劉一福，李友瑜

(湖南聯(lián)誠軌道裝備有限公司，湖南 株洲 412001)

0 引言

牽引冷卻系統(tǒng)是軌道車輛的重要組成部分，主要包括風機、換熱器、水泵及管路等部件。隨著軌道車輛應用技術(shù)的快速發(fā)展，牽引系統(tǒng)所需冷卻功率不斷加大，導致冷卻裝置的體積、重量、噪聲等都偏大。隨著人們對噪聲危害性認識的不斷深入，軌道裝備冷卻裝置的節(jié)能、噪音等問題越來越引起人們的關注，因此，研究節(jié)能、低噪的新型冷卻系統(tǒng)很有必要。要解決這些問題，需要應用多種技術(shù)手段。

對于軸流風機來說，噪聲來源包括湍流寬帶噪聲和離散譜噪聲兩部分，而對于轉(zhuǎn)速低、壓力小的通風機來說，湍流寬帶噪聲占主導地位[1]?？刂茪饬魍牧髟肼暤闹饕O計規(guī)則[2]為：減少壓降、降低流速、降低葉尖速度、避免流場中障礙物、改善流場結(jié)構(gòu)等。系統(tǒng)降噪可以通過系統(tǒng)流場分析確定噪聲源，系統(tǒng)設計應盡可能降低風機葉尖速度，應盡可能避免障礙物后面的湍流噪聲，優(yōu)化氣動流場，減小渦流，降低風機性能。根據(jù)相關文獻報道，多風機冷卻模塊是大功率商用車冷卻系統(tǒng)電子化發(fā)展的必然選擇，對于整車節(jié)能、降噪具有重大貢獻[3]。因此，本文研究一種符合冷卻系統(tǒng)減噪的多風機方案。

1 機車冷卻系統(tǒng)流場分析

由以往冷卻系統(tǒng)性能試驗和散熱器、風機部件性能試驗對比發(fā)現(xiàn)，冷卻系統(tǒng)實際所需風機靜壓比克服系統(tǒng)部件阻力所需的風機靜壓高出約200 Pa。為了對其原因進行分析，本文采用Fluent流體軟件對單風機冷卻系統(tǒng)進行流場分析，其邊界條件設置[4]為：進口為壓力進口邊界(Pressure-inletlet)(溫度為313 K，全壓為-350 Pa)，出口壓力邊界(Pressure-Outlet)(操作溫度為 313 K，靜壓為0 Pa)密度設為不可壓理想氣體條件，流動湍流模型選擇k-ε模型，風機采用MRF模型，散熱器設置為Ungrouped Macro Model，數(shù)據(jù)采用2018JL字第R-SW0067號表2散熱器性能與空氣壓力損失試驗數(shù)據(jù)(進氣40℃，遮擋15%)為依據(jù)進行設置。

由仿真結(jié)果可知(見圖1～2)：單風機(風機轉(zhuǎn)速為1 460 rmp)結(jié)構(gòu)，冷卻塔內(nèi)流場較雜亂，散熱器截面速度分布不均勻，中部和兩側(cè)的風速很低(風速在2 m/s以下)，但局部風速又很高，達到了22.74 m/s，其流速不均勻?qū)е峦ㄟ^散熱器的流動阻力有所增加(相比流速均勻的情況下)；同時，由于空間限制導致散熱器距風機出口距離不夠，由圖3可知，風機出口流速發(fā)展不充分，這種布置方式使系統(tǒng)內(nèi)部附加阻力[5]增加，附加風阻200 Pa左右。因此冷卻系統(tǒng)所需風機靜壓比理論(均勻流場)所需靜壓有所增加。

圖1 單風機冷卻系統(tǒng)流場圖 圖2 單風機冷卻系統(tǒng)散熱器截面流速圖

圖3 風機出口截面流速圖

2 方案優(yōu)化及驗證

2.1 方案優(yōu)化

為了使冷卻系統(tǒng)內(nèi)部流場盡量均勻，本文提出了一種多風機方案。采取4個并列較高速風機(風機轉(zhuǎn)速為3 800 rpm)替代單個風機，其目的是增大風機出口與散熱器的間距(間距為風機出口直徑的2.5倍以上)，使風機出口流速盡可能均勻，消除系統(tǒng)附加阻力。以第2部分相同方式對多風機方案進行仿真模擬計算，由圖4、圖5和圖7可知，冷卻系統(tǒng)內(nèi)部流場較規(guī)則，散熱器截面速度比較均勻，最高流速為13.59 m/s，而4個角落的流速相對較低，流速也在6 m/s以上。

圖4 四風機冷卻系統(tǒng)流場圖

圖5 水散熱器流速場分布(Z=70 mm)

圖6 水散熱器溫度場分布(Z=70 mm)

由冷卻系統(tǒng)散熱仿真表明(見圖6、圖8)：模擬遮擋面積15%，進口溫度為40℃時，系統(tǒng)風量為12.5 m3/s，系統(tǒng)壓降為1 061 Pa，水散熱器為143.48 kW，油散熱器為292.807 kW。多風機冷卻系統(tǒng)方案滿足冷卻系統(tǒng)散熱性能要求。對比風機(風機轉(zhuǎn)速為3 800 r/min)性能試驗：流量12.5 m3/s時，靜壓1 053 Pa。仿真結(jié)果與試驗相當，冷卻系統(tǒng)所需風機靜壓與理論(均勻流場)所需靜壓基本一致，達到了消除系統(tǒng)附加阻力的目的。

2.2 試驗驗證

為了進一步對多風機冷卻系統(tǒng)進行研究，本文試制了多風機方案試驗機，并進行了相關試驗，如圖9所示。

圖7 油散熱器流速場分布(Z=70 mm)

圖8 油散熱器溫度場分布(Z=70 mm)

圖9 多風機冷卻系統(tǒng)方案性能試驗

試驗表明：風機轉(zhuǎn)速3 900 r/min時，多風機冷卻系統(tǒng)流量為13 m3/s，風機系統(tǒng)噪聲為108.9 dB(A)；遮擋15%，進口溫度為40℃時，水散熱器為150.8 kW，油散熱器為302.7 kW。此時系統(tǒng)風阻為1 146 Pa。對比單風機冷卻系統(tǒng)方案(在冷卻系統(tǒng)流量13 m3/s時，聲功率噪聲111.7 dB(A)；遮擋15%，進口溫度為40 ℃時，水散熱器為149.49 kW，油散熱器為301.13 kW。此時，系統(tǒng)風阻為1 372 Pa)，在同等散熱功率下，多風機系統(tǒng)阻力下降了226 Pa，系統(tǒng)噪聲降低了2.8 dB(A)。

3 結(jié)論

本文通過仿真計算和試驗對比分析了單風機機車冷卻系統(tǒng)和多風機機車冷卻系統(tǒng)流場和溫度場的系統(tǒng)散熱功率和噪聲，得到如下結(jié)論。

1)冷卻系統(tǒng)采用四風機方案(聲功率為108.9 dB(A))相比單風機冷卻系統(tǒng)噪聲(聲功率為111.7 dB(A))降低了2.8 dB(A)。

2)冷卻統(tǒng)采用四風機方案(系統(tǒng)阻力為1 146 Pa)相比單風機冷卻系統(tǒng)(系統(tǒng)阻力為1 372 Pa)系統(tǒng)阻力下降了226 Pa。

3)冷卻系統(tǒng)散熱器功率相同情況下風機消耗功率降低了19.75%(功率為22.47 kW，原風機功率為28 kW)。