趙興杰，王 燁，2

(1.蘭州交通大學(xué) 環(huán)境與市政工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730070；2.蘭州交通大學(xué) 鐵道車輛熱工教育部重點實驗室，甘肅 蘭州 730070)

青藏鐵路列車由于沿線環(huán)境條件惡劣[1],乘客的生理健康面臨空氣新鮮度和氧含量兩方面的影響,因此對列車的新風(fēng)與供氧系統(tǒng)調(diào)節(jié)能力提出了更高的挑戰(zhàn)[2],以適應(yīng)沿線環(huán)境條件對車內(nèi)環(huán)境品質(zhì)及舒適性的影響[3]。合理的新風(fēng)量可有效改善車內(nèi)空氣品質(zhì),并降低列車能耗[4]。文獻[5]對青藏線空調(diào)列車沿線車內(nèi)CO2濃度的空間分布與遷移特性進行了研究。文獻[6]采用人員密度估計模型,計算公共建筑內(nèi)人員動態(tài)負荷,并提出不同人員密度時的新風(fēng)量與空調(diào)末端控制方案。文獻[7]利用Simulink仿真,基于地鐵站內(nèi)人員流動控制新風(fēng)閥門開度調(diào)節(jié)新風(fēng)量,能夠有效降低新風(fēng)負荷。運行在高海拔地區(qū)的列車引入新風(fēng)量不僅能夠降低CO2濃度,還對車內(nèi)氧含量起到稀釋作用,文獻[8]就此問題從節(jié)能和確?？諝馄焚|(zhì)的角度提出一種滿員情況下新風(fēng)量隨車外氣象參數(shù)在夏季沿線(格拉段)變化的動態(tài)調(diào)節(jié)新思路。文獻[9]以海拔最大的唐古拉山站冬季氣象參數(shù)為基礎(chǔ),提出一種滿員情況下新風(fēng)系統(tǒng)和供氧系統(tǒng)聯(lián)合運行的變頻模式,在保證CO2濃度不超標的情況下可有效降低空調(diào)及制氧系統(tǒng)的能耗。但目前針對高原列車空調(diào)與供氧系統(tǒng)的研究主要集中在制氧模式的選擇[9-10]、供氧方式的探討[11-12]、環(huán)境品質(zhì)的監(jiān)測[13-14]、低壓環(huán)境人體舒適度的調(diào)查[15-17]以及車內(nèi)熱環(huán)境參數(shù)的研究[18-19],考慮乘客不同上座率情況下新風(fēng)量和送風(fēng)參數(shù)對列車空調(diào)與制氧能耗影響以及就座位置對車內(nèi)環(huán)境參數(shù)的影響研究,尚未見報道。本文對青藏線空調(diào)列車夏季重要站點車內(nèi)溫度和CO2分壓力進行數(shù)值分析,對送風(fēng)參數(shù)和新風(fēng)量進行聯(lián)合調(diào)控,以獲得不同乘客上座率時滿足舒適性與衛(wèi)生條件下的最低能耗控制方案。

1 物理模型與數(shù)學(xué)模型

1.1 物理模型

車體長×寬×高為25 500 mm×3 105 mm×2 500 mm,共設(shè)10組桌椅,定員98人[20]。車廂兩側(cè)共10組車窗,長寬均為1 050 mm。列車內(nèi)氣流組織采用車頂矩形送風(fēng)口送風(fēng)、車門回風(fēng)形式。車內(nèi)陳設(shè)和送、回風(fēng)口均關(guān)于車廂橫向中截面對稱,為減小計算量,采用半截車廂作為計算區(qū)域,物理模型如圖1所示。

圖1 車體物理模型

1.2 數(shù)學(xué)模型

車廂內(nèi)氣流組織是強迫對流與自然對流的混合對流換熱過程,屬于湍流流態(tài)?？紤]RNGk-ε模型對高雷諾數(shù)與低雷諾數(shù)均有較高的適用性[21],并且計算精度高,因此,本文選取RNGk-ε湍流模型求解車廂內(nèi)的流動與傳熱過程。描述流動與傳熱的通用控制方程為

(1)

式中:Γ為擴散系數(shù);φ為通用變量,其含義與其余相關(guān)系數(shù)見文獻[22]。

1.3 假定條件與邊界條件

為便于計算,作以下假設(shè):①車內(nèi)空氣流動為三維穩(wěn)態(tài)湍流,且空氣為不可壓縮氣體,密度變化采用Boussinesq假設(shè),車內(nèi)氣壓與環(huán)境壓力近似一致[16];②空氣為輻射透明介質(zhì),車廂內(nèi)壁面、桌椅、乘客表面為漫輻射灰體。

邊界條件:

(1)入口邊界:矩形送風(fēng)口作為速度入口邊界;u=0,v=0,w=-1.0 m/s,根據(jù)上座率調(diào)節(jié)各工況的計算參數(shù);湍流動能及湍流動能耗散率取值為[22]k=0.004,ε=0.000 8。

(2)出口邊界:以車廂前后端門作為計算區(qū)域的出口邊界,P=Pout,?k/?y=0,?ε/?y=0,其中Pout為外部環(huán)境壓力。

(3)熱源邊界:人體散熱量是列車得熱量的重要組成部分。單節(jié)車廂定員98人,分別按40%、60%、80%和100%上座率進行計算,散熱量取116 W/人[23],按面熱源平均分配到人體模型表面。

(4)壁面邊界:車廂端面、中截面、行李架及車內(nèi)陳設(shè)為絕熱邊界,空氣與固體接觸面采用速度無滑移條件;選取夏季運行周期最長的Z264次列車為研究對象,考慮車廂圍護結(jié)構(gòu)對太陽輻射熱傳遞過程的衰減、延遲效應(yīng),采用非穩(wěn)定傳熱計算方法[24]得到不同時刻車體及車窗的內(nèi)壁面溫度。以供氧區(qū)段中海拔最高的安多站和沿線外氣溫度Tw最低的五道梁站為典型計算站點,列車行經(jīng)此2站點時其內(nèi)壁面溫度(表1)作為數(shù)值求解的壁面邊界條件,各壁面凈輸入熱量及熱源散熱量見表2,表2中數(shù)據(jù)前的負號表示熱量自車內(nèi)傳向車外。由總熱量數(shù)值可知,無論是冬季還是夏季車內(nèi)均需要空調(diào)提供冷負荷。

表1 列車內(nèi)壁面溫度

表2 列車各項得熱量 W

(5)人體呼吸邊界:人體呼吸作用是車內(nèi)CO2的主要來源,乘客的CO2產(chǎn)生量取18 L/(h·人)[5]。

(6)環(huán)境條件:列車行經(jīng)安多站和五道梁站時車外溫度、大氣壓力、大氣中氧濃度值見表3。

表3 車外環(huán)境參數(shù)值

2 數(shù)值求解方法

2.1 網(wǎng)格劃分

對計算區(qū)域中的網(wǎng)格劃分采取車身整體劃分、局部加密的方式,采用三套網(wǎng)格(1 897 293、2 474 927、3 852 856)劃分計算區(qū)域。計算結(jié)果表明所得數(shù)值解是網(wǎng)格獨立的,因此后續(xù)計算選用的網(wǎng)格數(shù)為2 474 927。

2.2 數(shù)值方法

求解控制方程時采用SIMPLE算法處理速度/壓力耦合問題[21],梯度項采用Green-gauss Cell Based格式離散;動量方程、能量方程、湍流動能方程、湍流動能耗散率方程、組分輸運方程均采用二階迎風(fēng)格式離散。求解控制方程時的收斂條件與文獻[5]相同。

3 計算結(jié)果及討論

前期的研究內(nèi)容集中在青藏線列車滿員狀態(tài)下途經(jīng)各站點時車內(nèi)溫度場、速度場[19,22]、污染物濃度場[5]的變化,得到不同氣象參數(shù)條件下滿足車內(nèi)乘客舒適度的最佳送風(fēng)參數(shù)。針對Z264次列車夏季行經(jīng)高原地區(qū)安多站時不同上座率狀態(tài)下車內(nèi)溫度、CO2含量進行數(shù)值計算,以我國現(xiàn)行鐵路運輸行業(yè)標準TB/T 1932—2014《旅客列車衛(wèi)生及檢測技術(shù)規(guī)定》[25]中規(guī)定的空調(diào)列車車內(nèi)溫度(夏季溫度大于26 ℃,冬季溫度大于20 ℃)為控制目標,采用集總參數(shù)法建立車內(nèi)能量平衡模型

(2)

式中:U為車內(nèi)空氣熱力學(xué)能,J;τ為時間;QR為乘客散熱量,W;QXF為新風(fēng)負荷,W;R為透過車窗的太陽輻射熱量,W;αn為車廂內(nèi)壁面對流換熱系數(shù),W/(m2·K);Ti為車廂內(nèi)壁面溫度,K;Tn為車內(nèi)空氣溫度,K;A為車廂內(nèi)壁面面積,m2;QPF為排風(fēng)帶走的熱量,W。

關(guān)于高原地區(qū)CO2濃度范圍的要求暫無依據(jù)可循,文獻[25]中僅針對平原地區(qū)做了規(guī)定(≤0.15%),航天領(lǐng)域的CO2最佳推薦值(500 Pa分壓力)相較于文獻[25]明顯偏高,因此參考平原地區(qū)的分壓標準152 Pa(平原地區(qū)0.15%濃度下的分壓力)作為高原地區(qū)車內(nèi)CO2分壓力限值較為合理。CO2分壓力PCO2計算公式為

PCO2=PA·yCO2

(3)

式中:yCO2為CO2體積濃度,%;PA為車外大氣壓力,Pa。

列車運行在任何區(qū)段,車廂內(nèi)的平均CO2分壓力均低于呼吸區(qū)的CO2分壓力。若以車廂內(nèi)平均CO2分壓力上限值作為新風(fēng)量調(diào)節(jié)基準參數(shù),則乘客呼吸的CO2將略超過允許上限值。因此計算CO2分壓力不再適用集總參數(shù)法,應(yīng)將乘客呼吸區(qū)(z=1.1 m)平均CO2分壓力作為車內(nèi)CO2分壓力的控制標準,并計算不同送風(fēng)工況下的空調(diào)與制氧能耗,以獲得不同上座率時滿足舒適性與衛(wèi)生條件的最低能耗工況。圖2為列車內(nèi)空氣循環(huán)示意?？照{(diào)能耗與海拔、車外環(huán)境氣溫相關(guān),根據(jù)換熱方程,換熱量為

QH=ρHVHcpΔT

(4)

式中:QH為換熱器在海拔H處的換熱量,W;VH為空調(diào)機組風(fēng)機體積流量,m3/s;ρH為空氣密度;cp為空氣定壓比熱容(忽略其隨溫度、壓力發(fā)生的微小變化),J/(kg·℃)。制氧設(shè)備的能耗取0.46 kW·h/m3[20],基準工況的送風(fēng)速度和送風(fēng)溫度均按文獻[22]取值,新風(fēng)量和供氧濃度取文獻[20]的推薦值,見表4。

表4 基準計算工況

3.1 列車能耗分析

新風(fēng)量的大小主要取決于車內(nèi)CO2含量、CO2發(fā)生量、車外CO2含量,人體的呼吸作用是車內(nèi)CO2的主要來源,因此上座率與新風(fēng)量有較強的相關(guān)性。前期研究表明:乘客所需最小新風(fēng)量隨海拔升高而增大,從而稀釋車內(nèi)氧濃度,使?jié)M足相同供氧參數(shù)時的制氧能耗升高。因此,為合理設(shè)計列車制氧系統(tǒng)裝機容量,以現(xiàn)運行的Z264次列車行經(jīng)沿線停站海拔最高的安多站的氣象參數(shù)(Tw=12.4 ℃)及其運行時刻表為準取值,分別計算40%、60%、80%和100%上座率時的新風(fēng)量及不同新風(fēng)量時的最低能耗。

3.1.1 40%上座率

空調(diào)及供氧系統(tǒng)的協(xié)同工作按“改變送風(fēng)溫度、新風(fēng)量、供氧量”進行優(yōu)化設(shè)計,以同時達到“滿足車內(nèi)溫度需求、CO2分壓力不超標、降低能耗”為目標。以青藏列車淡季平均上座率40%為例,計算工況見表5。其中,基準工況參數(shù)按如下方式確定:根據(jù)文獻[20]的新風(fēng)量推薦值20 m3/(h·人)與40%上座率時的人數(shù)計算得到新風(fēng)量基準值為0.22 m3/s;根據(jù)總送風(fēng)量1.6 m3/s與25%供氧濃度上限值[20]計算得到供氧量基準值為0.019 m3/s;基準工況的送風(fēng)溫度取291K。

表5 安多站計算工況

圖3為不同送風(fēng)溫度條件下列車行經(jīng)安多站時新風(fēng)量對車內(nèi)CO2分壓力及空調(diào)能耗的影響?？照{(diào)能耗包括對新、回風(fēng)混合后的冷卻過程和送風(fēng)前的加熱過程所消耗的能量。計算結(jié)果顯示車內(nèi)乘客呼吸區(qū)的CO2平均分壓力僅為141 Pa,低于CO2分壓力上限值152 Pa,車內(nèi)空氣品質(zhì)良好。分別以0.15、0.1、0.05 m3/s的新風(fēng)量進行計算,得到乘客呼吸區(qū)CO2平均分壓力分別為147、152、156 Pa,說明當新風(fēng)量減小至0.05 m3/s時呼吸區(qū)域平均CO2分壓力超標,空氣品質(zhì)無法滿足衛(wèi)生需求。經(jīng)計算得到滿足乘客呼吸區(qū)CO2分壓力要求的臨界新風(fēng)量為0.1 m3/s,但此時新風(fēng)負荷較大,空調(diào)能耗較高,為14.31 kW。

圖3 新風(fēng)量對車內(nèi)CO2分壓及空調(diào)能耗的影響

由于安多站室外空氣焓值低于室內(nèi)焓值,即新風(fēng)與回風(fēng)混合后的空氣焓值仍低于室內(nèi)狀態(tài)點的焓值,如圖4所示,隨著新風(fēng)比減小,空氣處理過程C→L焓差增大。而列車車廂余熱量與余濕量均大于零,因此,減小新風(fēng)量不利于降低空調(diào)冷負荷,同時會增大車廂內(nèi)的CO2分壓力。由圖3可知,給定送風(fēng)量時空調(diào)能耗隨送風(fēng)溫度的升高而增大。因此采用較低送風(fēng)溫度與較大新風(fēng)量可有效降低空調(diào)能耗。在滿足車內(nèi)空調(diào)最低舒適溫度[25](26 ℃)的前提下使用較低的送風(fēng)溫度可以得到最低的空調(diào)能耗。

圖4 空氣處理過程

圖5為不同工況下車內(nèi)平均溫度及列車空調(diào)與制氧總能耗?？梢钥闯?夏季列車運行中,送風(fēng)溫度為291 K時,減小新風(fēng)量對空調(diào)能耗影響微弱,但制氧能耗有顯著降低,工況3比工況1的空調(diào)及制氧總能耗降低了25.42%,并能保證室內(nèi)空氣品質(zhì)。對于工況4～工況6,提高送風(fēng)溫度的同時保持新風(fēng)量不變,空調(diào)能耗比前3個工況略有上升,制氧能耗與工況3相同,最大總能耗比基準工況降低了19.17%,室內(nèi)空氣品質(zhì)良好。

圖5 車內(nèi)平均溫度及空調(diào)與制氧總能耗

冬、夏季車內(nèi)空氣品質(zhì)通過CO2分壓力控制且應(yīng)數(shù)值相等,這決定了新風(fēng)量相等。根據(jù)文獻[20]推薦的高原列車制氧設(shè)備的能耗值0.46 kW·h/m3可知,對于同一站點的給定工況,無論冬季還是夏季制氧能耗必然相等。這一結(jié)果在圖5中也得到了印證。而圖5中空調(diào)與制氧總能耗的變化主要是因為較低的車外溫度產(chǎn)生的熱負荷抵消了乘客散熱形成的部分冷負荷,從而使空調(diào)能耗減小。綜合考慮車內(nèi)平均溫度限值及空調(diào)與制氧總能耗,建議列車夏季行經(jīng)安多站附近時按照工況6的參數(shù)運行,冬季按照工況4的參數(shù)運行。由于制氧能耗僅受新風(fēng)量和環(huán)境空氣組分變化的影響,與季節(jié)變化無關(guān),因此下文60%～100%上座率僅針對夏季工況進行分析。

綜上,從圖3～圖5的分析可知:基準工況送風(fēng)溫度低,空調(diào)能耗較小,但此時車內(nèi)平均溫度較低(<26 ℃),不能滿足舒適性溫度條件;另外,基準工況新風(fēng)量大,在此工況運行時空調(diào)能耗低,但制氧能耗較大,導(dǎo)致總能耗偏高。因此,列車空調(diào)調(diào)節(jié)有必要從改變送風(fēng)溫度與新風(fēng)量兩個方面進行優(yōu)化。優(yōu)化工況提升了送風(fēng)溫度,并減小了新風(fēng)量,導(dǎo)致空調(diào)能耗小幅增加,而制氧能耗顯著下降,因此,與基準工況相比,總能耗有較大幅度降低,就上座率40%而言,優(yōu)化后總能耗降低了19.17%。同時,對比優(yōu)化前后車內(nèi)各項參數(shù)變化,車廂內(nèi)平均溫度由基準工況的23.5 ℃提升至26.2 ℃,CO2分壓力由基準工況的141 Pa上升至152 Pa,同時可滿足舒適度條件(≥26 ℃)與衛(wèi)生條件(≤152 Pa)。

3.1.2 60%、80%、100%上座率

圖6為不同上座率時送風(fēng)溫度對車內(nèi)平均溫度的影響。乘客數(shù)量減少使得車內(nèi)冷負荷降低,在相同送風(fēng)溫度下車內(nèi)平均溫度下降。因此,給定送風(fēng)量,對于較低的上座率,要滿足乘客對車內(nèi)舒適溫度(26 ℃)的需求,需要提高送風(fēng)溫度。在上座率為60%、80%、100%條件下,送風(fēng)溫度分別達到22、20、19 ℃以上時即可滿足舒適性溫度要求。

圖6 不同上座率時送風(fēng)溫度對車內(nèi)平均溫度的影響(安多站,Tw=12.4 ℃)

不同上座率時,在上述分析得到的最佳送風(fēng)溫度條件下改變新風(fēng)量,得到車內(nèi)CO2分壓力、制氧及空調(diào)總能耗的變化規(guī)律,如圖7所示?？梢钥闯?對于不同上座率,空調(diào)能耗、車內(nèi)CO2分壓力與新風(fēng)量的變化呈逆相關(guān),而制氧能耗及總能耗與新風(fēng)量的變化呈正相關(guān)。保證車內(nèi)CO2分壓力不超標,上座率為60%、80%、100%時新風(fēng)量的下限值分別為0.2、0.3、0.35 m3/s。

圖7 新風(fēng)量對車內(nèi)CO2分壓及空調(diào)與制氧能耗的影響(安多站)

3.2 不同上座率時的優(yōu)化節(jié)能效果

根據(jù)前文所得不同上座率時的最佳新風(fēng)量及送風(fēng)溫度,得到參數(shù)優(yōu)化后對應(yīng)的空調(diào)及制氧總能耗,如圖8所示。與基準工況相比,對于上座率為40%、60%、80%、100%時的情況,其空調(diào)及制氧系統(tǒng)節(jié)能率分別達到19.17%、15.47%、22.94%、26.95%,見表6。

表6 不同上座率時氣流參數(shù)優(yōu)化及能耗

3.3 不同車外環(huán)境條件下空調(diào)與供氧調(diào)節(jié)方案適用性

由于高海拔地區(qū)(格拉段)晝夜溫差大,3.1節(jié)按照安多站環(huán)境條件所得調(diào)節(jié)方案對于列車在極端條件(環(huán)境溫度、大氣壓力)下行經(jīng)其他站點時的工程適用性還有必要進行探討。列車行駛過程中,環(huán)境溫度降低使新風(fēng)負荷抵消了乘客散熱形成的部分冷負荷,導(dǎo)致空調(diào)能耗降低;海拔升高(氣壓降低)導(dǎo)致制氧量增加,制氧能耗上升。在不同環(huán)境條件下,上座率的增加均需增大新風(fēng)量、降低送風(fēng)溫度,使得空調(diào)能耗降低、制氧能耗增加。為此,分別計算沿線最低氣溫與最高海拔停站的空調(diào)與制氧能耗,驗證調(diào)節(jié)方案的適用性。選取本次列車行經(jīng)安多站(Tw=12.4 ℃,海拔為4 800 m,沿線最高海拔停站)及五道梁站(Tw=1.6 ℃,海拔為4 700 m,沿線最低氣溫停站)為研究對象進行分析。

3.3.1 環(huán)境條件對送風(fēng)溫度的影響

Z264次列車行經(jīng)五道梁站的時刻為5:59,此時無太陽輻射作用,車內(nèi)外熱量傳遞主要由溫差作用下的非穩(wěn)定傳熱引起。對比圖6與圖9可知,對于同一上座率,采用相同送風(fēng)溫度時,列車行經(jīng)五道梁站車內(nèi)平均溫度比安多站低0.6 ℃左右。由圖9可知,當列車行經(jīng)五道梁站且上座率分別為40%、60%、80%、100%時,送風(fēng)溫度應(yīng)分別達到24、23、21、20 ℃以上,方可滿足舒適性溫度(26 ℃)要求。

圖9 不同上座率時送風(fēng)溫度對車內(nèi)平均溫度的影響(五道梁站,Tw=1.6 ℃)

考慮不同車次運行時刻的差異以及沿線極端低溫條件對空調(diào)及制氧系統(tǒng)運行能耗的影響,分別以安多地區(qū)最低氣溫(Tw=2.8 ℃)與五道梁地區(qū)最低氣溫(Tw=-1 ℃)為計算條件,獲得列車經(jīng)過以上2個站點時的邊界條件,計算得到不同上座率時滿足舒適性溫度條件(26 ℃)對應(yīng)的送風(fēng)溫度,并與Z264次列車行經(jīng)該2站點時的送風(fēng)溫度進行對比,如圖10所示。可以看出,對于任一車外溫度,送風(fēng)溫度均隨上座率的增大而減小。另外,對于同一上座率,采用不同的車外溫度值對列車行經(jīng)五道梁站時送風(fēng)溫度的影響微弱,但采用Z264次列車行經(jīng)安多站時的車外溫度值得到的送風(fēng)溫度對于極端最低溫度時經(jīng)過該站的列車來說無法滿足車內(nèi)溫度要求。因此,對于列車經(jīng)過安多站時的送風(fēng)溫度應(yīng)以極端最低外氣溫度2.8 ℃為依據(jù)會偏于安全。

圖10 Z264次列車不同外氣溫度條件下的送風(fēng)溫度

3.3.2 環(huán)境條件對能耗的影響

海拔及車外溫度對空調(diào)與制氧能耗的影響程度存在差異。圖11為Z264次列車行經(jīng)五道梁站、安多站時與列車在最低車外溫度條件下行經(jīng)五道梁站、安多站時最優(yōu)工況的能耗對比。

圖11 空調(diào)及制氧總能耗對比

由圖11可知,不同車外溫度條件時空調(diào)與制氧能耗的變化趨勢均與Z264次列車經(jīng)過安多站時一致(圖8),即隨著乘客上座率的增加,空調(diào)能耗下降,制氧能耗上升,總能耗上升。但對于同一上座率,按照Z264次列車行經(jīng)安多站時的車外溫度計算所得空調(diào)與制氧總能耗均高于按照其余車外溫度計算值,按照Z264次列車經(jīng)過五道梁站時的車外溫度與該站點極端最低氣溫所得空調(diào)與制氧總能耗幾乎沒有差異。因此,結(jié)合圖10所得結(jié)論,對于列車行經(jīng)五道梁站時的送風(fēng)溫度確定及空調(diào)與制氧總能耗評價,外氣溫度值采用1.6、-1.0 ℃均可。從節(jié)能的角度,列車行經(jīng)安多站時的送風(fēng)溫度確定及空調(diào)與制氧總能耗評價,車外溫度值宜采用該站點的極端最低氣溫值2.8 ℃。

4 就座位置對車內(nèi)環(huán)境參數(shù)的影響

圖12為40%上座率時3種可能的乘客就座位置,即兩側(cè)(靠窗)就座、中間(過道)就座、單側(cè)(靠一側(cè)窗戶)就座。由于車內(nèi)溫度場是太陽輻射、人體散熱、送風(fēng)參數(shù)的綜合作用結(jié)果,而車內(nèi)污染物濃度場又與溫度場存在強烈的耦合作用[5]。因此,針對這3種就座方式,分析列車行經(jīng)安多站時最優(yōu)送風(fēng)工況下車廂內(nèi)溫度分布與CO2分壓力分布。

圖12 乘客就座位置

4.1 溫度分布

圖13為不同乘客就座位置時車廂橫斷面(y=6 m)上的溫度分布。

圖13 車廂橫斷面溫度分布對比(y=6 m)

2個乘客分別就座于兩側(cè)窗戶位置,乘客的散熱作用導(dǎo)致各自頭部位置較高的溫度,坐在左側(cè)窗戶位置的乘客頭部溫度更高,這是因為列車行經(jīng)安多站時左側(cè)處于朝陽面,太陽輻射通過車體圍護結(jié)構(gòu)以耦合傳熱的方式提高了左側(cè)車體內(nèi)壁面附近的溫度,也因此提高了該區(qū)域的浮升力,使得熱氣流上升,在行李架下方形成了熱滯留區(qū),氣流分布如圖14所示。另外,走道區(qū)域由于來自車頂中間位置較低的送風(fēng)溫度,該區(qū)域溫度較低。優(yōu)化前該截面上的溫差較大,溫度分布不均勻,但優(yōu)化后溫度整體得到了提升,豎向溫差有所縮小,并且乘客活動區(qū)域達到了車內(nèi)舒適性要求的溫度值。

2個乘客均就座于走道位置時,基準工況的車內(nèi)溫度達不到文獻[22]的要求值,但與兩側(cè)就座方式相比,車廂內(nèi)溫度分布更趨均勻,溫差明顯減小。這是因為自車頂垂直下送的較低溫度氣流與人體散熱形成的熱羽流相遇,發(fā)生了劇烈的動量和熱量交換,從而維持了乘客附近較均勻的溫度場。與基準工況相比,優(yōu)化后走道區(qū)域溫度整體提高了3 ℃左右,乘客的舒適感得到了改善。

2個乘客均就座于左側(cè)2人座位置時,車廂右側(cè)3人座位置均處于空位狀態(tài)。基準工況運行,車內(nèi)左右兩側(cè)的溫差較大,車廂左側(cè)溫度明顯高于前述2種就座情況。結(jié)合圖13與圖14可以看出,優(yōu)化后車內(nèi)3人座及走道區(qū)域溫度升幅較大,但車廂右側(cè)3人座區(qū)域形成了一個溫度較低的旋渦區(qū)。這是因為車廂左側(cè)2個乘客集中散熱形成了沿側(cè)壁上升的熱氣流,改變了自頂部下送的低溫氣流的流向,偏向3人座位置的低溫氣流與沿左側(cè)壁面上升的熱氣流相互作用,形成了旋渦區(qū)。這一就座方式導(dǎo)致該截面上溫度分布的均勻性較差。局部區(qū)域較高的溫度使乘客乘坐的舒適度較低。

4.2 CO2分壓力分布

圖15為不同就座位置時車廂橫斷面(y=6 m)上的CO2分壓力分布。CO2分壓力分布與氣流組織、熱量傳遞以及乘客位置等密切相關(guān)。

圖15 車廂橫斷面CO2分壓力分布對比(y=6 m)

由圖15可知,3種就座方式均按照基準工況運行時,由于送風(fēng)溫度低、新風(fēng)量大,使車內(nèi)CO2得到了充分稀釋,其分壓力較低。按優(yōu)化工況運行時,呈現(xiàn)出如下規(guī)律:

(1)當乘客分別就坐在兩側(cè)靠窗座位時,車廂左側(cè)乘客附近的CO2分壓力梯度大于右側(cè)區(qū)域,但右側(cè)乘客頭頂部位CO2分壓力明顯高于左側(cè)乘客。這是因為車內(nèi)的氣流組織是溫差作用下的自然對流與機械通風(fēng)作用下的強迫對流共同引起的流動現(xiàn)象,受太陽輻射作用,使車廂左側(cè)壁面附近溫度較高的氣流上升速度高于右側(cè),在浮升力作用下乘客呼出的部分CO2會隨邊界層的運移沿車廂側(cè)壁向上遷移,乘客頭部區(qū)域CO2分壓力為152.2 Pa,與限值小大相當。而車廂右側(cè)壁面附近溫度相對較低,壁面附近氣流上升速度較左側(cè)低,CO2濃度因此被稀釋的較慢,造成了該區(qū)域CO2分壓力達到了172.8 Pa,超出了152 Pa。走道區(qū)域的CO2分壓力未超標。

(2)當兩乘客均就坐在靠近過道的位置時,乘客頭部及以下區(qū)域的CO2分壓力均未超過上限值。這是因為乘客位置相較于圖15中的基準工況情況更靠近頂部送風(fēng)口的正下方,自車頂向下流動的溫度較低的新風(fēng)與人體散熱形成的熱羽流之間的熱量及動量交換更充分,新風(fēng)有效稀釋了乘客呼出的CO2,所以,走道區(qū)域的CO2分壓力值均低于152 Pa。

(3)當乘客均就坐在左側(cè)2人座位置時,乘客呼吸區(qū)的CO2分壓力達到了172.8 Pa,不符合車內(nèi)空氣品質(zhì)要求。但此時,車廂右側(cè)3人座位置的CO2分壓力未超標。結(jié)合圖14中的優(yōu)化工況可以發(fā)現(xiàn),這是因為乘客散熱引發(fā)的上升氣流遇到了行李架,形成了熱滯留區(qū),在浮升力作用下向上運動的CO2的遷移過程也因此受到了阻礙,導(dǎo)致乘客頭部區(qū)域CO2的集聚。

綜上,針對3種就座方式所進行的送風(fēng)參數(shù)優(yōu)化,均使車內(nèi)CO2分壓力較基準工況有所上升,但采取中間就座方式時乘客呼吸區(qū)域(z=1.1 m)平均CO2分壓力未超標,與圖3的結(jié)論一致。

5 結(jié)論

綜合考慮外氣溫度及海拔2個因素,以安多和五道梁地區(qū)氣象參數(shù)為依據(jù),數(shù)值分析高原列車在行駛途中不同上座率對送風(fēng)參數(shù)、空調(diào)和制氧能耗的影響,得到如下主要結(jié)論:

(1)對于行駛在高海拔地區(qū)的青藏線空調(diào)列車,新風(fēng)量對空調(diào)與制氧能耗的影響呈相反趨勢,對制氧能耗影響顯著,空調(diào)能耗在總能耗中占比較低。合理調(diào)節(jié)送風(fēng)溫度及新風(fēng)量,可實現(xiàn)“空氣品質(zhì)、熱舒適、節(jié)能”的有機統(tǒng)一。

(2)車內(nèi)CO2分壓力與新風(fēng)量的變化呈逆相關(guān),以CO2分壓力為車內(nèi)空氣品質(zhì)控制指標時,對于行經(jīng)安多站列車,上座率為40%、60%、80%、100%的最小新風(fēng)量分別為0.1、0.2、0.3、0.35 m3/s。

(3)當上座率為40%、60%、80%、100%時,對于行經(jīng)安多站列車,采用最佳新風(fēng)量及送風(fēng)溫度,空調(diào)及制氧系統(tǒng)總節(jié)能率可分別達到19.17%、15.47%、22.94%、26.95%。

(4)對于列車行經(jīng)五道梁站時的送風(fēng)溫度確定及空調(diào)與制氧總能耗評價,外氣溫度值采用1.6 ℃或-1.0 ℃均可。從節(jié)能的角度,列車行經(jīng)安多站時的送風(fēng)溫度確定及空調(diào)與制氧總能耗評價,外氣溫度值宜采用該站點的極端最低氣溫值2.8 ℃。

(5)乘客不同的就座位置,以改變車內(nèi)流場及溫度場的方式影響污染物的空間分布及遷移特性。當上座率為40%時,乘客的最佳位置是靠近走道就座,建議乘客不要集中靠朝陽面位置就座。