軌道列車客室空調機組內部流場數值仿真研究

王維斌，姚拴寶，陳大偉，宋軍浩

(中車青島四方機車車輛股份有限公司 國家工程技術研究中心，山東青島 266111)

軌道列車客室空調通風系統(tǒng)對調節(jié)列車客室空間溫濕度及熱舒適度等起到重要作用，同時也是客室內的主要噪聲源之一，而客室空調機組是整車空調通風系統(tǒng)的重要設備。隨著對列車客室舒適度要求的不斷提高，對空調機組內部流場分布的合理性及氣動噪聲控制的研究不斷深入。隨著計算流體動力學及計算聲學仿真技術的發(fā)展，計算精度和計算時間能夠滿足工程應用的要求，逐漸成為軌道列車空調機組內流場研究的重要手段，F(xiàn)ukano[1]、胡俊偉[2]等通過數值仿真技術對不同型式風機的流場及氣動聲學進行研究。

相比于家用空調、商用空調或其他使用風機通風的設備，軌道交通車輛空調機組的結構更加復雜。對于組合式列車空調機組，蒸發(fā)部分和冷凝部分集成在一起，蒸發(fā)腔包括2臺或者4臺離心風機，冷凝腔包括2臺軸流風機，空調機組內部的非穩(wěn)態(tài)流動更加突出，軸流風機之間、離心風機之間的相互影響引發(fā)的流動及噪聲問題更加復雜。

1 幾何模型

圖1所示為軌道列車客室空調機組三維幾何模型，空調機組由蒸發(fā)腔、壓縮機腔、冷凝腔3大部分組成，集成為1臺空調機組，蒸發(fā)腔包含2臺離心送風機，風機直徑239 mm，轉速1 600 r/min，冷凝腔包含2臺軸流風機，風機直徑600 mm，轉速1 450 r/min。軌道列車空調機組的集成結構較復雜，蒸發(fā)腔及冷凝腔距離較近，但各自氣流流動是相互獨立的，由中間的壓縮機腔分割開來。

圖1 軌道列車客室空調機組幾何模型

圖2所示為軌道列車客室空調機組仿真的三維簡化幾何模型，建立包括殼體、離心送風機、冷凝軸流風機、換熱器、濾網、壓縮機、支架、接水盤、風門、導流板等在內的對流場影響較大的部件。考慮到細小部件對仿真網格及計算量的影響，對于格柵、彎管、固定件等對流場影響較小的結構做了適當簡化，或不予考慮?？照{機組進出風口區(qū)域做適當延伸。

圖2 軌道列車客室空調仿真幾何模型

2 網格模型及數值算法

圖3所示為軌道列車客室空調機組仿真的完整全流場計算域及離心風機和軸流風機區(qū)域的網格劃分結果。網格處理過程中，導入空調機組內流場幾何模型，處理面網格后采用多面體網格進行空調機組全流場仿真域的空間離散，對離心送風機、冷凝軸流風機、換熱器等幾何尺寸相對較小，而對空調機組內部氣流分布產生重要影響的結構進行加密處理[3]，對于空調機組殼體、壓縮機殼體等幾何尺寸較大的區(qū)域，網格尺寸相應增大，使得網格數量和質量得到合理兼顧，空調機組整機內流場多面體網格數量約950萬。

圖3 軌道列車客室空調仿真網格模型

仿真計算采用RNGk-ε湍流模型，分離式隱式方案[4]，SIMPLE算法，大氣壓力進出口邊界條件。對于風機的旋轉運動，建立離心風機、軸流風機旋轉域，通過Interface邊界與靜止域連接，采用運動參考坐標系模型進行仿真計算，蒸發(fā)器、冷凝器、濾網采用多孔介質模型處理。通過寬頻噪聲源模型預測氣動噪聲聲功率的分布[5]。

3 仿真結果分析

3.1 速度場分布

圖4所示為軌道列車客室空調整機三維流線分布，可以定性看出氣流整體流動軌跡。在蒸發(fā)腔，外界空氣從兩側新風口進入壓縮機艙擾流壓縮機后，與回風口氣流混合，均勻擾流蒸發(fā)器后經離心風機將氣流向下送入客室。在冷凝腔，外界空氣從兩側進風格柵流入，均勻擾流冷凝器后經軸流風機將氣流向上從中間兩個圓形出風口流出。從整機流線分布來看，整個空調蒸發(fā)腔和冷凝腔內氣流分布比較均勻，很少出現(xiàn)氣流死區(qū)，可以保證氣流與蒸發(fā)器和冷凝器的充分熱交換，滿足空調機組的熱量交換要求。

圖4 客室空調整機流線分布

從圖5軌道列車客室空調典型截面速度場分布可以看出：在蒸發(fā)腔，氣流沿蝸殼軸向進入離心風機后經過葉輪旋轉加速，高速流出風機，在蝸殼出口和葉輪與蝸殼間隙區(qū)域形成明顯的高速區(qū)，在離心風機出口及蝸舌區(qū)域沒有氣流回流，合理的葉輪與蝸舌間隙對提高離心風機風量及降低氣動噪聲具有重要影響。在冷凝腔，兩個軸流風機的流場相互影響，氣流沿軸流葉片作用面高速流出，向四周擴散，并在葉輪中間區(qū)域形成低速區(qū)，合理的風機葉片與四周導流圈之間的葉頂間隙對提高軸流風機風量及降低氣動噪聲具有重要影響。

圖5 客室空調典型截面速度場分布

3.2 壓力場分布

圖6所示為軌道列車客室空調整機截面的壓力場分布，可以看出，空調機組內部區(qū)域除了離心風機和軸流風機周圍區(qū)域存在明顯的壓力梯度之外，蒸發(fā)腔及冷凝腔內的壓力梯度較小。離心風機和軸流風機區(qū)域由于風機旋轉形成明顯的負壓區(qū)，冷凝腔出口壓力由于兩個軸流風機出風氣流相關干擾，壓力脈動劇烈，壓力梯度明顯。在軸流風機兩個葉片之間的區(qū)域，存在明顯的壓力從正壓到負壓的過渡。

圖6 客室空調整機截面壓力場分布

圖7所示為軌道列車客室空調離心風機和軸流風機截面及風機葉片表面的壓力場分布，可以看出，由于離心風機蝸殼起到集流增壓作用，氣流沿蝸殼流動過程中壓力得到提升，在臨近蝸殼出口區(qū)域的風機葉片周圍氣流被加速，形成明顯低壓區(qū)；軸流風機葉片前后存在明顯的正負壓區(qū)別，葉片壓力面隨著風機旋轉而推動氣流運動，葉片正壓區(qū)域較大。葉片吸力面隨著氣流運動而形成負壓，葉片負壓區(qū)域較大。

圖7 離心風機和軸流風機截面壓力場分布

3.3 氣動聲功率場分布

氣動聲功率模型假定湍流流場是各向同性，并計算偶極子聲源產生的氣動噪聲，因此該模型主要考慮固體表面作用于流體產生的表面壓力波動。圖8所示為客室空調典型截面的氣動聲功率分布，可以看出，最主要氣動噪聲源位于風機區(qū)域，其中冷凝腔軸流風機對氣動噪聲的貢獻高于蒸發(fā)腔離心風機。冷凝風機區(qū)域，葉輪與導流圈之間的葉頂間隙區(qū)域以及冷凝出風區(qū)域的聲功率分布相對較高。另外，空調格柵進風區(qū)域為次要氣動噪聲源。

圖8 客室空調典型截面氣動聲功率場分布

4 總 結

建立軌道列車客室空調機組離心風機、軸流風機旋轉域，采用運動參考坐標系模型進行仿真計算，通過寬頻噪聲源模型預測氣動噪聲聲功率的分布?；跈C組內部流場數值仿真計算，對客室空調典型截面的速度場、壓力場、氣動聲功率場等進行了深入分析。

仿真研究結果表明：

(1)空調機組冷凝腔兩個軸流風機之間的動—動干擾以及蒸發(fā)腔離心風機與蝸殼之間的動—靜干擾引發(fā)的氣流周期性非穩(wěn)態(tài)湍流特性是空調機組內部流場壓力脈動和氣動噪聲的主要來源，其中冷凝軸流風機的貢獻大于離心送風機。

(2)空調機組冷凝腔和蒸發(fā)腔內離心送風機及軸流風機的合理布局，有利于空調機組內部空間內的氣流均勻分布，有利于氣流均勻擾流冷凝器及蒸發(fā)器，可以保證氣流與蒸發(fā)器和冷凝器充分的熱交換，滿足空調機組的熱量交換要求。

(3)空調機組冷凝腔中冷凝風機葉片與四周導流圈之間的葉頂間隙以及蒸發(fā)腔中離心風機葉輪與蝸殼、蝸舌之間的間隙對風機的風量及氣動噪聲產生重要影響。在空調外形尺寸有余量的情況下，可適當增加兩個軸流冷凝風機之間的距離，減少相互干擾影響。

(4)空調機組冷凝腔出口壓力由于兩個軸流風機出風氣流相關干擾，壓力脈動劇烈，壓力梯度明顯。在軸流風機兩個葉片之間的區(qū)域，存在明顯的壓力從正壓到負壓的過渡。蒸發(fā)腔離心風機由于蝸殼的集流增壓作用，氣流沿蝸殼流動過程中壓力得到提升。

(5)空調機組最主要氣動噪聲源位于風機區(qū)域，其中冷凝腔軸流風機對氣動噪聲的貢獻高于蒸發(fā)腔離心風機。冷凝風機區(qū)域，葉輪與導流圈之間的葉頂間隙區(qū)域以及冷凝出風區(qū)域的聲功率分布相對較高。另外，空調格柵進風區(qū)域為次要氣動噪聲源。