動車組明線運行速度提高對空調工作的影響

王東屏 王凱 蘇慈 郭昊

摘要：為研究列車運行速度提高對空調工作的影響，采用三維定常不可壓縮k?ε湍流模型，對不同運行速度下4輛編組的某新型動車組明線運行的空氣動力學特性進行仿真，分析在不同運行速度下客室和司機室的

空調冷凝器進、出口表面壓力變化規律，預測冷凝風機通風量隨列車運行速度提高的變化規律。計算結果表明：隨著運行速度的提高，動車組車體表面和冷凝器進出口表面壓力逐漸降低，冷凝器進、出口壓差基本呈降低趨勢，頭車司機室和客室的前通風機通風量逐漸降低，尾車司機室和客室的后通風機壓差為負且絕對值逐漸增大，說明通風機通風量逐漸提高。

關鍵詞：

明線運行; 高速運行; 速度等級; 動車組; 冷凝器

中圖分類號：TP391.99; U270.383

文獻標志碼：B

Influence of speed increase on air conditioning at

open?line operation ofEMU

WANG Dongping1， WANG Kai1， SU Ci2， GUO Hao1

（1.College of Mechanical Engineering， Dalian Jiaotong University， Dalian 116028， Liaoning， China;

2.P&T Research Center， CRRC Tangshan Co.， Ltd.， Tangshan 063035， Hebei， China）

Abstract：

To study the influence of train speed increase on air conditioning working， the aerodynamic characteristics of the open?line operation of a new EMU with four cars at different speeds are simulated using three?dimensional steady incompressible k?ε turbulence model.

The surface pressure change regularity of air conditioning condenser inlet and outlet in passenger compartment and cab under different operating speeds is analyzed， and then the change regularity of condensing fan ventilation along with the increase of train speed is predicted. The calculation results show that： on the increase of EMU operation speed， the pressure on the train body surface and the inlet and outlet surfaces of the condenser decreases gradually; the pressure difference between the inlet and the outlet of the condenser decreases basically also; the ventilation of condensing fan in front of the leading car cab and passenger compartment are reduced gradually; the pressure difference between the rear ventilator of the tail cab and the passenger compartment is negative， and its absolute value increases gradually. It shows that the ventilation of condensing fanis improved gradually.

Key words：

open?line operation; high?speed operation; speed grade; EMU; condenser

0?引?言

空調系統的正常運行對動車組的安全運行和乘客的舒適性有很重要的影響，冷凝器是動車組空調系統的重要組成部分。隨著列車運行速度的提高，列車表面的負壓增加[1]，對冷凝風機的性能影響很大[2]。因此，研究冷凝器通風效果隨速度的變化規律有十分重要的意義。

數值計算是空調機組流場分析和性能研究的重要輔助手段。劉軍樸等[3]對客車內的流場和溫度場進行模擬，并與試驗數據進行對比。于鳳嬌等[4]利用仿真軟件分析空調風道的送風量，進而提高送風均勻性。錢珊珊等[5]對地鐵A型車廂空調系統內部流場進行溫度和速度模擬。劉彥麟[6]對汽車前冷凝器分區進行計算，認為冷凝器表面風速分布規律與車體的運行速度密切相關。張登春等[7]對鐵路空調硬臥車內空氣進行三維流場計算，結果與試驗結果較吻合。肖云華等[8]分析8輛編組動車組在明線運行時車頂空調的表面壓力分布規律。武雙虎等[9]證明空調導流塊有利于車體空調冷凝風機進出風。劉楠等[10]

分析明線動車組外流場，比較3種冷凝器進出口設計方案，證明兩側進風、中間出風的方案較好。王東屏等[11]研究

橫風工況下高速列車的空調表面壓力變化。但是，對在不同速度等級下高速動車組冷凝風機通風量的研究較少，因此本文計算某新型動車組明線運行的外流場，進而分析在不同運行速度下冷凝風機通風量的變化規律。

1?計算模型

1.1?算法原理

采用FLUENT軟件進行工程仿真計算，研究動車組明線運行的空氣動力學特性。動車組明線運行的空氣流動是三維定常不可壓縮流動，因此計算采用的控制方程包括連續性方程、N?S方程和RNG k?ε湍流模型。采用有限體積法中的SIMPLE算法

求解離散方程，對流項采用二階迎風格式離散方程，黏性項采用二階中心差分格式。

1.2?車體建模

列車計算模型取4車編組，分別命名為頭車、中車1、中車2和尾車，兩車之間以風擋連接。某新型動車組車體模型見圖1。每節車廂和頭尾車司機室均設有冷凝器進出風口。

1.3?計算區域設置

為充分考慮氣體繞流對計算區域的影響，計算區域的外邊界曲面到模型的距離應大于模型高度的7～10倍。本次計算選擇的計算區域長、寬和高分別為345.61、65.00和30.05 m;沿車體運行方向，計算區域入口距車頭前80.00 m，出口距車尾后160.00 m，寬度方向距車體中面32.50 m，高度方向距車頂26.00 m，下方軌面高度距車頂4.05 m。

1.4?網格劃分

對幾何模型進行處理，車體近壁層區域進行

網格細化，遠離車體的區域采用較稀疏的網格，以減少計算量和加快收斂速度。列車表面劃分為三角形網格，車體周圍采用四面體網格以適應復雜的曲面結構，遠離車體表面的空間采用網格拉伸的方法減少網格的數量。

計算模型的最終網格數量約為1 388萬個，體網格的最大扭曲度小于0.95，網格質量良好。

2?計算結果分析

在250、300、350和400 km/h的列車運行速度下，

分析4輛編組動車組明線運行的空氣動力學性能，不同位置進、出風口的風量和風速設置見表1。

動車組客室空調冷凝器進、出風口位置示意見圖2a：兩側各3個方形口為進風口，中間2個圓形口為出風口，出風口外側有2個擾流罩。動車組司機室空調冷凝器的進、出風口位置見圖2b：一側為2個方形進風口，另一側為1個圓形出風口，出風口外側有2個擾流罩。

2.1?列車明線運行壓力因數計算結果與試驗結果對比

為驗證計算方法對動車組明線運行計算的可行性，將動車組的明線運行壓力因數計算結果與風洞試驗數據進行對比。列車風洞試驗所選動車組編組為頭車+中車+尾車的3車編組，風速為60 m/s，將其頭車車體表面部分監測點壓力因數與數值計算結果進行對比，見圖3。

風洞試驗的監測點壓力因數與計算結果基本吻合，驗證數值計算方法的可行性。

2.2?300 km/h運行速度下列車空氣動力學流場

冷凝器進、出風口壓差是評價冷凝器風量的重要指標，頭車司機室冷凝器進、出風口壓力分布見圖4。2個進風口均為方形，出風口為圓形。前進風口表面壓力從-883.91 Pa升高到-17.13 Pa，后進風口表面壓力從-489.92 Pa升高到219.27 Pa。冷凝器出風口壓力先升高后降低，壓力變化范圍為-411.12～61.67 Pa。

中車2客室冷凝器進、出風口壓力分布見圖5。兩側方形口為冷凝器進風口，壓力范圍為-691.01～73.64 Pa;中間的圓形出風口壓力逐漸降低，變化范圍為-621.50～143.15 Pa。

4輛車體的空調冷凝器進、出風口表面平均壓力見表2。由此可以看出，動車組空調冷凝器進、出風口表面平均壓力均為負壓，除尾車司機室外的冷凝器進風口的表面平均壓力比出風口低8.94～43.88 Pa外，進、出風口壓差基本為正值，尾車司機室冷凝器進、出風口壓差為-46.42 Pa。

2.3?動車組車體表面壓力對比

車體表面平均壓力與運行速度的關系見圖6。由此可以看出，列車運行時

除頭、尾車的鼻端和冷凝器安裝位置處車體表面壓力明顯變化外，其余車體表面壓力基本一致。在相同運行速度下，頭車和尾車車體表面平均壓力遠低于2輛中車，中車1和中車2車體表面平均壓力較為接近。車體表面壓力隨列車運行速度提高而降低，頭車和尾車表面壓力降低較大：速度每提高50 km/h，頭車和尾車表面平均壓力約降低61.55～98.75 Pa;運行速度從350 km/h提高到400 km/h，頭車表面壓力降低最大，約為98.75 Pa;速度每提高50 km/h，2輛中車表面平均壓力降低較平緩，約為16.51～23.27 Pa。

2.4?司機室空調冷凝器進、出風口壓力對比

在不同運行速度下，尾車司機室空調冷凝器進風口壓力分布見圖7。運行速度從250 km/h提高到400 km/h，進風口表面壓力依次降低：速度為250 km/h時平均壓力為-351.73Pa，速度為300 km/h時平均壓力為-473.10Pa，速度為350 km/h時平均壓力為-615.65Pa，速度為400 km/h時平均壓力為-794.98 Pa。

在不同運行速度下，頭車和尾車司機室空調冷凝器進、出風口平均壓力分布見表3。運行速度從250 km/h提高到350 km/h時，頭車司機室冷凝器的進、出風口壓差逐漸減小，運行速度每提高50 km/h，壓差約

減小10.83～36.20 Pa，變化范圍為-1.9～45.13

Pa;當運行速度為400 km/h時，頭車司機室冷凝器進、出風口壓差為37.83 Pa，由于馬赫數超過0.3，對動車組頭車附近的空氣壓縮性產生一定影響。運行速度從250 km/h提高到400 km/h時，尾車司機室冷凝器的進、出風口壓差逐漸減小，運行速度每提高50 km/h，壓差減小39.39～82.28 Pa，壓差范圍為-168.10～3.34 Pa。

2.5?客室空調冷凝器進、出風口壓力對比分析

中車1空調冷凝器出風口的壓力分布見圖8。中車1出風口壓力沿氣流方向從上游到下游呈先升高后降低的變化趨勢，最大壓力分布在前出風口面兩側，最小壓力在后出風口面末端。運行速度從250 km/h逐漸提高到400 km/h，冷凝器出風口的平均壓力分別為-84.24、-120.21、-178.88和-273.22 Pa，壓力依次降低。

客室空調冷凝器進、出風口壓差與運行速度的關系見圖9。頭車、中車2和尾車客室冷凝器進、出風口壓差隨速度提高逐漸減小，運行速度每提高50 km/h，壓差約減小0.64～17.29 Pa，壓差變化范圍為-4.04～30.31 Pa。由于中車1與頭車客室空調相距較近，其冷凝器周圍空氣流動可能會受到頭車客室冷凝器出風的干擾。中車1客室冷凝器進、出風口壓差隨速度提高而逐漸增大，運行速度每提高50 km/h，壓差約增大-0.87～13.63 Pa，壓差變化范圍為30.24～49.02 Pa。

2.6?列車空調冷凝器通風機進、出風口壓差分析

客室的空調冷凝器通風機總是安裝在車廂中間，即出風口的下方。已知冷凝器進、出風口平均壓力，設定冷凝器的壓力損失為50 Pa，可得到通風機進、出風口的壓差。

在不同運行速度下，列車客室冷凝器通風機進、出風口平均壓力見圖10。在相同運行速度下，客室冷凝器通風機進風口壓力較平穩。運行速度每提高50 km/h，客室同一位置通風機進風口壓力約降低55.24～77.42 Pa。在同一運行速度下，相同客室的后冷凝器通風機比前通風機出風口壓力約低207.43～391.60 Pa，客室后冷凝器通風機的壓力變化范圍為-338.98～-169.97 Pa。司機室冷凝器通風機進、出風口壓力隨速度提高逐漸降低，進風口壓力范圍為-374.19～-891.04 Pa，出口壓力范圍為-297.06～-1 136.91 Pa。

在不同運行速度下，列車客室冷凝器通風機進、出風口壓差對比見圖11。客室前冷凝器通風機壓差為正，且隨速度提高呈逐漸增大的趨勢。當運行速度為250～350 km/h時，客室前冷凝器通風機壓差隨速度提高逐漸增大，運行速度每提高50 km/h，壓差約增大5.81～55.58 Pa，當運行速度為400 km/h時壓差略有減小;客室前冷凝器通風機壓差范圍為183.95～294.81 Pa，客室通風機額定壓差為170.00 Pa;隨著運行速度的提高，客室前冷凝器通風量逐漸降低?？褪液笸L機壓差為負且其絕對值逐漸增大，壓差范圍為-130.27～-23.48 Pa;運行速度每提高50 km/h，壓差絕對值增大18.33～37.67 Pa，通風量隨運行速度提高逐漸升高。

運行速度為250～350 km/h時，頭車司機室冷凝器通風機進、出風口壓差逐漸減小，且運行速度每提升50 km/h，通風機壓差減小10.83～36.20 Pa，壓差范圍為48.10～77.13 Pa;當運行速度為400 km/h時車外空氣進入可壓縮狀態，頭車司機室冷凝器通風機進、出風口壓差為87.82 Pa，司機室通風機的額定壓差為100.00 Pa，頭車司機室冷凝器通風量隨速度提高先降低后升高。尾車司機室冷凝器通風機壓差隨速度提高逐漸減小，運行速度每提高50 km/h，通風機壓差減小39.39～82.28 Pa，壓差范圍為-118.10～53.34 Pa;尾車司機室的壓差為負值且絕對值逐漸增大，說明尾車冷凝器通風量逐漸升高。

3?結?論

對某新型動車組列車在250、300、350和400 km/h速度下明線運行的空氣動力學流場進行計算分析，得到兩側進風、中間出風、有擾流罩的空調冷凝器設計方案的氣動特性如下。

（1）冷凝器進、出風口和車體表面壓力隨列車運行速度提高而降低，頭車和尾車車體表面平均壓力遠小于2輛中車，且速度每提高50 km/h，2輛中車表面平均壓力約降低16.51～23.27 Pa，頭車和尾車表面平均壓力約降低61.55～98.75 Pa，客室冷凝器進風口壓力約降低

-85.08～49.60 Pa，客室冷凝器出風口壓力約降低35.97～97.93 Pa。

（2）隨著速度的提高，客室冷凝器進、出風口壓差呈現減小趨勢，頭車、中車2和尾車客室冷凝器進、出風口壓差隨速度提高逐漸減小，運行速度每提高50 km/h，壓差減小0.64～17.29 Pa，壓差范圍為-4.04～30.31 Pa。由于頭車和中車1客室冷凝器距離較近，導致中車1客室進、出風口壓差增大，范?圍為30.24～49.02 Pa，運行速度每提高50 km/h，壓差增大-0.87～13.63 Pa。

（3）在運行速度為250～350 km/h時，頭車司機室冷凝器通風機進、出風口壓差逐漸減小，運行速度每提高50 km/h，通風機壓差減小10.83～36.20 Pa;當運行速度為400 km/h時車外空氣進入可壓縮狀態，頭車司機室冷凝器通風機進、出風口壓差為87.82 Pa，頭車司機室

冷凝器通風量隨速度提高先降低后升高。尾車司機室冷凝器通風機壓差隨速度提高逐漸減小，壓差為負值且絕對值逐漸增大，說明尾車

冷凝器通風量逐漸升高。

（4）客室前冷凝器通風機進、出風口壓差隨速度提高呈逐漸增大趨勢，客室前冷凝器通風機壓差范圍為183.95～294.81 Pa;隨著速度的提高，客室前冷凝器通風量逐漸降低?？褪液罄淠魍L機進、出風口壓差為負且絕對值逐漸增大，運行速度每提高50 km/h，壓差絕對值增大18.33～37.67 Pa，后冷凝器通風量隨速度提高逐漸升高。

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（編輯?武曉英）