姚俊豪， 馬 龍， 徐君瑜， 余 敏

（1.上海法維萊交通車輛設(shè)備有限公司 技術(shù)部，上海 201906；2.上海理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，上海 200093）

我國高速鐵路雖起步晚，但起點(diǎn)高發(fā)展快，許多 相關(guān)技術(shù)需要進(jìn)一步檢驗(yàn).隨著我國空調(diào)列車向高速化發(fā)展，乘客對車廂內(nèi)空氣品質(zhì)也提出了更高的要求.由于受到車體結(jié)構(gòu)的限制，空調(diào)機(jī)組采用頂置單元式結(jié)構(gòu).列車車速提高，氣流經(jīng)過列車表面的流速增大，使得機(jī)組表面壓力發(fā)生變化.由于客室內(nèi)空氣循環(huán)相對封閉，因此對列車內(nèi)部影響不大，但是空調(diào)機(jī)組的冷凝器為風(fēng)冷式，需通過風(fēng)機(jī)吸入外界空氣進(jìn)行散熱，車速提高勢必會對列車空調(diào)機(jī)組產(chǎn)生一定影響［1］.本文分別模擬了列車在不同車速下的氣流組織，得到列車表面壓力場，從而定量地分析提速對列車空調(diào)機(jī)組性能參數(shù)的影響.

1 高速列車外表面流場的數(shù)值模擬

1.1 數(shù)學(xué)模型

由于高速列車運(yùn)行速度相對較低（馬赫數(shù)Ma＜0.3），其外部流體可視作不可壓縮定常流體，且符合Bossinesq假設(shè)，即流體的密度變化僅對浮升力產(chǎn)生影響，故列車表面空氣流動性質(zhì)為黏性、不可壓縮、定常.目前在列車表面氣流組織的模擬中，主要采用k－ε兩方程三維湍流模型［2］，并取得了較好的結(jié)果，本文亦選用該模型對該問題進(jìn)行模擬求解.其微分控制方程為

連續(xù)性方程

式中，ui為u方向的速度分量；xi為x軸坐標(biāo)分量.

運(yùn)動方程

式中，uj為v方向上的速度分量；xj為y軸坐標(biāo)分量；p為壓力；ρ為空氣密度；μ為空氣動力黏度；t為時(shí)間.

式中，Cμ為湍流常數(shù)，一般取0.09；k為湍流動能；ε為湍流耗散率.

k方程

式中，σk為經(jīng)驗(yàn)常數(shù).

ε方程

式中，μl為層流黏性系數(shù)；C1、C2、σε為經(jīng)驗(yàn)常數(shù).

1.2 列車模型

目前，我國最高時(shí)速的列車均采用CRH3型高速列車，以目前計(jì)算機(jī)的硬件條件對空調(diào)客車外流場進(jìn)行模擬計(jì)算，尚不能完全模擬列車的真實(shí)情況，諸如由于門的把手、車燈、窗戶等凸出物外形非常復(fù)雜，若不對其進(jìn)行簡化，勢必會使計(jì)算網(wǎng)格數(shù)急劇增加，給計(jì)算帶來困難.因此，需對列車外表面進(jìn)行簡化.

由于距車頭一定距離后，車身流場結(jié)構(gòu)基本穩(wěn)定，縮短的列車模型和完整模型相比，其流場基本特征變化不大.故本文采用三節(jié)車模型進(jìn)行模擬，即整個(gè)模型由一節(jié)頭車、一節(jié)中間車和一節(jié)尾車組成，頭車和尾車具有相同的外形，如圖1所示.此類模型簡化方式也是目前國內(nèi)外處理相同問題最常用的手段.

圖1 高速列車物理模型Fig.1 Physical model of high－speed train

1.3 計(jì)算域及網(wǎng)格

從理論上講，高速列車車身的繞流對空氣來流的影響是無窮的，但由于計(jì)算條件受到計(jì)算機(jī)容量等限制，只能取有限遠(yuǎn)代替無窮遠(yuǎn).列車的流場相對車身中央平面左右對稱，本文只計(jì)算半車身的流場，

從而減少計(jì)算量.經(jīng)研究設(shè)定計(jì)算域大小為150m×12m×10m，計(jì)算流域見圖2.

圖2 列車模型計(jì)算域Fig.2 Calculated domain of the model

據(jù)大量前期研究，對具有復(fù)雜幾何外形的實(shí)車模型，混合網(wǎng)格方案兼顧了計(jì)算精度和計(jì)算速度，是最高效的網(wǎng)格方案.故采用混合網(wǎng)格方案，使用三棱柱、四面體單元.為能捕捉到車體壁面附面層的流動，對列車近壁層采用棱柱單元進(jìn)行細(xì)化，對尾流區(qū)域網(wǎng)格進(jìn)行了加密.圖3為列車車身處網(wǎng)格.

圖3 列車車身網(wǎng)格Fig.3 Grid of the train body

1.4 邊界條件

入口邊界條件為氣流速度，用于定義在流動進(jìn)口處的流動速度及相關(guān)其它標(biāo)量型條件；出口邊界條件為壓力，其數(shù)值上與大氣壓相同；列車對稱面兩側(cè)氣流流場相同.

2 數(shù)值計(jì)算結(jié)果及列車表面壓力分析

圖4為高速列車車速為350km／h時(shí)，列車外表面壓力分布圖.經(jīng)計(jì)算發(fā)現(xiàn)，其中車頭迎風(fēng)面處表面壓力均為正壓，且最高可達(dá)5 907Pa，車頭與車身過渡處壓力為負(fù)壓，此處負(fù)壓值最大，可達(dá)－2 903Pa.車身處壓力較為均勻，冷凝風(fēng)機(jī)處壓力為－1 168Pa.

圖4 列車外部氣流壓力分布圖Fig.4 Pressure distribution of the external airflow

經(jīng)過模擬高速列車不同運(yùn)行工況，得出列車表面壓力p隨列車車頂位置H的變化情況.由圖5可見，隨著列車速度不斷提高，列車上表面壓力呈有規(guī)律變化，車頭為正壓且隨著車速增大壓力值呈上升趨勢，車頭與車身過渡處負(fù)壓達(dá)到最大值，車身均為負(fù)壓，且車速越高負(fù)壓越大.

CHR3型列車組客室空調(diào)系統(tǒng)冷凝風(fēng)機(jī)安裝在車頂［3］，列車提速后，冷凝風(fēng)機(jī)處壓力p隨車速v變化情況如圖6所示.

隨著車速的提高，列車車體表面受空氣動力學(xué)影響越發(fā)明顯，其外表面負(fù)壓值逐漸增大.由于空調(diào)機(jī)組的新風(fēng)口設(shè)置在車頂側(cè)面，所以受車外負(fù)壓的影響，其進(jìn)風(fēng)量也有所減少，對空調(diào)室內(nèi)環(huán)境將產(chǎn)生不利影響.

圖5 變工況下列車車頂不同位置處壓力值Fig.5 Pressure of roof at different locations under variable conditions

圖6 車速與冷凝風(fēng)機(jī)處負(fù)壓的關(guān)系曲線Fig.6 Curve of the negative pressure at condensing fan and speed

3 列車空調(diào)性能參數(shù)隨車速的變化

高速列車運(yùn)行速度的提高，使整個(gè)列車內(nèi)外空氣動力性能發(fā)生了改變，氣流組織相應(yīng)發(fā)生變化，從而對其空調(diào)系統(tǒng)的各項(xiàng)主要參數(shù)也產(chǎn)生了影響.

3.1 對風(fēng)壓與冷凝風(fēng)量的影響

由于車速提高，引起冷凝風(fēng)機(jī)處形成負(fù)壓，故冷凝風(fēng)機(jī)的風(fēng)壓p0就會變化，從而導(dǎo)致冷凝風(fēng)量Qv發(fā)生改變.工作中的風(fēng)機(jī)，即使轉(zhuǎn)速相同，在不同阻力的系統(tǒng)中所輸送的風(fēng)量也可能不相同.由資料可知，CHR3型高速列車中冷凝風(fēng)機(jī)性能曲線見下頁圖7.

根據(jù)空調(diào)設(shè)備風(fēng)機(jī)性能曲線，隨著風(fēng)壓的增大，風(fēng)量逐漸減小.在列車運(yùn)行時(shí)，空調(diào)機(jī)組冷凝風(fēng)機(jī)吸入空氣，由于產(chǎn)生負(fù)壓，導(dǎo)致風(fēng)壓增大.車速對冷凝風(fēng)機(jī)進(jìn)口風(fēng)量的影響情況見下頁圖8.

由此可知，隨著高速列車車速的增加，冷凝器的運(yùn)行環(huán)境逐漸惡化，風(fēng)壓逐漸增大，從而導(dǎo)致風(fēng)機(jī)風(fēng)量隨之減少.

3.2 對冷凝溫度的影響

圖7 風(fēng)機(jī)性能曲線Fig.7 Fan performance curve

圖8 列車車速與冷凝風(fēng)量的關(guān)系曲線Fig.8 Curve of condensing air volume and speed

冷凝風(fēng)量減少，高速列車?yán)淠鞯膿Q熱量必隨之改變.據(jù)資料顯示，高速列車空調(diào)單臺機(jī)組制冷量為22kW，熱負(fù)荷Q為31kW，靜止?fàn)顟B(tài)風(fēng)機(jī)風(fēng)量Qv為7 500m3／h.

a.對數(shù)平均溫差

式中，t1，t2為空氣進(jìn)出口溫度；tk為冷凝溫度.

b.冷凝負(fù)荷

式中，k為傳熱系數(shù)；A為傳熱面積；為空氣的質(zhì)量流量；cp為空氣的比定壓熱容.經(jīng)研究，隨著冷凝風(fēng)量的減少，冷凝器總傳熱系數(shù)降低，同時(shí)冷凝溫度及空氣出口溫度均會受到影響，具體影響情況見圖9.

圖9 列車提速對冷凝溫度的影響Fig.9 Impact of speed on the condensing temperature

由此可知，隨著車速增大，冷凝溫度增加，導(dǎo)致冷凝器的一部分熱量不能排出，最終必將影響空調(diào)機(jī)組的制冷效率.

3.3 對制冷系數(shù)的影響

根據(jù)文獻(xiàn)可知，高速列車空調(diào)的蒸發(fā)溫度為2℃，冷凝壓力的提高必然會導(dǎo)致壓縮機(jī)壓縮功增大，制冷量下降（見圖10）.

圖10 制冷循環(huán)壓焓圖Fig.10 Pressure－enthalpy diagram

圖中，1－2－3－4－1為靜止?fàn)顟B(tài)下列車制冷工況，1－2′－3′－4′－1為列車提速后制冷工況.取過熱度、過冷度均為5℃，且假定壓縮機(jī)為絕熱理想壓縮，忽略不可逆損失，制冷系數(shù)為

式中，q0為單位制冷量；w0為單位耗功量；h1，h2′，h4′分別為1，2′，4′點(diǎn)處的焓值.

經(jīng)計(jì)算，在不同冷凝溫度下制冷循環(huán)的制冷系數(shù)，結(jié)果見圖11.

圖11 列車提速對空調(diào)制冷系數(shù)的影響Fig.11 Impact of speed on COP

由圖可知，隨著車速的增加，制冷系數(shù)逐漸降低，若考慮不可逆因素的影響，制冷系數(shù)變化將更大.所以，在列車不斷提速階段，列車設(shè)計(jì)中必須考慮列車提速對空調(diào)性能的影響，以降低能耗同時(shí)保證旅客舒適度.

4 結(jié)束語

針對高速列車提速對空調(diào)系統(tǒng)的影響，建立了高速列車外部空氣流場的數(shù)學(xué)、物理模型，確定了該流場的定解條件.通過模擬高速列車外部空氣流場，得到列車表面壓力分布云圖及列車表面各點(diǎn)壓力值.研究得出了高速列車提速對列車空調(diào)系統(tǒng)冷凝風(fēng)量、冷凝溫度、制冷系數(shù)等參數(shù)的影響情況.該結(jié)果對高速列車空調(diào)系統(tǒng)的優(yōu)化，如采用有效方式控制提速對列車空調(diào)的影響，更好地發(fā)揮空調(diào)裝置的性能，降低能耗和運(yùn)行成本為旅客提供舒適的旅行環(huán)境，提供了重要依據(jù).

［1］張吉光，楊晚生，靳誼勇.列車提速對空氣調(diào)節(jié)系統(tǒng)的影響［C］∥全國暖通空調(diào)制冷2002年學(xué)術(shù)年會論文集，珠海，2002，6：734－737

［2］田紅旗.列車空氣動力學(xué)［M］.北京：中國鐵道出版社，2007.

［3］梁習(xí)峰，曾劍明.高速列車表面壓力分布的數(shù)值計(jì)算［J］.鐵道車輛，1997，5（3）：12－14.