出口南非内燃机车动力室冷却CFD计算

崔洪江,张燕,高俊帅

(1.大连交通大学 交通运输工程学院，辽宁 大连 116028； 2.大连机车车辆有限公司，辽宁 大连 116024)

出口南非内燃机车动力室冷却CFD计算

崔洪江1,张燕1,高俊帅2

(1.大连交通大学 交通运输工程学院，辽宁 大连 116028； 2.大连机车车辆有限公司，辽宁 大连 116024)

以出口南非内燃机车动力室通风系统为研究对象，利用计算流体力学软件ANSYS-FLUENT对其湍流性能和散热效果进行仿真分析，计算结果表明不同工况下动力间内平均温度均高于设计要求.对初始方案的速度场和温度场进行具体分析，选择在其出风口位置增加了两个风机的方式进行结构优化.采用ANSYS-FLUENT分析结构改进前后动力室内空气的流动情况，可以看出优化后的结构加快了通风口处的空气流速，显著增强了流体的湍流性能，从而强化了通风系统的换热效果，降低了动力室内部温度.

动力室；通风散热；CFD；湍流性能；优化设计

0 引言

近年来，随着我国工业水平的提高以及政府对机车车辆出口业务的支持,机车的设计、制造质量也飞速进步，我国机车制造公司以高的性价比、最短的交货期以及热忱周到的服务赢得了世界广大铁路用户的青睐[1],内燃机车大量出口到国外.

柴油机工作时所发出的总热量通常只有35%～45%可以转化成有效功，而其余热量有很大一部分是直接排出柴油机体外，这不仅会造成柴油机的损失，还会使机车动力室环境温度过高.尤其是在炎热的夏季,柴油机发电机组运转时发出的热量加上周围过高的环境温度，动力室温度甚至会超过60℃.动力室温度过高不仅会对工作人员的巡视、检修工作带来不利影响,而且会导致动力室内部相关设备故障率增高.通过有效降低动力室环境温度,不仅可以减少冷却风扇的功率消耗,提高电机工作的可靠性,同时,由于动力室环境温度与柴油机进气温度之间存在着一定程度的依存关系,所以动力室环境温度的降低对降低柴油机进气温度也将产生一定的积极影响[2].本文对出口南非内燃机车动力室通风系统进行仿真计算分析，讨论空气流动湍流性能与对流换热之间的关系.通过结构优化增强了流体的湍流性能，使通风系统的换热效果提高，从而达到降低动力室内部温度的目的.

1 CFD计算分析前处理

1.1计算模型与网格划分

动力室位于机车的中部，室内主要设置有柴油机、柴油机进气过滤器、主发电机、励磁机等，其PRO/E模型如图1所示.为了方便计算和减小工作量，CFD计算建模中进行了简化处理，去掉与计算不相关的部分，得到的模型如图2所示.

图1 机车动力室通风系统三维PRO/E模型

图2 机车动力室流场计算模型

ANSYS-FLUENT软件所使用的离散化方法为有限体积法，其区域离散化的实质是用有限个离散点来代替连续空间.其离散化过程为：将计算区域划分为多个互不重叠的子区域，即计算网格，再确定子区域的节点位置及其所代表的控制体积.对所建立的模型进行区域离散化，所生成的网格为四面体网格，节点数量为1 100 122，单元总数为1 070 200.

1.2边界条件及监测点的设置

南非地处非洲大陆最南部，其纬度自南纬22°～35°，经度从东经17°～33°.南非全境大部分处副热带高压带，属热带草原气候.气温比南半球同纬度其它国家相对低，但年均温度仍在零度以上，一般在12～23℃，夏季最高温度可接近40℃,且日照充足，全国全年平均日照时数为7.5～9.5 h.

在柴油机与动力室侧墙之间均匀设置20个温度监测点，距离地板高度分别为600和1 600 mm，如图3所示.

图3 机车动力室温度监测点位置图

2 计算结果与分析

2.1湍流模型

流体在管路中的流动分为层流和湍流两种状态，而工程中常见的流体流动、传热等过程几乎全部都是湍流过程.在计算过程中，通常以雷诺数Re作为区分层流和湍流的标准.当Re≤2 320为层流，Regt;2 320为湍流.雷诺数Re的计算如式(1)所示

其中，v、ρ、μ分别为流体的流速、密度与黏性系数，d为特征长度.

ANSYS-FLUENT提供的湍流模型主要有零方程模型 、标准k—ε模型、 RNGk—ε模型、Realizablek—ε模型等.标准k—ε两方程模型主要是针对高雷诺数和各向同性湍流的计算模型，是在关于湍流动能k的方程的基础上，再引入一个关于湍流动能耗散率ε的方程[5].它具有计算精度高，数据积累较多，计算机配置要求低等特点,在实际工程中应用较为广泛.本文采用的就是此模型.在求解流动及换热问题时，其控制方程组包括质量守恒方程、动量守恒方程、能量守恒方程、k方程和ε方程[5].

(a)质量守恒方程：

(b)动量守恒方程：

(c)能量守恒方程：

式中，u为速度；ρ为流体密度；T为温度；p为压力；t为时间；g为重力；β为体积膨胀系数；f为体积力；为热容；k为导热率；Q为体积热源.

(d)k方程：

(e)ε方程：

2.2模拟计算结果

经过模拟计算得出列车在运行速度为0、20、40、60、80、100 km/h时对应的监测点平均温度分别为75.53、72.96、72.54、72.27、71.93、70.91℃.可以看出，随着运行速度的增加，动力室平均温度呈现下降趋势，但在任一速度下，此方案的监测点平均温度均高于70℃.

图4为不同速度下20个监测点处湍流动能以及湍流耗散率的分布情况.可以看出同一监测点处的湍流动能k和湍流耗散率ε在不同工况下数值变化较小，而由监测点位置不同引起的流动情况变化幅度则较大.局部的湍流动能k最小数值接近0，最大可达9 m2/s2，局部的湍流耗散率ε最小为0.2 m2/s3左右，最大可达115 m2/s3.

(a) 湍流动能

(b) 湍流耗散率

侧墙出风口处的速度矢量图与温度云图如图5所示.动力室车体虽然为对称结构，但由于内部设备并非完全对称，所以侧墙上两出风口处的空气流速存在细微差异，两侧的温度分布也因此而不相同；出风口附近的空气流速明显高于其他位置，温度也高于其他位置，说明动力室内部的高温空气通过侧墙上的两出风口与外界空气进行了热量交换；柴油机是动力室内部的主要热源，柴油机附近温度最高，所以通风口位置设置在柴油机附近最为合理；出风口的设置对动力室的冷却通风产生了一定的效果，但由于柴油机功率较大及环境温度较高，出风口面积较小等原因，这种自然对流的方式并不能满足该动力室的通风散热需求.

(a) 速度矢量图

(b) 温度云图

3 结构优化

3.1模型的建立

由于原方案自然对流的通风方式无法满足该动力室的散热需求，经过多种方案调整优化后，选择在原方案的通风口处增加两台风机以增强动力室与外部空气的热量交换.排风扇的流量由动力室总散热量来确定.根据柴油机功率、太阳辐射热量、环境温度等参数，初步确定排风扇的性能曲线如图6所示.

图6 机车动力室排风扇性能曲线

3.2模拟计算结果

优化后的结构在运行速度为0、20、40、60、80、100 km/h时对应的监测点平均温度分别为62.05、60.46、59.29、55.73、50.06、48.27℃.图7为不同速度下20个监测点处湍流动能k以及湍流耗散率ε的分布情况.由图中结果可以看出，随着运行速度的增加，动力室平均温度呈现下降趋势，而在不同运行速度下监测点平均温度均保持在60℃左右，低于原方案的温度，符合预期效果.由图7可以看出监测点位置的湍流动能和湍流耗散率在不同工况下的变化趋势较为一致，而不同监测点处流动情况变化幅度较大.局部的湍流动k能浮动范围为1～27 m2/s2，局部的湍流耗散率ε最小为2 m2/s3左右，最大可达650 m2/s3.

(a) 湍流动能

(b) 湍流耗散率

3.3与原方案对比分析

图8为优化前后不同运行速度下监测点平均温度折线图.由图中可以看出，在环境温度一定的条件下，随着列车运行速度的增加，两种方案的动力室内监测点的平均温度均呈现下降趋势，且原方案下降的幅度较小，优化方案下降的幅度较大.在不同运行速度下优化方案的监测点平均温度均远远低于原方案，即优化方案的通风散热效果优于原方案.

图8 优化前后监测点平均温度折线图

为了更直观地对比两种方案的湍流性能，分别利用式(7)和式(8)计算优化前后湍流动能k以及湍流耗散率ε的平均值和均方差.平均值揭示流体参数的分布范围，均方差表示流体参数的离散程度[8].

均方差S:

计算结果及数值对比如表1所示.由表中可以看出，优化之后的结构可明显提升动力间内部空气的湍流动能和湍流耗散率.

表1 优化前后不同速度下监测点处参数计算结果

4 结论

(1)CFD计算所得云图和矢量图可以准确快捷地呈现动力室内部热流场的分布规律，通过对动力室内部空气流动特性进行分析，可对出风口进行结构调整，以提高动力室的通风散热性能；

(2)在其他条件一定的情况下，随着机车运行速度的增加，动力室进风口的空气流速会随之增大，动力室温度呈下降的趋势.即在环境温度最高，列车运行速度最低的情况下动力室温度若能满足散热要求，则在其他工况下也必定能满足要求；

(3)由于优化方案在动力室通风口处增加了排风扇，加快了通风口处的空气流速，提升了动力室内部空气的湍流动能和湍流耗散率，增大了动力室与外界的对流换热，从而提高了通风散热能力，所以优化后方案的散热性能比优化前有了很大的提高;

(4)在夏季高温环境中运行时，动力室排气扇必须及时开启.若对动力室通风散热性能有更高的要求，可以尝试更换流量更大的排风扇.

[1]谢青.SDD1A型机车进气系统的设计[J].内燃机车，2008(2):21- 24.

[2]罗会源.K2Ti6O13隔热涂层在降低机车动力室环境温度中的应用[J].内燃机车，2006(9):22- 24.

[3]邱东杰,刘伟.出口伊朗的DF8BI型电传动内燃机车[J].内燃机车，2008(8):8- 11.

[4]杜礼明,杜亮,孙丽萍.HX_D3B型机车机械间热流场数值研究[J].电力机车与城轨车辆,2013(4):51- 54.

[5]田瑞峰，刘平安.传热与流体流动的数值计算[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2015.

[6]宁宝焕．机车散热器的数值模拟与结构优化研究[D]．大连：大连交通大学，2010.

[7]王福军.计算流体动力学分析[M].北京：清华大学出版社，2004.

[8]刘景成，张树有，周智勇.板翅换热器流道结构改进与流体流动性能分析[J].机械工程学报，2014(9):167- 176.

CoolingCFDCalculationofExportingtoSouthAfricaDieselLocomotivePowerRoom

CUI Hongjiang1,ZHANG Yan1,GAO Junshuai2

(1.School of Trafficamp;Transportation Engineering，Dalian Jiaotong University，Dalian 116028，China; 2.Dalian Iocomotive Vehicle Co., Ltd，Dalian 116024，China)

Aiming at the power room ventilation system of an export diesel locomotive,using computational fluid dynamics software ANSYS-FLUENT is used to simulate and calculate its turbulent performance and heat transpiration.The research results show that the average temperature of the power room is higher than the design requirements in different working conditions.The temperature field and the velocity filed are analyzed specifically.Then two fans are added on the location of its outlets to optimize the structure.The fluid flow both in traditional structure and the improved structure are investigated using ANSYS-FLUENT,It is found that the optimized structure accelerates the velocity of the air vents and enhances the turbulent performance of the fluid significantly,which enhances the heat transfer effect and reduces the internal temperature of the power room.

power room；ventilation and cooling；CFD；turbulent performance；optimization design

1673- 9590(2017)06- 0054- 05

2016- 06- 27

崔洪江(1972-),男，副教授,博士，主要从事机车车辆空气动力学方面的研究

E-mailranducui@163.com.

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