A型地鐵空調系統及客室內流場數值分析

王東屏+張澤云+韓璐+李良杰

摘要： 為給目前國內A型地鐵車輛的舒適度設計提供理論參考，針對地鐵車輛靜壓風道結構特點，基于kε兩方程湍流模型和SIMPLE算法，建立包含空調送風風道和客室的三維計算模型.對計算模型的空氣流動和傳熱狀況進行CFD數值計算.計算過程綜合考慮車體壁面傳熱和人體散熱等多種傳熱.分析計算結果得到客室內溫度場和速度場的分布規律，并對空調通風設計方案進行量化評估.計算結果表明：客室內人體頭部區域溫度場分布均勻，平均溫度為26.6 ℃，最大溫差為 6℃；車廂內有較理想的氣流組織形式，速度分布范圍為0.50～0.79 m/s，而且客室端部和中部區域人體頭部周圍速度較大.將計算結果與歐洲EN 147501標準進行對比分析，認為乘客的舒適性較好.

關鍵詞： A型地鐵； 客室； 流場； 靜壓風道； 壁面傳熱； 溫度場； 速度場； 舒適度； 數值仿真

中圖分類號： U270.38；TB115.1文獻標志碼： B

0引言

空氣調節系統是軌道交通裝備的重要輔助系統之一，其性能直接影響車內空氣質量、環境舒適度和乘客健康.因此，對地鐵車空調通風系統送風性能和客室內空氣質量及氣流組織形式的研究極為重要.[1]

隨著我國軌道交通裝備的迅速發展，國內各相關單位已對地鐵車內流場進行很多深入研究.龔繼如[2]通過對國內某A型地鐵列車空調風道內氣流組織仿真結果與試驗結果的比較，驗證仿真方法的可靠性；周生存等[3]研究A型地鐵車靜壓腔式風道有效氣流分配問題，并對主風道送風均勻性和客室內的氣流分布進行模擬；臧運蕾等[4]利用FLUENT對北京地鐵空調客車客室內的溫度場和流場進行數值模擬，得到滿足人體舒適性要求的送風工況；陳江平等[5]將空調送風風道納入車室計算區域，對客室內流場和溫度場的分布進行數值仿真和試驗研究.吳俊云等[5]對空調客車廂體結構傳熱進行數值分析，認為車身的骨架結構引起的熱橋傳熱對車室內的空調負荷影響不能忽略.

目前，國內各科研單位對地鐵列車車內流場的研究已經取得具有實際意義的成果.隨著我國城市軌道交通的快速發展，現有的研究成果已不能滿足當前地鐵列車的發展需求.為給地鐵列車的優化設計提供理論依據，本文總結現有的研究方法，參照文獻[5]的研究，將地鐵車空調送風風道納入客室計算區域，并將空調通風系統和客室作為整體研究對象.由于車體各壁面的熱橋傳熱、車窗熱流和乘客散熱等對客室內熱環境有很大影響，所以基于文獻[6]的研究，將其加入仿真計算.

1模型概述

某A型地鐵車輛平面圖見圖1.整個模型通風系統由風道和客室車廂2部分組成，其中風道包括4個均布器、5組大風道和4組空調機組底部的小風道.大風道與小風道的區別在于風道橫截面積不同，其內部結構和通風原理相同.以2號風道為例，簡述A型地鐵車靜壓風道結構和風道送風原理.靜壓風道由主風道、靜壓風道和擾流板組成.主風道與靜壓風道之間的擋板開有圓孔，作為空氣流通孔.2號風道三維實體模型見圖2.

1，2，3—小風道； 4，5—大風道； 6—空調機組； 7—均布器； 8—客室

圖 1某A型地鐵車輛平面圖

Fig.1Planar graph of typeA subway vehicle

圖 22號風道三維實體模型

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

由伯努利定理可知，當流體處于同一水平面上流動時，若截面2比截面1大很多，則截面2處的流速就遠小于截面1處的流速，截面2處的靜壓也就大很多，這就是靜壓箱的原理.[3]靜壓箱的作用是將送風動壓轉變為靜壓， 從而起到穩定氣流和減少氣流振動的作用.空調機組的風機將空氣經分布器分流后直接送入主風道；在主風道內，空氣通過擋板圓孔進入靜壓風道，靜壓風道內的空氣在靜壓箱內靜壓的作用下經送風格柵射出，從而達到均勻送風的目的.2號風道截面結構及氣流組織形式見圖3.

圖 32號風道截面結構及氣流組織形式

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

2模型建立

2.1三維幾何模型

為簡化計算，對模型進行簡化處理.空調通風系統僅考慮分布器、靜壓風道和送風格柵，客室模型只創建影響空氣流動的250名乘客人體模型，忽略座椅等次要因素.建模過程中，在側墻上劃分門、窗等區域，以便定義邊界條件.為減小計算量，只對單邊風道、客室和人體模型建立三維幾何模型，見圖4.

圖 4定員滿載（250人）三維計算模型

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

2.2網格劃分

對A型地鐵車風道、客室和乘客的三維幾何模型進行CFD網格劃分.為適應復雜的內部結構，采用四面體非結構網格.一般而言，網格尺寸太小，網格數目過多，會導致計算量巨大或計算機性能不足；網格尺寸太大，雖網格數目減少，但會導致網格質量降低，得不到理想的收斂結果.本文所計算的三維模型計算區域較大，風道內部結構復雜，送風格柵幾何尺寸相對較小，車廂內部人員分布密集，因此采用分塊劃分網格的方法對局部區域進行加密處理：送風格柵采用尺寸較小的六面體結構網格；客室空間較大，采用網格尺寸較大的四面體非結構性網格.由網格尺寸較小區域向網格尺寸過大區域過渡時，應考慮相鄰區域之間網格尺寸的變化梯度.較小的網格尺寸變化梯度，可以減小計算量并加快收斂速度.計算模型網格由Gambit軟件生成，網格單元數為980萬個，網格質量良好.

2.3計算工況

在定員250人滿載工況下，客室人員中部排布密集，兩端稀疏，見圖4.空調機組總供風量為10 000 m3/h，新風量為3 200 m3/h.冷風溫度為18 ℃，外界環境溫度為32.5 ℃ ，車內設計溫度為27 ℃，人體表面輻射溫度為36 ℃.車體各部位表面傳熱系數見表1.

表 1車體各部位表面傳熱系數

Tab.1Surface heat transfer coefficients of parts of car bodyW/（m2·K）表面部位傳熱系數車頂1.59車窗3.48車門4.37表面部位傳熱系數側墻1.85地板1.02端墻3.30計算過程綜合考慮車體壁面傳熱和人體散熱等多個傳熱階段.被車體圍護外表面吸收的熱量經過以下3個階段傳遞到客室內部空氣.[7]

第一階段：外界空氣熱量以對流換熱形式傳到車體圍護外壁面.Q=αHFTH-T1（1）式中：Q為單位面積壁面熱交換熱量，J；F為車體壁面表面積，m2；αH為車體圍護結構外表面對流換熱系數；T1為車體隔熱層車外表面溫度，℃；TH為隔熱壁外側環境溫度，即車體環境溫度，取32.5 ℃.

第二階段：車體圍護外壁總熱量以導熱形式傳到車頂內壁面.Q=R-1FT1-T2（2）式中：R為車體圍護結構的熱阻，可計算得到；T2為車體隔熱層車內表面溫度，℃.

第三階段：車頂內壁面所得總熱量以對流換熱的形式傳到客室內空氣.Q=αNF（T2-TB）（3）式中：αN為車體圍護結構內表面對流換熱系數，取5 W/（m3·K）；TB為隔熱壁內側環境溫度，即車體設計溫度，取27 ℃.

整理式（1）～（3）得

T2=（αN+αH+αNαHR）-1×αHTH+

αNT2+αNαHRTB（4）

αH與列車運行速度密切相關，αH=9+3.5×v0.66（5）當地鐵車以v=100 km/h速度運行時，計算得αH=41.5.車體圍護表面熱阻R=K-1-α-1H-α-1N（6）式中：K為車體圍護綜合傳熱系數，W/（m3·K）.

計算得到車體圍護內壁接觸的空氣溫度T2，見表2.

表 2車體表面溫度

Tab.2Temperature of car body surfaces℃位置T2車頂28.75車窗30.87車門32.2位置T2側墻29.2地板28.11端墻30.63

2.4算法原理和必要假設

風道和滿載客室內的空氣流動十分復雜，易形成大量渦流，須按照湍流流動處理.將整個計算模型空氣流動過程視為穩定的、不可壓縮的湍流流動，其運動滿足連續性方程、動量方程和能量方程.用FLUENT對計算模型進行仿真計算.湍流模型方程采用kε兩方程模型.采用有限體積法中常用的SIMPLE壓力連接方程的半隱式求解離散方程組，在離散方程時，對流項采用2階迎風格式，黏性項采用2階中心差分格式.[89]

為簡化問題，在使用湍流控制方程時進行如下假設：

1）室內氣流為低速流動，可視為不可壓縮流體，滿足理想氣體狀態方程，且符合 Boussinesq假設，認為空氣密度變化僅對浮升力產生影響.

2）車室內空氣流動為穩態湍流，忽略流動時黏性力做功引起的耗散熱.

3）人體熱源按人體表面積均勻分布，車體封閉性良好，不考慮車室內空氣通過車體縫隙與外部流通和換熱.

3計算結果分析

為模擬實際工況，客室內乘客分布密度較大，按照EN 147501標準[10]規定，當站立乘客密度大于等于4 人/m2時，應使用B類車評判標準對地鐵車內部空氣組織形式舒適性進行評估.[11]分析典型截面溫度場和速度場的分布.水平截面（Ⅰ）距地板高1.1 m，橫截面（Ⅱ）距車廂橫向中心面8.7 m.

3.1客室溫度場分析

根據評定標準舒適度條件要求，截面Ⅰ空氣溫度和客室垂直段中內部空氣溫度范圍不得超過8 ℃.截面Ⅰ溫度分布見圖5，可知，客室內各區域溫度分布情況與空調靜壓風道橫截面積有關.由橫截面積較大的風道供風的車廂區域送風量較大，溫度偏低.此截面最高溫度達26.5 ℃；車廂兩端及車廂中部溫度偏低，分布范圍為22.1～24.2 ℃，截面溫差為4.3 ℃.

圖 5截面Ⅰ溫度分布，℃

Fig.5Temperature distribution on sectionⅠ， ℃

由圖6可知，因風道出口冷風下落區域在兩人體中間，因此冷風下落趨勢較為順暢.在車廂中部，人體阻擋冷風擴散，人體頭部溫度偏高，約為26.4 ℃，下肢溫度為25.8 ℃.冷風流經區域溫度偏低，溫度分布范圍為20.4～23.6 ℃.靠近車廂側墻人體周圍，因車窗和側墻傳熱系數較大，吸收側墻熱量，溫度偏高.

圖 6截面Ⅱ溫度分布，℃

Fig.6Temperature distribution on section Ⅱ， ℃

總結2個典型截面溫度變化可知，車廂內部溫度分布均勻，車廂內溫差最大為6℃，小于EN 147501標準要求的8℃，滿足設計要求.

3.2客室速度場分析

EN 147501標準規定，B類地鐵車各溫度范圍下舒適風速見表3.本文研究A型地鐵客室設計溫度為27 ℃，舒適風速參考標準不得高于1.4 m/s.

表 3各溫度范圍內舒適性風速

Tab.3Comfortable air velocity in different temperature range車內溫度/

℃舒適風速/

（m/s）180.30220.35250.70車內溫度/

℃舒適風速/

（m/s）281.40302.00≥354.00

截面Ⅰ速度分布見圖7，可知，車廂頂部區域風速與風道橫截面積有關，車廂中部和車廂兩端因送風量較大，人體周圍風速為0.49～0.79 m/s.

圖 7截面Ⅰ速度分布，m/s

Fig.7Velocity distribution on section Ⅰ， m/s