓力突變是由于風(fēng)機(jī)面邊界條件導(dǎo)致的。圖9(a)為車速V=0 時壓力云圖，風(fēng)機(jī)面上方負(fù)壓很小，空調(diào)內(nèi)部正壓主要由空調(diào)內(nèi)部和冷凝器產(chǎn)生的壓差阻力導(dǎo)致。圖9(b)為車速V=200 km/h 時壓力云圖，受列車風(fēng)和入口上方格柵影響，風(fēng)機(jī)面與格柵之間產(chǎn)生較大負(fù)壓區(qū)，導(dǎo)致風(fēng)機(jī)難以吸入冷凝風(fēng)。同時，對比不同車速下壓力分布可以看出，列車運(yùn)行會導(dǎo)致壓力沿流向方向不均勻分布。

圖8 壓力分析位置示意圖Fig.8 Pressure analysis position diagram

圖9 空調(diào)內(nèi)部壓力云圖Fig.9 Pressure field inside air-conditioner

5 結(jié)論

1)隨著車速的增加，司機(jī)室空調(diào)冷凝風(fēng)量出現(xiàn)明顯下降，下降速度先較慢然后加快最后再逐漸減緩。其最大下降量達(dá)到40.7%。

2)車速增加會導(dǎo)致冷凝出口壓力分布不均勻程度加劇，流動阻力變大，空調(diào)腔內(nèi)部正壓變強(qiáng)，冷凝進(jìn)口格柵位置會出現(xiàn)較強(qiáng)的負(fù)壓。

3)空調(diào)冷凝風(fēng)量隨車速下降的原因，一方面是由于出口阻力增加，氣流流出困難；另一方面是由于風(fēng)機(jī)兩側(cè)壓力差變大，風(fēng)機(jī)進(jìn)氣量減小。