高速列車設備艙內大型設備通風方式的數值仿真研究

林 鵬， 王維斌

(中車青島四方機車車輛股份有限公司， 山東青島 266111)

我國高速鐵路網的南北跨度大，列車運行區域的溫差較大，運行里程較長，高速列車設備艙內各類通風設備的通風冷卻性能直接影響到列車的正常及安全運行，而設備艙通風性能的好壞又直接影響到車下設備的正常工作。高速列車設備艙內的通風設備主要包括牽引變壓器、牽引變流器、牽引電機冷卻風機、空調機組、廢排裝置、空壓機、充電機等，其中牽引變壓器、牽引變流器的通風量及散熱量都相對較大，其通風散熱性能也備受關注。

高速列車設備艙內存在多個通風設備，整個設備艙內空間氣流組織分布極其復雜，在設計階段較難準確把握。王東屏[1]等對設備艙內的牽引變流器進出風口的壓力分布進行了數值計算，張亮[2]等就格柵對高速列車設備艙散熱性能的影響進行了分析，章國平[3]等將設備艙內主要設備簡化為塊體進行設備艙溫度場分析。從設備艙整體宏觀的通風方式角度，基于高寒抗風沙動車組等車型設備艙設計經驗，對牽引變壓器、牽引變流器的兩種典型通風方式，即：單側進風單側出風和雙側進風底部出風兩種方式進行數值仿真計算，主要就兩種不同通風方式設備艙內的速度場、車輛不同運行速度及方向對設備艙裙板進出口風速的影響、通風阻力等進行綜合分析。

1 幾何及網格模型

1.1 幾何模型

圖1所示為單側進風單側出風方式幾何模型，牽引變壓器和牽引變流器從車輛設備艙一側進風，從另一側排風(綠色箭頭代表進風氣流方向，藍色箭頭代表出風氣流方向)。外界氣流從設備艙裙板格柵進入或排出設備艙，各通風設備進氣端不加風道，牽引變壓器及變流器通過密接風道向外排風。

圖1 單側進風單側出風方式幾何模型

圖2所示為雙側進風底部出風方式幾何模型，牽引變壓器和牽引變流器從車輛設備艙兩個側面進風，從底部排風(綠色箭頭代表進風氣流方向，藍色箭頭代表出風氣流方向)。外界氣流從裙板格柵進入或排出設備艙，各通風設備兩側進氣端不加風道，牽引變壓器及牽引變流器通過設備下面的密接風道向下向外排風。

圖2 雙側進風底部出風方式幾何模型

圖3所示為設備艙內外流場仿真計算的幾何模型。在滿足計算要求的前提下，整體計算區域應選取適當的大小，具體以基本不影響車體附近流體的流動為原則，選取外圍計算域的高度為車體高度的6倍，寬度為車體高度的8倍，尾流區長度為車體模型高度的16倍。

圖3 設備艙內外流場仿真幾何模型

1.2 網格模型

采用四面體網格進行整個設備艙計算域的空間離散，網格劃分結果如圖4所示。在網格劃分過程中，對設備吊裝橫梁、各個風口、主要設備等幾何尺寸較小、對流動特性影響較大的結構進行網格加密處理，對外部流體空間等數據梯度變化不大的區域，網格尺寸適當放大，使得網格數量和質量得到很好的控制。

單側進風單側出風通風方式計算域最終四面體網格數量總和約為1.014×107，雙側進風底部出風通風方式計算域最終四面體網格數量總和約為1.032×107，由于兩種結構采用的網格尺度一致，網格數量接近，可以有效避免因網格數量差異對仿真結果的影響。

圖4 設備艙網格模型

2 數值算法及邊界條件

2.1 數值算法

列車高速運行時，其周圍流場為三維黏性定常湍流流場，列車周圍的流場可處理為不可壓縮流動[4]。湍流模型采用Realizablek-ε湍流模型，其控制方程的運輸方程形式為：

(1)

式中：t為時間，ρ為空氣密度，u為速度矢量，φ為流場通量，Γ為擴散系數，S為源項。

控制方程方面，與空間相關的擴散項均采用二階中心差分格式離散，對流項采用二階迎風格式離散。采用SIMPLE算法實現速度與壓力之間的耦合。采用分離式隱式方案求解三維時均雷諾N-S方程[5]。近壁區域采用標準壁面函數方程進行處理。

2.2 邊界條件

計算中給定外部大氣空間計算域的入口邊界為速度入口，速度為列車運行速度，出口邊界為壓力出口，初始壓力為一個大氣壓，即1.013 25 ×105Pa。地面給定滑移壁面，滑移速度與列車運行速度相同，車體表面為無滑移壁面。

牽引變壓器、牽引變流器、牽引電機冷卻風機為通風設備，其進風口和出風口設置為流量邊界條件，牽引變壓器、牽引變流器及牽引電機冷卻風機的風量分別為180，130，50 m3/min。

設備艙通風口裙板由格柵及濾網組成，幾何結構復雜，壓降阻力特性對流場仿真影響較大，采用多孔介質模型(Porous Baffle)，根據裙板進風口的速度-阻力特性試驗數據來近似處理，需在進風口區域建立單獨的幾何區域，后續仿真可設置為多孔介質區域進行簡化處理，如圖5所示。

圖5 多孔介質模型區域

3 仿真結果分析

為深入研究設備艙不同裙板通風口的進出風情況，進行了多個工況的數值計算，包括：不同的列車運行速度(400，350，300，250，200 km/h)及列車運行方向(上行，下行)。

3.1 速度場分布

圖6～圖7所示為列車運行速度350 km/h工況下，單側進風單側出風結構，上行和下行時，設備艙裙板通風口進出風情況，可以看出，空氣沿著列車的上下行方向迎風側的裙板風口進入設備艙，擾流設備艙內各個設備后，沿下風側裙板風口流出設備艙。對于牽引變壓器、牽引變流器等通風設備截面的速度場分布，環境氣流經過格柵進入設備艙后，通風設備抽吸鄰近風口的環境氣流及設備艙內氣流通過通風設備進口進入設備，而后通過密接排風風道排出設備艙。

圖8～圖9所示為列車運行速度350 km/h工況下，雙側進風底部出風結構，上行和下行時，設備艙裙板通風口進出風情況，由于雙側進風底部出風結構在變壓器附近比單側進風單側出風結構多了一個進風口，使得設備艙下風側進入氣流增加，其設備艙內氣流組織分布相對更加均勻。由于高壓設備箱距離設備艙上下的間隙較小，來流方向氣流進入設備艙后被高壓設備箱阻擋，使得高壓設備箱迎風側氣流聚集較多。雙側進風底部出風結構在變流器附近多了兩個進風口，進風較單側進風單側出風結構較多，其對高壓設備箱的沖擊也更加強烈。

圖6 單側進風單側出風結構，上行，設備艙裙板通風口進出風情況

圖8 雙側進風底部出風結構，上行，設備艙裙板通風口進出風情況

圖9 雙側進風底部出風結構，下行，設備艙裙板通風口進出風情況

3.2 格柵進出風口風速

單側進風單側出風方式進出風口編號位置示意如圖10所示。

圖10 單側進風單側出風方式 進出風口編號位置示意圖

單側進風單側出風結構，上行不同運行速度等級下各進出風口風速分布如圖11所示，可以看出：隨著列車運行速度的降低，進風口風速整體存在下降趨勢。沿著氣流方向，各進風口風速存在下降趨勢。另外，位于設備艙兩側相對位置相近進出風口的風速差異不大，而3和4進風口風速與前面進風口相比風速降低幅度較大，這是因為3和4進風口為牽引變流器進風口，其進風裙板是格柵+迷宮+濾網結構，裙板壓降阻力約是其他進風口的10倍，使其氣流阻力增大，風速降低。

單側進風單側出風結構，下行不同運行速度等級下圖13所示為350 km/h運行速度下，單側進風單側出風結構，一位側和二位側上行下行工況進出風口風速分布，可以看出：沿著氣流方向，各進風口風速存在下降趨勢，可能是因為外界氣流率先通過迎風側通風口進入設備艙后，增加艙內壓力，間接增加下風側進風口的進風阻力。另外，相比之下，上行速度幅度變化較大，而下行相對較小。二位側與一位側變化規律類似。

圖11 單側進風單側出風結構， 上行，不同運行速度等級下各進風口風速

各進風口風速分布如圖12所示，可以看出：隨著列車運行速度的降低，進風口風速整體存在下降趨勢。沿著氣流方向，各進風口風速存在下降趨勢，與上行變化趨勢一致。另外，設備艙兩側相對位置相近進出風口的風速差異也不大，相比于上行較大的風速波動，下行各進風口風速的波動幅度較小，可能是因為二位端設備艙內設備較多，進風阻力較大，使得二位端進風口風速降低。

圖12 單側進風單側出風結構， 下行，不同運行速度等級下各進風口風速

圖13 350 km/h運行速度下，單側進風單側出風結構，一位側和二位側上行下行進風口風速分布

雙側進風底部出風方式進出風口編號位置示意如圖14所示。

圖14 雙側進風底部出風結構 進出風口編號位置示意圖

雙側進風底部出風結構，上行不同運行速度等級下各進出風口風速分布如圖15所示，可以看出：隨著列車運行速度的降低，進風口風速整體存在下降趨勢。設備艙兩側相對位置相近進出風口的風速差異整體較小。另外，3'和4'進風口風速與前面進風口相比風速降低幅度較大，這與單側進風單側出風結構變化趨勢一致。

雙側進風底部出風結構，下行不同運行速度等級下各進出風口風速分布如圖16所示，可以看出：隨著列車運行速度的降低，進風口風速整體存在下降趨勢。位于設備艙兩側相對位置相近進出風口的風速差異也不大，相比于上行較大的進風風速波動，下行進風口風速的波動幅度較小。

圖15 雙側進風底部出風結構， 上行，不同運行速度等級 下各進風口風速分布

圖16 雙側進風底部出風結構， 下行，不同運行速度等級下 各進風口風速分布

圖17所示為350 km/h運行速度下，雙側進風底部出風結構，一位側和二位側上行下行工況進出風口風速分布，可以看出：沿著氣流方向，各進風口風速存在下降趨勢。相比之下，上行速度幅度變化較大，而下行變化幅度相對較小。二位側與一位側變化規律類似。

圖17 350 km/h運行速度下，雙側進風底部出風結構， 一位側和二位側上行下行進風口風速分布

3.3 設備排風阻力

設備艙內各通風設備在列車高速運行時需要向外排風，排風壓力過低，在外界氣流壓力作用下可能導致氣流排出困難；排風壓力過高，會增加風機能耗，增加出口氣流風速及氣動噪聲，如果向下排風，還容易激起沙塵。因此，確定合理的排風壓力，在滿足性能要求的基礎上降低通風設備的通風量，可以間接降低設備能耗，降低設備自身運行引起的振動及噪聲，對指導設備艙排風口設計具有重要工程價值，同時可以根據排風壓力及速度對設備供應商提出要求。

高速列車設備通風方式如圖18所示進行簡化：排風風道相當于通風設備排風風道，環境風道相當于大氣環境，由于列車高速運行，相當于環境風道內風速較高。要保證排風風道內氣流可以排入環境風道，需要通風設備內的風機一方面需要克服車體兩側P1和P2形成的壓差阻力，另一方面需要克服通風設備內部各種部件形成的摩擦阻力，同時保證排風風道出口風速應大于0。

圖18 單側進風單側排風結構簡化示意圖

伯努利方程是能量守恒及轉換定律在流體力學中的一種表達形式。因為氣體密度較小，由氣體位置變化引起的位能、相對壓力能及動能可以忽略。在其對應的伯努利方程為：

(常數)

(2)

式中，P為氣體靜壓；v為氣體速度；ρ為氣體密度；C為常數。

在排風風道內，根據式(2)，

只要滿足v2>0即可使得排風風道氣流進入環境風道，臨界狀態為v2=0。

所以，對于通風設備的風機要求滿足如下兩個性能參數要求：

通過數值仿真計算得知，環境風速施加在雙側進風底部排風結構進風口與出風口之間的壓差約170 Pa，環境風速施加在單側進風單側排風結構進風口與出風口之間的壓差約10 Pa，平均計算，雙側進風底部排風結構的排風壓差阻力比單側進風單側排風的排風壓差阻力大約高160 Pa。可以看出，相同結構的通風設備側向排風比底部排風的阻力要小。

4 結 論

針對設備艙單側進風單側出風結構和雙側進風底部出風結構，完成了400,350,300,250,200 km/h運行速度，上行及下行工況下的數值計算，得出如下結論：

(1) 兩種結構的優缺點對比

①整體看來，單側進風單側出風結構在設備排風阻力方面存在優勢，而雙側進風底部出風結構在艙內氣流組織均勻性等方面存在優勢。

②單側進風單側出風方式的進風口分布缺乏對稱性，一側進風口數量多于另一側，艙內氣流組織均勻性較差。雙側進風底部出風方式進風口近似對稱分布，兩側進風口數量接近，艙內氣流組織均勻性較好。

③單側進風單側出風方式相比于雙側進風底部出風方式，其不同進風口高風速與低風速之間差值較大，最大速度差達到約5 m/s，相鄰進風口進風風速變化梯度較大，最大速度差達到約3 m/s。

(2) 兩種結構相同的變化規律包括

① 隨著列車運行速度的降低，進風口風速整體存在下降趨勢，下降幅度約10%～20%。

②沿著氣流方向，各進風口風速存在下降趨勢，整體下降幅度約25%。

③位于設備艙兩側相對位置相近的進出風口風速差異不大，差異幅度在5%以內。

④下行各進出風口的通風風速整體低于上行。

(3)基于對兩種結構設備艙內流場的仿真對比分析，對設備艙相關設計提出如下幾點建議：

①在條件允許的情況下，兩側進風口應盡量對稱分布，有利于提高艙內氣流組織空間分布的均勻性。

②應盡量減小設備艙內各個設備的幾何尺寸，增大設備與設備艙頂板與底板之間的間隙，有利于艙內氣流的流動。

③通風設備側向排風的壓差阻力小于底部排風，在條件允許的情況下，可優先考慮選用側向排風方式。

④在條件允許的情況下，盡量減少設備艙內設備的密集度，設備越多，艙內通風阻力越大，使得艙內較多設備附近進風口風速相對較低。

⑤在條件允許的情況下，盡量增大設備艙靠近端部通風口尺寸。上行在進風時利于增加進風量，在下行排風時利于增加排風量。