车速对高速列车司机室空调冷凝风量影响研究

刘振环，李江春

(中国中车集团 中车青岛四方机车车辆股份有限公司，山东 青岛266111)

安全、快捷、舒适是现代轨道交通追求的三大目标。目前我国主要干线列车的速度已达到350 km/h。高速列车运行速度提高，对车体设备提出更高要求[1]。高速列车空调系统普遍位于车顶位置，使用风冷方式进行散热。受列车运行产生的列车风影响，空调系统冷凝风量减少，冷凝器温度升高，导致空调系统无法正常运行(主动降低制冷功率甚至报警停机)。这一问题在夏季高温环境中尤为突出，严重影响到乘客乘坐舒适性。伴随列车高速运行产生的较强列车风[2-5]，会导致空调处流动环境发生较大变化，并导致空调实际功耗会随着车速增加而增加。而从车厢传热的角度，随着车速提高，夏季空调热负荷会有小幅度降低[6-7]。因此需要对列车运行时空调附近流场进行研究。目前研究主要是在不考虑空调工作的情况下，直接通过列车表面压力分布进行研究[8-9]，并不能完全模拟实际空调工作情况。旋转的冷凝风扇受列车风作用，导致空调左右两侧冷凝器散热能力出现差异[10]。列车空气动力学研究分为实车实验、风洞实验及数值计算3种方式[1]。实车实验的不可控因素(如环境风等)较多，会对实验结果产生一定干扰。风洞试验一般使用缩比模型，能够较好的排除环境风的影响，但是对于列车空调而言，难以制造可运转的缩比模型。数值计算能针对车身的各个部位进行单独详细分析，是针对复杂部件的常用研究方式。本文采用数值计算的方法，模拟不同车速下列车空调系统运行情况，研究车速对空调冷凝风量的影响，并结合列车顶部流场的速度与压力分布，对冷凝风量下降原因进行分析。

1 数值计算模型

1.1 几何模型

数值计算采用3 车编组具有流线型外形的高速列车模型，车高H=4.35 m，车长L=81 m。2 空调分别位于头、尾车车顶流线型末端，距列车鼻尖点13 m，如图1所示，其中头车空调为AC1，尾车空调为AC2。由于本文主要研究的是空调风量，为了减少计算消耗的资源，在保证不影响空调附近流场的前提下，对计算模型进行了必要且合理的简化，忽略了风挡、转向架、受电弓等部件。

空调模型如图2所示。高速列车空调系统分为蒸发侧与冷凝侧2 个部分，2 个部分相互独立，只通过制冷剂传递能量。其中，冷凝侧与外环境连通，负责排出空调废热；蒸发侧与车厢内部连接，吸收车内热量。明线运行的高速列车产生的列车风只对车外环境产生影响，因此本文中只对冷凝侧进行研究。

图1 高速列车模型与空调位置示意图Fig.1 Calculation model of high-speed train with the position of air-conditioner

图2 高速列车司机室空调Fig.2 Air-conditioner of high-speed train driver’s room

1.2 空调风机计算模型

空调的冷凝风由2 台轴流风机提供。真实风机具有较薄的叶片和锯齿状下缘，直接建模通过风机旋转的方式提供冷凝风需要极大数目的网格支撑。因此，本文采用ANSYS Fluent 提供的风机边界条件，通过将方程(1)引入该边界条件模拟压力上升，可以实现对真实风机的模拟[11]。方程(1)由下式给出：

其中：p为风机边界两侧压力差；V是边界处流体的法向速度；fn是压力跃升系数，由风机性能曲线给出，而这一曲线通过对真实风机模型的标准测量获得，本文使用的风机性能曲线如图3所示。

1.3 空调冷凝器计算模型

空调冷凝器由毛细管、制冷剂铜制迂回管束及肋片等几何尺度小且密集的部件构成，而本文不关注流体在冷凝器内部的流动状态，使用分布阻力的方法，即多孔介质模型，可以很好地模拟冷凝器内部的复杂结构[11]，并避免细小尺寸导致的网格数量过大的问题。多孔介质模型是在动量方程中增加源项，通过压力损失来实现等效。该源项由黏性阻力系数和惯性阻力系数组成，如式(2)所示：

式中：μ为流体的动力黏度，本文中取17.9×10-6Pa·s；ν为流体速度；C2为惯性阻力系数；1/α为黏性阻力系数；ρ为流体密度，本文中取1.225 kg/m3；Δn为多孔介质厚度。

图3 冷凝风机性能曲线Fig.3 Performance curve of condensing fan

为获得冷凝器黏性阻力系数和惯性阻力系数，根据实际冷凝器模型，截取局部进行建模计算，在给定入口一定流速的条件下，得到流体经过冷凝器所产生的压力下降值。经过计算得出冷凝器格栅在不同流速下的压力差，并进行二次拟合得到压力损失与流速关系式：

将式(3)中一次项和二次项系数分别带入式(2)，即可得到冷凝器的多孔介质的2 项阻力系数：1/α=47 753 437 m-2，C2=1 306 m-1。

2 数值计算方法

2.1 计算域与边界条件

目前国内外研究列车气动性能一般采用相对运动的方式，即列车静止，空气和地面运动，来模拟运行中列车的外部流场。计算区域如图4所示，入口(面ABCD)设置为低湍流均匀来流条件，给定与车速一致的来流速度；出口(面EFGH)设置为恒压边界条件，给定压力P=0；顶面(面BFGC)、侧面(面ABFE、面CDHG)为静止无滑移壁面，地面(面AEHD)设置为与列车运行方向相反、速度大小相等的移动无滑移壁面；列车表面为静止无滑移壁面。

定义远方来流方向为x正方向，y方向为水平方向，垂向向上为z正方向。为保证流场充分发展，以减弱边界对列车周围流场的影响，计算域x方向长度为250 m，其中头车鼻尖点前方计算域长度为50 m，尾涡区域长度110 m，y方向宽度为100 m，z方向高度为60 m。

图4 计算区域尺寸图Fig.4 Computational domain

2.2 计算网格

为了准确模拟车体表面附面层、捕捉到空调运行对列车表面流场以及涡结构的影响，经过预估，车体表面第一层网格厚度取0.1 mm，x与y方向最小网格尺度为3 mm。空调内部采用四面体非结构网格进行离散，其余位置采用六面体结构网格离散。网格总数约为3.2 亿，计算网格见图5。

2.3 数值算法

本文研究不同车速下列车空调冷凝风量的变化规律，计算中最大车速V=350 km/h，计算得到马赫数Ma=0.286，小于0.3，同时本次计算不包括会发生气体受到强烈挤压的工况(如列车交会、过隧道等)，可认为空气密度保持不变，可按不可压缩流动问题进行处理。取车高H为特征长度，列车周围流场雷诺数Re＞5×105，即列车周围流场处于强湍流状态。使用RANS(雷诺平均)算法无法预测空调附近流场细微涡结构及湍流脉动变化规律，使用LES(大涡模拟)的方法，可以很好地捕捉到湍流的细微涡结构和脉动变化规律[12-14]。

图5 网格示意图Fig.5 Hybrid mesh

本文采用LES 湍流模型对非定常流场求解，重力取g=-9.81 m/s2。速度-压力耦合计算采用SIMPLEC 算法，对流项采用高阶精度的QUICK 格式离散，扩散项采用二阶精度的中心差分格式离散。计算在国家超算无锡中心的超级计算机平台，采用主流商用计算软件ANSYS Fluent 18.1 进行求解。为了获得较好的计算结果，时间步长取0.001 s，计算的总时间步达到9 000 步，并对后6 000 步计算结果取时间平均得到最终结果。

3 数值算法验证

为验证本文所采用计算方法的正确性，将计算得到的风量与实际空调风量进行对比。实际空调风量是通过静态下的标准风道实验得到的，即将合适大小的风道置于空调冷凝出口外，再通过风速仪对风道尾部同一截面上各点风速进行测量，由面积分的方法得到空调的实际风量。为得到稳定的流场，试验中使用的风道长度为1.5 m，风速测量平面距离冷凝出口平面1 m。

表1为试验与计算的结果对比。从结果可以看出，仿真结果与实验的误差为3.34%，误差产生的原因主要是计算对真实进行了一定程度的简化，综合计算与实验的结果分析，误差值在可接受范围之内，表明计算结果是可信的。

表1 冷凝风量仿真结果与实验结果比较Table 1 Comparison of numerical and experimental result

4 结果与分析

4.1 空调风量变化

为了研究高速列车运行速度对空调冷凝性能的影响，对车速V=0，100，200，250，300 和350 km/h进行了计算。车速对风量的影响通过风量变化百分比表示，由式(4)给出：

式中：R为冷凝风量变化百分比；Q为当前车速下的冷凝风量；Q0为静态下冷凝风量，此处为2 187.7 m3/h。

图6为空调冷凝风量随车速变化关系，可以看出，随着车速的增加，冷凝风量出现明显下降，下降速度先较慢然后加快最后再逐渐减缓。头车空调由静止状态的2 187.7 m3/h 下降至1 296.6 m3/h，尾车空调下降量稍小，仅至1 452.3 m3/h，2 空调下降量分别为40.7%和33.6%。

图6 空调冷凝风量随车速变化折线图Fig.6 Reduction rate of air flux

4.2 列车表面压力分布

图7为列车顶面空调处压力云图。其中，图7(a)为车速V=0 时压力云图，可以看出，正负压力均处于较小水平，冷凝入口处呈现圆形对称分布的负压区，这是由于圆形风机面吸入气体造成的，冷凝出口位置有较小正压，由于空调内部结构导致非对称分布。图7(b)为车速V=200 km/h 时压力云图。由于空调处于列车流线型末端，受列车高速运行影响，处于较大负压区内。另一方面，冷凝气流在列车风作用下，受到阻碍作用，冷凝入口处压力减小，出口处压力增大，导致冷凝风量大幅度下降。

图7 车顶平面空调处压力云图Fig.7 Pressure field at top of air-conditioner

4.3 空调内部流场特性

如图8所示，选取a～d 4 个垂直切面，分析空调内部流场特性。

图9为压力云图。图中右侧压力突变是由于风机面边界条件导致的。图9(a)为车速V=0 时压力云图，风机面上方负压很小，空调内部正压主要由空调内部和冷凝器产生的压差阻力导致。图9(b)为车速V=200 km/h 时压力云图，受列车风和入口上方格栅影响，风机面与格栅之间产生较大负压区，导致风机难以吸入冷凝风。同时，对比不同车速下压力分布可以看出，列车运行会导致压力沿流向方向不均匀分布。

图8 压力分析位置示意图Fig.8 Pressure analysis position diagram

图9 空调内部压力云图Fig.9 Pressure field inside air-conditioner

5 结论

1)随着车速的增加，司机室空调冷凝风量出现明显下降，下降速度先较慢然后加快最后再逐渐减缓。其最大下降量达到40.7%。

2)车速增加会导致冷凝出口压力分布不均匀程度加剧，流动阻力变大，空调腔内部正压变强，冷凝进口格栅位置会出现较强的负压。

3)空调冷凝风量随车速下降的原因，一方面是由于出口阻力增加，气流流出困难；另一方面是由于风机两侧压力差变大，风机进气量减小。