多溫蓄冷車設計與車內溫度場分析

劉廣海 吳俊章 FOSTER A 謝如鶴 唐海洋 屈睿瑰

(1.廣州大學冷鏈物流與標準化研究所， 廣州 510006； 2.倫敦南岸大學工程學院， 布里斯托爾 BS40 5DU；3.中南大學交通運輸工程學院， 長沙 410075)

0 引言

隨著人民生活水平的提高和易腐食品流通規定的加強，我國冷藏運輸裝備規模增長迅速。2012—2017年，各類冷藏車由4.1萬輛增加到13.4萬輛[1]，預計未來5～10年，年均增速仍在10%以上[2],但與西方國家規模仍然差距顯著[1,3]，這與冷藏車能耗大、運行成本高密切相關。當前，90%以上的冷藏車采用柴油機驅動的制冷機組為冷源，該系統價格昂貴、噪聲大、能量轉化效率僅為35%～40%[4]，在-20.0/30.0℃工況下，每1 kW制冷量油耗約為0.47 L/h，每年碳排放量達50 t[5]，以致在無溫度立法的市場環境下，運輸商為追求利潤，大量采用常溫運輸，易腐食品腐損嚴重。在此情況下，具有降本和節能優勢的蓄冷車逐漸被人們所重視。

蓄冷車可利用夜間低谷電制冷并將冷能儲藏在蓄冷槽(The phase change cold storage tank, PCCST)內，白天工作時將冷能導入使車廂降溫，達到低成本控溫運輸的目的[6]。為此，20世紀80年代和90年代，我國自行開發了地面充冷和移動充冷的第一代和第二代鐵路冷板冷藏車；在此基礎上，21世紀初研制了時速為120 km/h快速充冷的機械冷板冷藏車[7]。在國外，美國、英國、意大利等國也開發出多款蓄冷車并展開大范圍試運行，相關技術和性能指標得到迅速提升。在車廂圍護結構改進方面，ZAFER[8]提出了將相變材料(Phase change material, PCM)嵌入冷藏車隔熱壁內，達到增加熱阻、減少車內溫度波動的目的；MASHUD等[9]在此基礎上進行實測，試驗表明上述方法可降低29.1%的峰值熱負荷，減少制冷能耗16.3%。在蓄冷裝置優化方面，文獻[10-12]對蓄冷換熱結構、傳熱熱性、蓄冷板布置等進行分析；LIU等[4]自行研制了新型低溫相變材料并應用于冷藏車蓄冷裝置內，試驗表明250 kg PCM可維持蓄冷車在-18.0℃條件下不間斷運輸10 h以上(配送條件下，頻繁開門卸貨時則需390 kg PCM)，能耗成本較機械冷藏車節約80%以上。在氣流組織優化方面，詹耀立等[13]對蓄冷板在車廂內不同位置擺放進行了分析；張哲等[14]對不同貨物堆碼方式對蓄冷車車廂內溫度場的影響進行了仿真分析。

傳統蓄冷運輸裝備具有運營成本低、溫度穩定、噪聲小、換熱迅速等優點，但也存在一些問題：制冷溫度單一、不可控溫；控溫有效時間縮短；運輸風險較高。為此，本文提出一種帶獨立蓄冷槽的多溫蓄冷車并對其溫度場進行測試。

1 多溫蓄冷車設計

如圖1所示，該多溫蓄冷車集車載制冷系統、獨立蓄冷槽、隔熱車廂(分為冷凍、冷藏單元)、導風槽、內隔板等于一體。在具體運用方面，車載制冷系統由電力驅動，利用夜間廉價低谷電制冷并將冷能儲存于蓄冷槽內的蓄冷條中；當車輛運行時，開啟蓄冷槽循環風機，根據控溫需要，將蓄冷槽中的冷能導入隔熱車廂(冷凍單元)內，同時通過導風槽將冷氣導入冷藏單元，從而實現不同控溫要求的目的。

圖1 多溫蓄冷車結構示意圖Fig.1 Structure diagram of multi-temperature cold storage vehicle 1.門 2.冷藏單元 3.內隔板 4.冷凍單元 5.蓄冷槽 6.車載制冷系統

較傳統冷藏運輸裝備而言，該系統具有以下優勢：

(1)與機械冷藏車相比，制冷系統在車輛停止運行時外接電源制冷，一方面廉價的夜間低谷電較柴油價格具有較大優勢，降低了冷藏運輸成本；另一方面，制冷機組在靜態狀態工作，工作環境明顯好于車輛行駛的顛簸狀態，可有效降低制冷工質泄漏的風險并延長制冷機組使用壽命。

(2)與傳統蓄冷車相比，蓄冷裝置由傳統的頂部設計改為車廂前部，使得車輛重心下降，增加了運輸安全性；同時，蓄冷槽獨立保溫設計使得冷量按需按時輸出，可有效延長蓄冷裝置保冷時間。

(3)在運輸靈活性方面，車廂由可移動的內部隔斷裝置分為冷凍區和冷藏區，內部隔斷裝置可根據需要調整各區域空間大小；同時通過溫度傳感器監測溫度、蓄冷槽和導風槽循環通風的方式，多溫蓄冷車一方面可實現各區域精準控溫，另一方面因車廂內部增設了循環送風裝置，車廂內部的溫度分布也更均勻。

因多溫蓄冷車結構較傳統形式變化較大，一方面蓄冷槽中PCM的相變溫度較低，另一方面由于多溫區的存在使得送風模式發生變化，因此車輛的實用性、溫控效果、溫度分布等一系列問題均需通過試驗和仿真予以驗證。

2 溫度場仿真與試驗

2.1 物理模型

本文以自行設計的多溫蓄冷車為研究對象，如圖2所示，相關參數如下：

圖2 多溫蓄冷車冷凍、冷藏單元隔斷分布示意圖Fig.2 Sketch of space arrangement of freezing and cooling unit in multi-temperature cold storage vehicle 1.門 2.冷藏單元 3.內隔板 4.送風槽 5.冷凍單元 6.回風槽

(1)車廂前端為-25.0～-10.0℃的冷凍單元，后端為0～15.0℃冷藏單元，內隔板可在車廂中間1/2段自由移動。

(2)車廂內、外尺寸(長×寬×高)分別為5.00 m×2.04 m×2.00 m和5.80 m×2.28 m×2.24 m；外圍護結構和內隔板均采用高密度硬質聚氨酯保溫板(Poly urethane, PU)，密度45 kg/m3，導熱率0.026 W/(m·K)，比熱容1.8 kJ/(kg·K)，內、外蒙皮采用纖維增強復合材料(Fiber reinforced polymer/plastic, FRP)，車廂外圍護結構和內隔板厚度均為0.12 m，地板為花紋鋁板。

(3)蓄冷槽位于車廂前端，同樣采用聚氨酯保溫板進行隔熱，保溫層厚度0.20 m；冷風采用上送下回的模式由送、回風通道經風機與冷凍單元連接，送風口為邊長0.25 m的正方形，距離車頭頂壁和側壁分別為0.1 m和0.05 m；送風系統采用變頻風機，溫度傳感器位于回風口，用于控制風道內風機速度和閥門的開關。

(4)冷凍單元和冷藏單元間導風槽為等邊三角形，位于車廂內側壁頂部，邊長為0.17 m；出風口位于導風槽端部的側邊中心處，圓形，直徑為0.15 m；導風系統采用變頻風機，溫度傳感器同樣位于回風口，用于控制風道內風機速度和閥門的開關。

(5)蓄冷條采用3 mm厚鋁板制作，外尺寸(長×寬×高)為1.80 m×0.20 m×0.12 m，蓄冷劑相變溫度為-30.0℃，比熱容為4.7 kJ/(kg·K)，相變潛熱為175.3 kJ/kg[12]。蓄冷槽中共放置蓄冷條24根，每根充注蓄冷劑15 kg，共360 kg。

為考察送風系統對車廂內溫度場分布的影響，對冷凍冷藏單元體積比為1∶1的空間進行分析，如圖2所示。冷凍、冷藏單元運輸溫度分別選擇較為常見的-15.0℃和3.0℃[15-16]；送風速度方面，在參照文獻[17-21]的基礎上，將冷凍單元和導風槽出風速度均設為4 m/s并展開試驗。

圖3 車內溫度傳感器布置示意圖Fig.3 Layout of temperature sensor in carriage

對溫度場進行測試時，車內保持空置狀態，在參考國內外冷藏運輸測試標準要求的基礎上布置溫度傳感器[22-24]，如圖3所示。在布置上，沿冷藏車車廂長度方向等距劃分為6個縱截面(分別位于冷凍和冷藏單元2個端部0.10 m處和正中部)，溫測點P1～P15和Q1～Q15分別代表截面S1～S3及截面T1～T3的4個頂角及截面中心；車廂外車頂、2個側壁面及車尾的幾何中心各布置1個測溫點，共34個測溫點。截面S1～S3在冷凍單元內，距離送風端面分別為0.10、1.25、2.40 m；截面T1～T3在冷藏單元內，距離送風端面分別為2.60、3.75、4.90 m。溫度傳感器采用深圳天圓數碼科技有限公司的Tag06B型無線溫濕度傳感器(測試范圍-40.0～125.0℃，測試精度±0.3℃)，每1 min采集1次數據，并通過無線網絡連接溫度監控系統，實時顯示車廂內溫度變化規律。

2.2 數學模型

為了更直觀地反映車廂內溫度場分布，采用計算流體力學(Computational fluid dynamics, CFD)仿真軟件對車廂進行建模并分析其溫度場分布情況。車廂分為冷凍單元和冷藏單元，空間體積相等，保持空載狀態。在對多溫蓄冷車車廂進行建模時，內部空間采用結構化網格進行劃分，并對送、回風口部分進行局部網格加密，網格質量良好。

在參數設置方面，設車內空氣為低速不可壓縮流體，不考慮車內熱輻射以及溫度變化對空氣熱物性的影響；計算得到車內空氣瑞利數Ra=1.092×1012[12]，為湍流，故計算中采用Boussineq假設[25]。綜合考慮上述因素的基礎上，建立直角坐標系的連續性方程、能量方程、動量和k-ε方程，其通用表達式為

div(ρvφ)=div(Γφgradφ)+Sφ

(1)

式中φ——通用變量

Γφ——廣義擴散系數

Sφ——廣義源項

ρ——空氣密度，kg/m3

v——空氣速度矢量，m/s

圖4 多溫蓄冷車空氣溫度分布圖Fig.4 Air temperature distribution diagrams of multi-temperature cold storage vehicle

式(1)各參數及k-ε方程中系數參照文獻[26-27]進行取值。在能耗方面，使用空車進行地面仿真時，穩定運行條件下需考慮太陽輻射、車廂傳熱、漏氣、車內循環風機發熱量及車廂降溫產生的冷消耗。假設外界熱環境透過車廂圍護結構進入車內的熱量均勻分布于車廂壁面，車廂光照面積占總面積百分比為50%，以廣州市7月平均光照時間為基準，計算得該冷藏車廂熱流密度為29.3 W/m2。

模擬計算時，采用標準的k-ε模型，蓄冷劑參數同2.1節，仿真時設蓄冷槽初始溫度為-35.0℃，車廂內冷凍和冷藏單元初始溫度為25.0℃，外界溫度為30.0℃，車內冷凍單元送風溫度為-15.0℃，冷藏單元送風溫度為3.0℃。計算開啟凝固/融化模塊，采用非穩態方程求解多溫車廂的溫度變化情況。其中，控制微分方程的離散采用一階迎風格式，并采用壓力耦合方程組的半隱式算法(Semi-implicit method for pressure linked equations, SIMPLE)對計算域速度、壓力進行耦合；考慮冷藏配送時間一般在白天進行，時間一般在10 h以內[12]，故將此次仿真計算時間定為10 h，時間步長設為1 s。

3 仿真與試驗分析

3.1 多溫蓄冷車車內仿真結果分析

仿真結果如圖4所示。其中，圖4a、4b為設定溫度為-15.0℃時冷凍單元的溫度云圖，圖4c、4d為設定溫度為3.0℃時冷藏單元的溫度云圖。

由圖4可見，雖熱空氣等各種擾量通過對流換熱、圍護結構熱傳導等形式在一定程度上影響了車廂內溫度場分布，但多溫蓄冷車車廂冷凍、冷藏單元通過強制通風，溫度分布仍得到了較好的控制。當冷凍單元溫度設定為-15.0℃、送風速度為4 m/s時，區域溫度在-15.0～-13.0℃之間。其中溫度最低點接近-15.0℃，位于車廂前端左右兩側送風口處；而溫度較高區域處于回風口處、車廂頂部及側壁處。這是由于當啟動溫控風機時，蓄冷槽內冷氣導入冷凍單元，較大的溫差造成劇烈換熱，所以送風口處溫度偏低；而送回風模式采用上送下回的氣流循環過程中，車底、車廂側壁貼附區域風速較低，加之外界熱量傳入影響，其溫度稍高。當冷藏單元設定溫度為3.0℃、導風速度為4 m/s時，區域溫度在3.0～5.0℃之間。溫度波動產生原因與冷凍單元類似，導風槽口處冷氣導入冷藏單元進行強對流換熱，造成導風口附近溫度梯度較大；此外，冷藏單元內部空間較小，送風口與回風口距離較近且均設置在頂部，使得空載狀態下部分低溫氣流未完整循環便進入回風口，車廂溫度由上至下呈現階梯狀分布，致使冷藏區域底部角落處溫度稍高。

3.2 多溫蓄冷車車內試驗結果分析

試驗時首先開啟車載制冷系統對蓄冷槽內蓄冷板進行充冷，待蓄冷板內PCM充分凍結后關閉制冷系統，隨后啟動溫控風機和導風槽，將冷氣由蓄冷槽經溫控風機吹進冷凍單元，同時冷氣經導風槽導入冷藏單元，控溫試驗持續10 h。將試驗數據進行處理并分析，冷凍、冷藏單元以及截面S1～S3和截面T1～T3的平均溫度隨時間變化的趨勢如圖5所示。

圖5 多溫蓄冷車空氣溫度變化曲線Fig.5 Temperature variation curves of multi-temperature cold storage vehicle

由試驗結果可知，雖然蓄冷槽內PCM的初始溫度與冷凍、冷藏單元溫度相差較大，但因蓄冷槽獨立保溫并經溫控風機按設定溫度要求導出冷氣，因此多溫蓄冷車車廂冷凍、冷藏單元溫度均得到較好控制。

當冷凍單元溫度設定為-15.0℃時，約60 min后可達到設定目標溫度，之后冷凍單元各點溫度趨于穩定。從各截面溫度來看，從小到大依次為截面S1、S2、S3，平均溫度分別為-14.6、-13.2、-12.4℃，整個冷凍單元平均溫度為-13.4℃。上述分布與截面S1接近蓄冷槽及送風口，截面S2靠近冷凍單元側門，而截面S3緊挨可移動的內隔板存在一定漏氣、漏熱現象有關。

在冷藏單元，其送回風均通過導風槽進行。在送風模式上，冷風沿車廂單側導風槽送入，由另一側導風槽送出；這與冷凍單元單端上送下回的送風模式有所不同，因此兩者間溫度分布趨勢也有所不同。冷藏單元因降溫幅度不大，約30 min可達到設定目標溫度，待各點溫度穩定后，截面T1～T3的平均溫度分別為3.3、3.6、4.1℃，車廂平均溫度為3.7℃。這是由于截面T1處于內隔板附近，會有冷凍單元內冷空氣滲出，截面T2靠近導風口，溫度梯度較大，而截面T3處于車門附近，存在漏熱、漏氣問題。

將多溫蓄冷車試驗數據與文獻[12]中的單溫蓄冷車比較分析，在多溫蓄冷車冷凍和冷藏單元設定溫度為-15.0℃和3.0℃時，其冷凍和冷藏單元平均溫度分別在-14.2～-12.9℃和3.4～4.2℃間波動，波動范圍為1.3℃和0.8℃；而傳統單溫蓄冷車經10 h試驗后車廂平均溫度波動為3.0～5.0℃，取平均波動溫度的均值，計算得到該新型多溫蓄冷車平均溫度波動值較之降低了73.7%。這是由于傳統蓄冷車中蓄冷板布置在車廂內部，僅靠蓄冷板以自然對流換熱方式持續釋放冷能被動為車廂和貨物降溫，無法主動調節溫度；而多溫蓄冷車采用獨立保溫的蓄冷槽并由風機啟停實現系統的主動控溫，試驗表明上述方法能更好地維持車廂溫度的穩定，保障運輸食品品質的效果也更佳。

3.3 多溫蓄冷車溫度場分析

3.3.1溫度場穩定性及仿真效果分析

新型多溫蓄冷車運行10 h后，車內各溫度測點仿真及試驗結果對比分析如圖6所示，圖中溫測點序號1～15分別對應P1～P15和Q1～Q15。

圖6 多溫蓄冷車試驗與模擬溫度比較Fig.6 Temperature comparison of experiment and simulation results of multi-temperature cold storage vehicle

將車廂冷凍和冷藏單元試驗與模擬溫度進行比較。冷凍單元溫度設定為-15.0℃時，各溫測點數據如圖6a所示，溫度試驗值與模擬值隨位置變化的規律基本一致，各溫測點在-15.0～-12.0℃間正常波動，且溫度模擬值與試驗值的均方根誤差為1.1℃。冷藏單元溫度設定為3.0℃時，各溫測點數據如圖6b所示，冷藏單元溫度擬合良好，各溫測點在3.0～5.0℃間正常波動，溫度模擬值與試驗值的均方根誤差為0.7℃。結果顯示所建立模型可較好地用于模擬該新型多溫蓄冷車的溫度場分布。

此外，由圖6可見，PCM在持續放冷10 h后仍較好地維持了車內設定溫度，滿足設計需要。冷凍單元內截面S1試驗溫度略低于模擬溫度，而截面S2、S3試驗溫度高于模擬溫度。這是由于仿真模擬的溫度場處于理想狀態，溫度場分布較為均勻。而在現實中，如圖1～3所示，冷凍單元內截面S1靠近蓄冷槽及送回風口，蓄冷槽中PCM溫度最低達-35.0℃，冷能通過送回風口不可避免地滲漏至車廂內部，進而對截面S1溫度造成影響，使其偏低于理論值；截面S2靠近冷凍冷藏區之間的導風槽，從冷藏區送回的空氣在此進入冷凍區，也使得該區域空氣溫度有所上升；而截面S3緊挨內隔板，因該內隔板并非處于理想的完全密封狀態(為調節空間大小，可在一定范圍內自由移動，故內隔板與內壁面之間不可避免地存在縫隙)，存在少量空氣在冷凍、冷藏區之間滲透，導致截面S3附近出現溫升現象。在冷藏單元內，截面T1和截面T2試驗溫度低于模擬溫度，截面T3試驗溫度高于模擬溫度，原因與冷凍單元類似。截面T1靠近內隔板，冷凍單元冷氣漏出；截面T2靠近導風槽，冷空氣流入導致溫度梯度較大；而截面T3處于車輛尾端車門附近，車門的隔熱性能和氣密性能均弱于車壁，存在漏熱、漏氣現象。

3.3.2溫度場均勻性分析

為考察車廂內溫度穩定情況，引入絕對不均勻度系數S，S越大則表示溫度場的均勻性越差，計算公式為

(2)

式中tj——第j個溫度測試點的溫度，℃

n——車廂內溫度測試點的數量

對于冷凍單元設定溫度為-15.0℃時的穩定階段和冷藏單元設定溫度為3.0℃時的穩定階段，分別計算各截面的溫度絕對不均勻度系數S，結果如圖7所示。

圖7 多溫蓄冷車溫度絕對不均勻度系數變化曲線Fig.7 Temperature non-uniformity coefficient of multi-temperature cold storage vehicle

在空間分布上，新型多溫蓄冷車的溫度絕對不均勻度系數S：冷凍單元S≤0.6，冷藏單元S≤1.2，而傳統單溫蓄冷車的S最高達2.0以上[12]，同等試驗條件下，取溫度絕對不均勻度系數平均值，計算得到該新型多溫蓄冷車S較之降低了50%以上。可見，該新型多溫蓄冷車內溫度場分布時間和空間穩定性均較好。此外，由于蓄冷車在運行過程中無需進行蒸發器融霜作業，其溫度穩定性也優于同類型機械式冷藏車。但新型多溫蓄冷車冷藏單元的S高于冷凍單元，這與冷藏單元導風槽上送上回的結構有一定關系，其多溫車廂導風系統仍可進一步改進優化。

3.3.3模型拓展應用

在多溫共配的過程中，每次需要裝載冷凍和冷藏貨物數量根據實際需要有所不同，因此，多溫蓄冷車車廂的內隔板也需要根據實際貨物運量進行調整。

為考察多溫蓄冷車冷凍、冷藏單元體積變化后車廂內部溫度變化情況，仍以前述所建仿真模型為例，將冷凍冷藏單元體積比由1∶1變為1∶2，其他參數不變，對車內溫度場進行仿真。

多溫蓄冷車運行10 h后冷凍單元截面S1～S3及冷藏單元截面T1～T3溫度分布如圖8所示，而2次仿真中冷凍、冷藏單元內部各測點溫度的對比如圖9所示。對比圖4和圖8，雖然車廂內冷凍和冷藏單元的體積發生變化，但各截面溫度分布基本一致，冷凍、冷藏單元內部區域溫度仍在-15.0～-13.0℃和3.0～5.0℃之間波動。可見，在多溫蓄冷車改變內部體積后，車內溫度分布仍可較好地滿足實際運輸需要。在變化趨勢上，當冷凍冷藏單元體積比為1∶2時，與之前的仿真相比，雖冷凍單元體積變小，但總送風量不變，因此，冷凍單元中各測點溫度較之前更趨近于-15.0℃，車廂平均溫度由-14.1℃降至-14.4℃；冷藏單元與之相反，總送風量不變但體積增大，因此內部溫度略有升高，平均溫度由之前的4.2℃升至4.6℃。

圖8 多溫蓄冷車空氣溫度分布圖(冷凍冷藏單元 體積比1∶2)Fig.8 Air temperature distribution diagrams of multi-temperature cold storage vehicle (the space ratio of freezing unit and cooling unit was 1∶2)

圖9 多溫蓄冷車不同空間比例條件下仿真溫度對比曲線Fig.9 Comparison curves of temperature simulation result at different space proportions of multi-temperature cold storage vehicle

4 結論

(1)設計了一款集車載制冷系統、獨立蓄冷槽、隔熱車廂(冷凍單元和冷藏單元)、導風槽、內隔板等于一體的新型多溫蓄冷車。該車將蓄冷槽獨立安裝在車廂前端并獨立保溫，利用夜間低谷電對蓄冷槽內PCM進行充冷。當多溫蓄冷運輸時，冷凍單元通過車廂前端送風系統將冷能導出并調控；而冷藏單元通過導風槽將冷氣導入并調控。較傳統蓄冷冷藏車而言，該車具有重心低，溫度、空間可調控等特點。

(2)構建了多溫蓄冷車仿真模型，溫度模擬值與試驗值的均方根誤差為0.7～1.1℃，總體偏差合理，所建立的模型可較好地模擬多溫蓄冷車內冷凍、冷藏單元溫度場分布。

(3)試驗與模擬溫度數據顯示，當冷凍和冷藏單元體積比為1∶1，溫度設定為-15.0℃和3.0℃時，該多溫蓄冷車內冷凍、冷藏單元可有效控溫10 h以上，平均溫度分別在-14.2～-12.9℃和3.4～4.2℃間正常波動，波動范圍分別為1.3℃和0.8℃，溫度絕對不均勻度系數S在1.2以內。在多溫蓄冷車改變內部體積后，車內溫度分布仍可較好地滿足實際運輸需要。此外，與傳統蓄冷車比較，該新型多溫蓄冷車平均溫度波動值、溫度絕對不均勻度系數S分別降低了73.7%和50%以上，可在保證易腐貨物品質安全的同時有效降低運輸能耗及成本。