A型地铁空调系统及客室内流场数值分析

2015-01-13王东屏张泽云韩璐李良杰

计算机辅助工程 2014年6期

王东屏+张泽云+韩璐+李良杰

摘要：为给目前国内A型地铁车辆的舒适度设计提供理论参考，针对地铁车辆静压风道结构特点，基于kε两方程湍流模型和SIMPLE算法，建立包含空调送风风道和客室的三维计算模型.对计算模型的空气流动和传热状况进行CFD数值计算.计算过程综合考虑车体壁面传热和人体散热等多种传热.分析计算结果得到客室内温度场和速度场的分布规律，并对空调通风设计方案进行量化评估.计算结果表明：客室内人体头部区域温度场分布均匀，平均温度为26.6 ℃，最大温差为 6℃；车厢内有较理想的气流组织形式，速度分布范围为0.50～0.79 m/s，而且客室端部和中部区域人体头部周围速度较大.将计算结果与欧洲EN 147501标准进行对比分析，认为乘客的舒适性较好.

关键词： A型地铁；客室；流场；静压风道；壁面传热；温度场；速度场；舒适度；数值仿真

中图分类号： U270.38；TB115.1文献标志码： B

0引言

空气调节系统是轨道交通装备的重要辅助系统之一，其性能直接影响车内空气质量、环境舒适度和乘客健康.因此，对地铁车空调通风系统送风性能和客室内空气质量及气流组织形式的研究极为重要.[1]

随着我国轨道交通装备的迅速发展，国内各相关单位已对地铁车内流场进行很多深入研究.龚继如[2]通过对国内某A型地铁列车空调风道内气流组织仿真结果与试验结果的比较，验证仿真方法的可靠性；周生存等[3]研究A型地铁车静压腔式风道有效气流分配问题，并对主风道送风均匀性和客室内的气流分布进行模拟；臧运蕾等[4]利用FLUENT对北京地铁空调客车客室内的温度场和流场进行数值模拟，得到满足人体舒适性要求的送风工况；陈江平等[5]将空调送风风道纳入车室计算区域，对客室内流场和温度场的分布进行数值仿真和试验研究.吴俊云等[5]对空调客车厢体结构传热进行数值分析，认为车身的骨架结构引起的热桥传热对车室内的空调负荷影响不能忽略.

目前，国内各科研单位对地铁列车车内流场的研究已经取得具有实际意义的成果.随着我国城市轨道交通的快速发展，现有的研究成果已不能满足当前地铁列车的发展需求.为给地铁列车的优化设计提供理论依据，本文总结现有的研究方法，参照文献[5]的研究，将地铁车空调送风风道纳入客室计算区域，并将空调通风系统和客室作为整体研究对象.由于车体各壁面的热桥传热、车窗热流和乘客散热等对客室内热环境有很大影响，所以基于文献[6]的研究，将其加入仿真计算.

1模型概述

某A型地铁车辆平面图见图1.整个模型通风系统由风道和客室车厢2部分组成，其中风道包括4个均布器、5组大风道和4组空调机组底部的小风道.大风道与小风道的区别在于风道横截面积不同，其内部结构和通风原理相同.以2号风道为例，简述A型地铁车静压风道结构和风道送风原理.静压风道由主风道、静压风道和扰流板组成.主风道与静压风道之间的挡板开有圆孔，作为空气流通孔.2号风道三维实体模型见图2.

1，2，3—小风道； 4，5—大风道； 6—空调机组； 7—均布器； 8—客室

图 1某A型地铁车辆平面图

Fig.1Planar graph of typeA subway vehicle

图 22号风道三维实体模型

Fig.23D solid model of No.2 air duct

由伯努利定理可知，当流体处于同一水平面上流动时，若截面2比截面1大很多，则截面2处的流速就远小于截面1处的流速，截面2处的静压也就大很多，这就是静压箱的原理.[3]静压箱的作用是将送风动压转变为静压，从而起到稳定气流和减少气流振动的作用.空调机组的风机将空气经分布器分流后直接送入主风道；在主风道内，空气通过挡板圆孔进入静压风道，静压风道内的空气在静压箱内静压的作用下经送风格栅射出，从而达到均匀送风的目的.2号风道截面结构及气流组织形式见图3.

图 32号风道截面结构及气流组织形式

Fig.3Sectional structure and airflow form of No.2 air duct

2模型建立

2.1三维几何模型

为简化计算，对模型进行简化处理.空调通风系统仅考虑分布器、静压风道和送风格栅，客室模型只创建影响空气流动的250名乘客人体模型，忽略座椅等次要因素.建模过程中，在侧墙上划分门、窗等区域，以便定义边界条件.为减小计算量，只对单边风道、客室和人体模型建立三维几何模型，见图4.

图 4定员满载（250人）三维计算模型

Fig.43D calculation model under full load（250 people）

2.2网格划分

对A型地铁车风道、客室和乘客的三维几何模型进行CFD网格划分.为适应复杂的内部结构，采用四面体非结构网格.一般而言，网格尺寸太小，网格数目过多，会导致计算量巨大或计算机性能不足；网格尺寸太大，虽网格数目减少，但会导致网格质量降低，得不到理想的收敛结果.本文所计算的三维模型计算区域较大，风道内部结构复杂，送风格栅几何尺寸相对较小，车厢内部人员分布密集，因此采用分块划分网格的方法对局部区域进行加密处理：送风格栅采用尺寸较小的六面体结构网格；客室空间较大，采用网格尺寸较大的四面体非结构性网格.由网格尺寸较小区域向网格尺寸过大区域过渡时，应考虑相邻区域之间网格尺寸的变化梯度.较小的网格尺寸变化梯度，可以减小计算量并加快收敛速度.计算模型网格由Gambit软件生成，网格单元数为980万个，网格质量良好.

2.3计算工况

在定员250人满载工况下，客室人员中部排布密集，两端稀疏，见图4.空调机组总供风量为10 000 m3/h，新风量为3 200 m3/h.冷风温度为18 ℃，外界环境温度为32.5 ℃ ，车内设计温度为27 ℃，人体表面辐射温度为36 ℃.车体各部位表面传热系数见表1.

表 1车体各部位表面传热系数

Tab.1Surface heat transfer coefficients of parts of car bodyW/（m2·K）表面部位传热系数车顶1.59车窗3.48车门4.37表面部位传热系数侧墙1.85地板1.02端墙3.30计算过程综合考虑车体壁面传热和人体散热等多个传热阶段.被车体围护外表面吸收的热量经过以下3个阶段传递到客室内部空气.[7]

第一阶段：外界空气热量以对流换热形式传到车体围护外壁面.Q=αHFTH-T1（1）式中：Q为单位面积壁面热交换热量，J；F为车体壁面表面积，m2；αH为车体围护结构外表面对流换热系数；T1为车体隔热层车外表面温度，℃；TH为隔热壁外侧环境温度，即车体环境温度，取32.5 ℃.

第二阶段：车体围护外壁总热量以导热形式传到车顶内壁面.Q=R-1FT1-T2（2）式中：R为车体围护结构的热阻，可计算得到；T2为车体隔热层车内表面温度，℃.

第三阶段：车顶内壁面所得总热量以对流换热的形式传到客室内空气.Q=αNF（T2-TB）（3）式中：αN为车体围护结构内表面对流换热系数，取5 W/（m3·K）；TB为隔热壁内侧环境温度，即车体设计温度，取27 ℃.

整理式（1）～（3）得

T2=（αN+αH+αNαHR）-1×αHTH+

αNT2+αNαHRTB（4）

αH与列车运行速度密切相关，αH=9+3.5×v0.66（5）当地铁车以v=100 km/h速度运行时，计算得αH=41.5.车体围护表面热阻R=K-1-α-1H-α-1N（6）式中：K为车体围护综合传热系数，W/（m3·K）.

计算得到车体围护内壁接触的空气温度T2，见表2.

表 2车体表面温度

Tab.2Temperature of car body surfaces℃位置T2车顶28.75车窗30.87车门32.2位置T2侧墙29.2地板28.11端墙30.63

2.4算法原理和必要假设

风道和满载客室内的空气流动十分复杂，易形成大量涡流，须按照湍流流动处理.将整个计算模型空气流动过程视为稳定的、不可压缩的湍流流动，其运动满足连续性方程、动量方程和能量方程.用FLUENT对计算模型进行仿真计算.湍流模型方程采用kε两方程模型.采用有限体积法中常用的SIMPLE压力连接方程的半隐式求解离散方程组，在离散方程时，对流项采用2阶迎风格式，黏性项采用2阶中心差分格式.[89]

为简化问题，在使用湍流控制方程时进行如下假设：

1）室内气流为低速流动，可视为不可压缩流体，满足理想气体状态方程，且符合 Boussinesq假设，认为空气密度变化仅对浮升力产生影响.

2）车室内空气流动为稳态湍流，忽略流动时黏性力做功引起的耗散热.

3）人体热源按人体表面积均匀分布，车体封闭性良好，不考虑车室内空气通过车体缝隙与外部流通和换热.

3计算结果分析

为模拟实际工况，客室内乘客分布密度较大，按照EN 147501标准[10]规定，当站立乘客密度大于等于4 人/m2时，应使用B类车评判标准对地铁车内部空气组织形式舒适性进行评估.[11]分析典型截面温度场和速度场的分布.水平截面（Ⅰ）距地板高1.1 m，横截面（Ⅱ）距车厢横向中心面8.7 m.

3.1客室温度场分析

根据评定标准舒适度条件要求，截面Ⅰ空气温度和客室垂直段中内部空气温度范围不得超过8 ℃.截面Ⅰ温度分布见图5，可知，客室内各区域温度分布情况与空调静压风道横截面积有关.由横截面积较大的风道供风的车厢区域送风量较大，温度偏低.此截面最高温度达26.5 ℃；车厢两端及车厢中部温度偏低，分布范围为22.1～24.2 ℃，截面温差为4.3 ℃.

图 5截面Ⅰ温度分布，℃

Fig.5Temperature distribution on sectionⅠ， ℃

由图6可知，因风道出口冷风下落区域在两人体中间，因此冷风下落趋势较为顺畅.在车厢中部，人体阻挡冷风扩散，人体头部温度偏高，约为26.4 ℃，下肢温度为25.8 ℃.冷风流经区域温度偏低，温度分布范围为20.4～23.6 ℃.靠近车厢侧墙人体周围，因车窗和侧墙传热系数较大，吸收侧墙热量，温度偏高.

图 6截面Ⅱ温度分布，℃

Fig.6Temperature distribution on section Ⅱ， ℃

总结2个典型截面温度变化可知，车厢内部温度分布均匀，车厢内温差最大为6℃，小于EN 147501标准要求的8℃，满足设计要求.

3.2客室速度场分析

EN 147501标准规定，B类地铁车各温度范围下舒适风速见表3.本文研究A型地铁客室设计温度为27 ℃，舒适风速参考标准不得高于1.4 m/s.

表 3各温度范围内舒适性风速

Tab.3Comfortable air velocity in different temperature range车内温度/

℃舒适风速/

（m/s）180.30220.35250.70车内温度/