混合動(dòng)力機(jī)車動(dòng)力間的熱力學(xué)分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化*

崔洪江， 王雪琦， 陳秉智

(大連交通大學(xué) 機(jī)車車輛工程學(xué)院， 遼寧大連 116028)

隨著近年來中國(guó)鐵路的高速發(fā)展，中國(guó)機(jī)車工業(yè)取得了長(zhǎng)足的進(jìn)步，技術(shù)水平顯著提高。機(jī)車設(shè)計(jì)與仿真計(jì)算的結(jié)合也大幅度的縮短了其設(shè)計(jì)周期。參與國(guó)際競(jìng)爭(zhēng)的愿望和積極性不斷增長(zhǎng)，并不斷向中低端市場(chǎng)項(xiàng)目滲透[1]?；旌蟿?dòng)力機(jī)車具有突出的節(jié)能減排優(yōu)勢(shì)，是全球公認(rèn)的綠色環(huán)保機(jī)車研發(fā)方向，可以作為站場(chǎng)、機(jī)務(wù)段、港口、工礦企業(yè)的主要運(yùn)輸工具，混合動(dòng)力機(jī)車在世界范圍內(nèi)的需求正蓬勃興起[2]。

混合動(dòng)力機(jī)車動(dòng)力間內(nèi)柴油機(jī)和一些電氣設(shè)備工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生大量熱量，為使這些部件的溫升不超過允許限值往往采用強(qiáng)迫通風(fēng)冷卻的方式給這些設(shè)備降溫，以保證機(jī)車運(yùn)行的可靠性。通風(fēng)系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件通風(fēng)機(jī)產(chǎn)生的正壓還能防止污物進(jìn)入設(shè)備內(nèi)部，起到防塵清潔作用[3-4]。

1 CFD計(jì)算分析前處理

1.1 計(jì)算模型與網(wǎng)格劃分

混合動(dòng)力機(jī)車動(dòng)力間位于機(jī)車中間部分，其內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，動(dòng)力間內(nèi)放置主發(fā)電機(jī)、勵(lì)磁機(jī)、柴油機(jī)、柴油機(jī)進(jìn)氣過濾系統(tǒng)等，動(dòng)力間三維模型如圖1所示，為減小工作、方便計(jì)算，利用CFD建模計(jì)算時(shí)對(duì)動(dòng)力間進(jìn)行簡(jiǎn)化處理即去掉與計(jì)算不相關(guān)的部分，流場(chǎng)計(jì)算模型如圖2所示。

混合動(dòng)力機(jī)車動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，為滿足網(wǎng)格的疏密分布合理、光滑性和貼體性要求，因此選用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格(Hexa unstructured)進(jìn)行劃分，采用局部細(xì)化、多極化網(wǎng)格Muliti-level控制等手段進(jìn)行網(wǎng)格劃分[5]?？傮w網(wǎng)格數(shù)量約為1 125×107，網(wǎng)格結(jié)點(diǎn)數(shù)約為1 149×107。

圖1 動(dòng)力間三維模型

圖2 機(jī)車動(dòng)力間流場(chǎng)計(jì)算模型

1.2 理論分析

機(jī)車動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，因此選用ANSYS-FLUENT提供的湍流模型中的標(biāo)準(zhǔn)κ-ε模型，且滿足質(zhì)量守恒方程、動(dòng)量守恒方程、能量守恒方程、κ方程和ε方程[6,7]。利用基于有限體積法的FLUENT17.0對(duì)控制方程進(jìn)行離散，分離求解器隱式求解。計(jì)算過程中能量離散方程殘差控制在10-7，其他方程殘差控制在10-3以下。

(1)質(zhì)量守恒方程(連續(xù)性方程)

(1)

(2)動(dòng)量守恒方程

(2)

(3)

(4)

(3)能量守恒方程

(5)

式中，cp為比熱容；T為溫度；k為流體的傳熱系數(shù)；ST為流體的內(nèi)熱源及由于黏性作用流體機(jī)械能轉(zhuǎn)換為熱能的部分，有時(shí)簡(jiǎn)稱ST為黏性耗散項(xiàng)。

(4)k方程

(6)

(5)ε方程

(7)

式中，μ為湍流黏性系數(shù)，u為沿笛卡爾坐標(biāo)系3個(gè)方向的速度分量，i的取值范圍是1,2,3。

1.3 邊界條件及監(jiān)測(cè)點(diǎn)的設(shè)置

綜合柴油機(jī)、主發(fā)電機(jī)等設(shè)備的參數(shù)選擇以及外界環(huán)境因素的影響，邊界條件設(shè)置如下：(1)柴油機(jī)總功率700 kW，熱輻射占12%；(2)主發(fā)電機(jī)的熱損耗量65 kW，通風(fēng)量1.35 m3/s，主發(fā)電機(jī)的溫升為58.5 ℃；(3)動(dòng)力間隔墻風(fēng)機(jī)進(jìn)風(fēng)總量為3.0 m3/s，分為兩個(gè)進(jìn)風(fēng)口，每個(gè)進(jìn)風(fēng)口風(fēng)量為1.5 m3/s，冷卻空氣的溫度為環(huán)境溫度(45 ℃)；(4)動(dòng)力間側(cè)墻風(fēng)機(jī)出風(fēng)總量為1.8 m3/s，分為兩個(gè)出風(fēng)口，每個(gè)出風(fēng)口風(fēng)量為0.9 m3/s；(5)根據(jù)相關(guān)資料，機(jī)車動(dòng)力間的側(cè)墻和車頂設(shè)置太陽輻射熱為1 300 W/m2。

如圖3所示，在柴油機(jī)與側(cè)墻中間設(shè)置56個(gè)溫度監(jiān)測(cè)點(diǎn)。左側(cè)28監(jiān)測(cè)點(diǎn)共面，距離左側(cè)墻橫向距離為40 mm；右側(cè)28監(jiān)測(cè)點(diǎn)共面，距離右側(cè)墻橫向距離為40 mm。左、右各4行，其中第1行距離地板高度為2 400 mm、第2行距離地板高度為1 800 mm、第3行距離地板高度為1 200 mm、第4行距離地板高度為600 mm。監(jiān)測(cè)點(diǎn)名稱見表1。

圖3 機(jī)車動(dòng)力間溫度監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置圖

表1 監(jiān)測(cè)點(diǎn)名稱

2 計(jì)算結(jié)果及分析

經(jīng)過軟件模擬計(jì)算得出機(jī)車動(dòng)力間內(nèi)平均溫度為68.41 ℃，雖然此計(jì)算結(jié)果低于設(shè)計(jì)要求，但靠近車尾部和側(cè)墻百葉窗的個(gè)別監(jiān)測(cè)點(diǎn)溫度超過100 ℃。圖4為過主發(fā)電機(jī)出風(fēng)口的速度和溫度云圖。結(jié)合速度和溫度云圖可知，車頂出風(fēng)口和側(cè)墻風(fēng)機(jī)附近空氣流速和溫度高于其他位置，說明主發(fā)電機(jī)附近的熱空氣一部分由車頂出風(fēng)口自然流出，另一部分由側(cè)墻風(fēng)機(jī)強(qiáng)制流出與外界進(jìn)行熱量交換。圖5為過機(jī)車動(dòng)力間中軸面的速度和溫度云圖。由速度和溫度云圖可知靠近柴油機(jī)排氣管位置的車頂出風(fēng)口空氣流速明顯高于其他位置，溫度也同樣偏高，說明動(dòng)力間內(nèi)部的高溫空氣通過車頂出風(fēng)口與外界進(jìn)行了熱量交換。

圖4 過主發(fā)電機(jī)出風(fēng)口速度和溫度云圖

圖5 過機(jī)車動(dòng)力間中軸面速度和溫度云圖

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由于動(dòng)力間內(nèi)的熱量主要來源于主發(fā)電機(jī)和柴油機(jī)排氣管，且絕大部分高溫空氣都是由車頂出風(fēng)口流出與外界進(jìn)行交換的。在側(cè)墻安裝百葉窗雖然增加了動(dòng)力間與外界的換熱面積，但會(huì)使高溫空氣向柴油機(jī)附近流動(dòng)，可能會(huì)適得其反。因此，出于降低制造難度和經(jīng)濟(jì)性等多方面考慮，在不影響動(dòng)力間散熱的前提下去掉多余的通風(fēng)散熱裝置。

3.1 優(yōu)化方案說明

為討論側(cè)墻添加風(fēng)機(jī)和百葉窗的必要性，在此提出兩種優(yōu)化方案，方案1：僅去掉側(cè)墻百葉窗，保留側(cè)墻風(fēng)機(jī)；方案2：同時(shí)去掉側(cè)墻風(fēng)機(jī)和百葉窗。

3.2 計(jì)算結(jié)果分析與對(duì)比

改進(jìn)結(jié)構(gòu)后，為對(duì)比3種方案內(nèi)部的流動(dòng)情況，分別測(cè)量3種方案中56個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的溫度、流體流動(dòng)速度、湍動(dòng)能以及湍流耗散率。其中湍動(dòng)能是衡量湍流發(fā)展或衰退的指標(biāo)；湍流耗散率是在分子黏性作用下由湍流動(dòng)能轉(zhuǎn)化為分子熱運(yùn)動(dòng)動(dòng)能的速率。

經(jīng)過軟件模擬計(jì)算,方案1監(jiān)測(cè)點(diǎn)平均溫度為65.64 ℃，方案2監(jiān)測(cè)點(diǎn)平均溫度為66.14 ℃。圖6為3種方案監(jiān)測(cè)點(diǎn)平均溫度折線圖，由此可以得知兩個(gè)優(yōu)化方案的通風(fēng)散熱效果均優(yōu)于原方案。圖7為3種方案的56個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)處流動(dòng)速度、湍動(dòng)能和湍流耗散率的分布情況。由圖6可知，原方案和方案1的流動(dòng)速度、湍動(dòng)能和湍流耗散率在各監(jiān)測(cè)點(diǎn)的值相差不大，整體來看方案1的流動(dòng)速度、湍動(dòng)能和湍流耗散率略大于原方案，因此可以推斷在機(jī)車動(dòng)力間側(cè)墻設(shè)置百葉窗并不會(huì)有效增強(qiáng)動(dòng)力間內(nèi)散熱，反而會(huì)減弱動(dòng)力間內(nèi)空氣流動(dòng)的紊亂程度。而方案3中靠近風(fēng)機(jī)的監(jiān)測(cè)點(diǎn)的流動(dòng)速度、湍動(dòng)能和湍流耗散率遠(yuǎn)小于其他兩個(gè)方案的同名監(jiān)測(cè)點(diǎn)，因此可以推斷在機(jī)車動(dòng)力間側(cè)墻設(shè)置風(fēng)機(jī)有利于增強(qiáng)動(dòng)力間內(nèi)的散熱效果。綜上可初步判斷，僅去掉原方案中的側(cè)墻百葉窗可以在一定程度上提升流體的湍流性能以及湍流耗散率。

圖6 3種方案監(jiān)測(cè)點(diǎn)平均溫度

圖7 3種方案監(jiān)測(cè)點(diǎn)流動(dòng)情況

為進(jìn)一步評(píng)價(jià)動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)湍流性能，根據(jù)得到的數(shù)據(jù)計(jì)算3種方案中流體各參數(shù)的平均值與均方差，計(jì)算結(jié)果見表2，折線圖如圖8所示。平均值揭示了流體各參數(shù)的分布范圍，均方差揭示了流體各參數(shù)的離散程度[8]。

流體參數(shù)平均值計(jì)算

(8)

流體參數(shù)均方差計(jì)算

(9)

由3種方案流體各參數(shù)的平均值可知，方案1中流體流動(dòng)速度平均值為原方案的1.25倍，湍動(dòng)能平均值為原方案的1.08倍，湍流耗散率平均值為原方案的1.2倍。說明方案1不僅提高了流體在動(dòng)力間內(nèi)的流動(dòng)速度，也增強(qiáng)了流體流動(dòng)的紊亂程度。方案2中流體流動(dòng)速度平均值為原方案的1.13倍，而湍動(dòng)能平均值僅為原方案的82.1%，湍流耗散率平均值僅為原方案的81.9%。說明方案2雖然可以提高流體在動(dòng)力間內(nèi)的流動(dòng)速度，但卻減弱了流體流動(dòng)的紊亂程度。

同理，由3種方案流體各參數(shù)的均方差可知，方案1中流體流動(dòng)速度均方差為原方案的1.11倍，湍動(dòng)能均方差為原方案的1.17倍，湍流耗散率均方差為原方案的1.45倍。方案2中速度均方差為原方案的1.03倍，而湍動(dòng)能均方差僅為原方案的58%，湍流耗散率均方差僅為原方案的77%。說明方案1中各參數(shù)分布不均勻程度強(qiáng)于其他兩個(gè)方案，因此可以推斷方案1的結(jié)構(gòu)可以明顯提升動(dòng)力間內(nèi)流體分布效果，有效增強(qiáng)了動(dòng)力間內(nèi)流體的湍動(dòng)能及湍流耗散率。

表2 各參數(shù)計(jì)算結(jié)果

圖8 3種方案流體各參數(shù)計(jì)算結(jié)果

熱力學(xué)第二定律(熵增加原理)揭示了自然界中一切熱過程進(jìn)行的方向、條件和限度。自然界中熱過程的種類很多，因此熱力學(xué)第二定律的表述方式也很多。但各種表述揭示的是一個(gè)共同的客觀規(guī)律。其中兩種具有代表性的表述如下：(1)不可能將熱從低溫物體傳到高溫物體而不產(chǎn)生其他變化。(2)不可逆熱力過程中熵的微增量總是大于零。(3)不可能從單一熱源取熱，并使之完全轉(zhuǎn)換為有用的功而不產(chǎn)生其他影響。又稱“熵增定律”，表明了自然過程中，一個(gè)孤立系統(tǒng)的總混亂度(即“熵”)不會(huì)減小[9]。

傳熱過程中的不可逆損失即熵產(chǎn)?？紤]由冷卻空氣、動(dòng)力間所組成的系統(tǒng)。在該系統(tǒng)中，冷卻空氣為低溫?zé)嵩?，熵變的?jì)算公式為：

(10)

式中，T1、T2分別為進(jìn)出口截面絕對(duì)溫度，K；ΔT=T2-T1；P1、P2分別為進(jìn)出口截面的絕對(duì)壓強(qiáng)，Pa；ΔP=P1-P2；qm為空氣質(zhì)量流量，kg/s；Cp為空氣定壓比熱容，J/(kg·K)；R為空氣的氣體常數(shù)，J/(kg·K)[10]。

由于動(dòng)力間內(nèi)參與換熱的結(jié)構(gòu)繁雜、不便計(jì)算，在此系統(tǒng)中監(jiān)控所有進(jìn)出口的絕對(duì)溫度和壓力并計(jì)算出加權(quán)平均值，用來計(jì)算冷卻空氣的熵產(chǎn)，以間接的方式達(dá)到監(jiān)測(cè)動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)的散熱效果的目的。經(jīng)過計(jì)算得出原方案中冷卻空氣的熵產(chǎn)為1 038 W/K，方案1中冷卻空氣的熵產(chǎn)為2 198 W/K，方案2中冷卻空氣的熵產(chǎn)為2 100 W/K。圖9為3種方案冷卻空氣熵產(chǎn)結(jié)果對(duì)比折線圖。由此可知，方案1中冷卻空氣熵產(chǎn)最大，說明方案1中的冷卻空氣從進(jìn)口到出口吸收的熱量最多，通風(fēng)系統(tǒng)的散熱效果優(yōu)于其他兩種方案。通過對(duì)比原方案和方案1的熵產(chǎn)，再一次證明了在動(dòng)力間側(cè)墻安裝百葉窗對(duì)于通風(fēng)系統(tǒng)的散熱并無助益，而是起了反作用。通過對(duì)比方案1和方案2的熵產(chǎn)，可知在動(dòng)力間側(cè)墻安裝風(fēng)機(jī)有利于整個(gè)通風(fēng)系統(tǒng)的散熱。綜上所述，從熵產(chǎn)方面考慮，方案1更有利于動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)的散熱。

圖9 3種方案冷卻空氣熵產(chǎn)結(jié)果對(duì)比

4 結(jié) 論

(1)通過ANSYS-FLUENT軟件仿真計(jì)算可以準(zhǔn)確快速地獲取不同結(jié)構(gòu)下動(dòng)力間內(nèi)各監(jiān)測(cè)點(diǎn)溫度以及各進(jìn)出口的溫度和壓力，通過速度和溫度云圖可以清楚地看出動(dòng)力間內(nèi)熱流場(chǎng)的分布規(guī)律。

(2)以湍動(dòng)能和湍流耗散率而非以往單一的速度和壓力作為仿真計(jì)算結(jié)果的評(píng)價(jià)指標(biāo)，通過3種不同結(jié)構(gòu)方案平均值和均方差的對(duì)比，說明了代表空間內(nèi)湍流擾亂程度的湍動(dòng)能和湍流耗散率的數(shù)值越大越有利于整個(gè)空間的散熱。

(3)把冷卻空氣流經(jīng)動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)所帶走的熱量折算成熵產(chǎn)作為仿真計(jì)算結(jié)果的評(píng)價(jià)指標(biāo)，而非單一的考察動(dòng)力間內(nèi)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的平均溫度，對(duì)比3種方案后得出了更利于動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)散熱的結(jié)構(gòu)，即文中方案1：僅去掉側(cè)墻百葉窗，保留側(cè)墻風(fēng)機(jī)。

(4)結(jié)合動(dòng)力間內(nèi)熱流場(chǎng)分布規(guī)律提出合理的優(yōu)化方案，并把湍動(dòng)能、湍流耗散率和熵產(chǎn)作為仿真計(jì)算結(jié)果的多重評(píng)價(jià)指標(biāo)，從中選出最利于動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)方案。結(jié)果表明，去掉動(dòng)力間側(cè)墻百葉窗不僅降低了整車的制造難度、提高了經(jīng)濟(jì)性，而且在一定程度上提高了動(dòng)力間通風(fēng)系統(tǒng)的的散熱性能。