混合動力機車冷卻間CFD分析及結構優化

崔洪江，王路揚

(大連交通大學 機車車輛工程學院，遼寧 大連)*

近幾十年來，國際鐵路運輸發展日新月異，我國鐵路事業也因此得以蓬勃發展，我國在內燃機車方面已擁有雄厚的科技研發力量，形成了具有國際競爭力的產業化基地，標志著我國內燃機車技術已經達到世界先進水平[1].由于自然能源緊缺的問題日益嚴重，對傳統內燃機車提出了節能減排的要求，混合動力機車成為軌道車輛發展的新方向[2].

機車主要的冷卻散熱裝置被布置在冷卻間內，冷卻間的散熱狀況直接影響著機車整體工作性能，是機車關鍵總成之一.通過對機車冷卻間風扇總成的結構優化，分析冷卻間內部空氣流動以及溫度分布，有利于提高整車的安全性，可靠性[3].

1 模型分析

1.1 物理模型

機車冷卻間內部結構較為復雜，主要包括支撐梁、端墻、散熱器、冷卻風扇、冷卻通風機、空氣濾清器及冷卻間內其他設備等.冷卻間三維模型如圖1所示.

圖1 混合動力機車冷卻間三維模型

1.2 計算模型

建立混合動力機車冷卻間CFD計算模型如圖2所示.對模型進行非結構化網格劃分，通過多級化網格以及局部細化等方法使冷卻間計算模型網格疏密合理，光滑貼合[4].最終計算網格單元數約為234萬，網格節點數約為239萬.

圖2 混合動力機車機車冷卻間CFD計算模型

2 參數及監測點設置

2.1 監測點設置

在冷卻風扇上方散熱器水平中間位置共設置25個計算結果監測點，如圖2中散熱器上方所示.根據散熱器尺寸長2 040 mm，寬2 000 mm，監測點在散熱器長邊方向間隔340 mm，短邊方向間隔333 mm，垂直方向位于散熱器中間平面.

2.2 參數設置

該冷卻間CFD計算模型計算域長×寬×高具體為3 883 mm×2 814 mm×2 200 mm，在CFD計算軟件中設置仿真模型對應的參數，加載壓力與流量邊界條件.冷卻風扇加載流量—風壓性能曲線如圖3所示，散熱器加載空氣流速與通風阻力關系曲線如圖4所示.設定流體為空氣，空氣濾清器的風量為2.7 m3/s，通風機的風量為5.3 m3/s，冷卻間內部環境溫度設定為45℃，散熱器散熱量設置為350 kW，采用湍流模型為標準雙方程模型.

圖3 冷卻風扇速度—壓力性能曲線

圖4 散熱器流速—通風阻力關系曲線

3 計算結果分析

3.1 理論分析

在迭代計算過程中，當各個物理變量的殘差值都降到低于1×10-3就認為計算收斂.質量守恒、動量守恒和能量守恒定律是任何流動系統中都必須滿足的基本定律.質量守恒定律的方程形式又可稱為連續性方程，公式如下：

(1)

其中：ρ為密度，t為時間；u、v、w是速度矢量在x、y、z方向的分量.

動量守恒定律實際上是牛頓第二定律，公式如下：

(2)

其中：u為流動速度；p為流動過程中的壓力；s為流動過程中的廣義源項；i、j表示不同流向.

能量守恒定律實際是熱力學第一定律，公式如下：

(3)

其中：Cp為比熱容；T為溫度；k為流體傳熱系數；ST為流體內由于黏性作用機械能轉換為內能的部分[4].

機車冷卻間通風系統結構較為復雜，選用ANSYS-FLUENT提供的湍流模型中的標準κ-ε模型.流體湍動能計算公式如下：

(4)

流體的湍流耗散率計算公式如下：

(5)

其中：k為湍動能；ε為湍流耗散率；ν是流體運動黏性系數；U為平均速度；t為時間；u、v、w是速度矢量在x、y、z方向的分量[5].

3.2 性能分析

圖5為散熱器中間位置的速度、壓力和溫度云圖.經過仿真計算散熱器平均溫度為50.2℃，最高溫度為68.5℃， 散熱器中間位置溫度為66.9℃.根據速度云圖和壓力云圖可知，冷卻風扇所正對的散熱器部分冷卻風速高于其他部分，該處熱量交換現象效果更好.結合溫度云圖可知散熱器在冷卻風扇正面處，冷卻風能有效降低散熱器溫度，但存在明顯的通風死區，熱量集中在散熱器四角，該部分溫度要明顯高于其他位置.

(a) 速度云圖

(b) 壓力云圖

(c) 溫度云圖圖5 散熱器中間位置速度、壓力、溫度云圖

4 結構改進及分析

由于初始方案存在散熱器熱量集中的現象，現希望使散熱器整體溫度均勻，消除由通風死區帶來的局部溫度過高的現象.并且在改善散熱器冷卻效果的同時不對冷卻間內部空氣流動造成影響，提出對散熱器的冷卻由四風扇并聯代替一個風扇總成，四個風扇的總風量與原風量相同.

對比兩種方案計算結果，對所設置的監測點速度、壓力、溫度、湍動能和湍流耗散率對照分析.選用湍動能和湍流耗散率來做評價指標的依據在于湍流動能是衡量湍流發展或衰退的指標，是湍流強度的度量，直接關系到邊界層內動量、熱量和能量的輸送[6].湍流耗散率是指在分子黏性作用下由湍流動能轉化為分子熱運動動能的速率[7].

經過仿真計算散熱器平均溫度為49.7℃，最高溫度為61.6℃，散熱器中間位置溫度為59.3℃，均低于原方案，溫度比較如圖6所示.改進方案速度、壓力和溫度云圖如圖7所示.

圖6 原方案與改進方案溫度計算結果對比

(a) 速度云圖

(b) 壓力云圖

(c) 溫度云圖圖7 改進方案散熱器中間位置云圖

由以上可知，改進方案對散熱器的冷卻效果優于初始方案.對兩個方案的25個監測點速度、壓力、湍動能和湍流耗散率的分布情況整理分析,如圖8所示.

如圖8(a)、8(b)所示，由于風扇的結構形式是中心部分下安放動力裝置電動機，因此結構導致風扇的實際有效通風面積為同心圓形，中心部分有遮擋面無法通風. 初始方案中監測點處于非通風位置的是1、5、13、21、25，這些監測點因不在直接通風面上流動速度相對其他點較低，因流動速度越快相對應的壓力越低，反正亦然，所以這些監測點壓力較高.監測點3、11、15、23處在直接通風面的位置上且不靠近非通風面，因此這些點流動速度較高，壓力較低.其他監測點雖處于通風面上但靠近非通風面因此流動速度和壓力大小都處于以上兩種監測點之間.改進方案中監測點處于非通風面的是3、8、11、12、13、14、15、18、23，這些監測點處流動速度較低壓力較高，其中相對于其他點監測點13遠離通風面因而流動速度最低壓力最高.剩余監測點的位置在通風面處流動速度較高壓力較低，因為這些監測點位置相對對稱且相近因此讀取的流動速度以及壓力數值差異不明顯.

(a) 速度變化圖

(b) 壓力變化圖

(c) 湍動能變化圖

(d) 湍流耗散率變化圖圖8 監測點速度、壓力、湍動能、湍流耗散率變化圖

如圖8(c)、8(d)所示，對比初始方案及改進方案監測點的湍動能和湍流耗散率可知，優化冷卻風扇散熱器總成改為四風扇結構后湍動能和湍流耗散率的總體趨勢明顯要高于初始方案.對散熱器通風情況和散熱情況進行數理分析，運用均值公式和均方差公式比較兩種方案[8].

均值公式：

(5)

均方差公式：

(6)

經過計算初始方案監測點的流動速度的平均值為13.27 m/s，壓力平均值為210.43 Pa，湍動能平均值為8.78 m2/s2，湍流耗散率的平均值為192.11 m2/s3.改進方案監測點的流動速度的平均值為10.37 m/s，壓力平均值為206.68 Pa，湍動能平均值為15.58 m2/s2，湍流耗散率的平均值為416.24 m2/s3.由此可知改進方案后平均流動速度降低為初始方案的0.78，壓力平均值降低為初始方案的0.98，但湍動能及湍流耗散率增加明顯,分別是初始方案的1.77和2.17倍.

經過計算初始方案監測點流動速度的均方差值為1.54，壓力均方差值為32.91，湍動能的均方差值為3.38，湍流耗散率的均方差值為88.97.改進方案后監測點的流動速度的均方差值為1.62，壓力均方差值為28.08，湍動能的均方差為4.31，湍流耗散率的均方差值為120.40.

由于風扇總成結構的改變，使原一個風扇變成4個小風扇，單個小風扇的工作能力不及原風扇的效果，流速降低.但改變結構后在各監測點處流動速度離散情況差別不大的情況下，散熱器通風壓力趨于均勻穩定，整體湍動能和湍流耗散率的離散程度增大，散熱器處于非通風面的部分湍動能和湍流耗散率有了顯著提高，有利于散熱器熱量交換.

5 結論

(1)經過仿真計算，改進結構的冷卻風扇總風量略小于原始方案，這是由于新方案的單個風扇性能低于初始方案，并聯結構使冷卻風扇之間存在相互影響，但其他出口的空氣流量沒有受到明顯影響，改進方案各出風口的風量依舊能滿足設計要求，冷卻間內部空氣流動未受影響；

(2)改進方案冷卻空氣的流動速度和壓力略低于初始方案，但湍動能及湍流耗散率顯著提高，散熱器的冷卻效果更好，緩解了熱量集中帶來的局部溫度過高的問題.

綜上所述，改進結構消除了進氣死區，顯著緩和了進風不均勻的情況.保證冷卻風足量均勻通過散熱器，解決了因溫度集中對設備的影響.改進方案能夠使散熱器工作溫度降低，保證冷卻間設備處在安全溫度下工作，確保機車運行安全可靠.