DOI: 10.11817/j.issn.1672-7207.2017.11.037

高速列车牵引变压器的通风散热性能

刘智超¹，梁习锋¹，权光辉²，钟睦¹，熊小慧¹

(1. 中南大学 交通运输工程学院，轨道交通安全教育部重点实验室，湖南 长沙，410075；

2. 中车青岛四方机车车辆股份有限公司，山东 青岛，266111)

摘要：基于高速列车在运行过程中，封闭设备舱内会产生大量热量，若不及时排除，会损坏设备舱内的关键设备，严重影响列车安全运行，采用实车试验和数值模拟相结合的方法，研究高速列车牵引变压器风道形式对其通风散热性能的影响。研究结果表明：冷却风道出风口平均风速的数值计算结果与试验结果较吻合，两者相对误差仅为2.9%，验证了数值计算结果的可靠性；当牵引变压器风道采用对称机构时，出风口风量与风道进口面积存在1个理论关系式，通过该式可以得到任意进风口面积下牵引变压器出风口风量。

关键词：高速列车；牵引变压器；冷却风道；通风散热

中图分类号：U271.91；U25        文献标志码：A         文章编号：1672-7207(2017)11-3126-06

Ventilation and heat dissipation for high-speed train traction transformer

LIU Zhichao¹, LIANG Xifeng¹, QUAN Guanghui², ZHONG Mu¹, XIONG Xiaohui¹

(1. Key Laboratory of Traffic Safety on Track, Ministry of Education,

School of Traffic & Transportation Engineering, Central South University, Changsha 410075, China;

2. CRRC Qingdao Sifang Co.Ltd., Qingdao 266111, China)

Abstract: Considering that the enclosed equipment cabin will generate a lot of heat when high-speed train runs, which can damage the key equipment in enclosed equipment cabin and seriously affect the safe operation of the train, ventilation and heat dissipation were studied for high-speed train traction transformer duct forms by adopting the combination of vehicle test and numerical simulation method. The results show that the numerical results of average wind velocity accord with the experimental results, with relative error being only 2.9%, which verifies the reliability of the numerical calculation results. There is a theoretical equation about outlet air volume and air duct inlet area when traction transformer duct uses symmetric institutions, and traction transformer outlet air quantity under any air inlet area can be inferred through the equation.

Key words: high-speed train; traction transformer; air duct; ventilation and heat dispersion

随着我国高速列车迅速发展，列车运行速度越来越高，高速列车的安全运行对其设备的性能和可靠性要求越来越高^[1]。对于时速200 km/h及以上速度等级的高速列车来说，其车下必须设计和安装具有导流、防护、检修功能的全封闭车下设备舱，两侧安装设备舱裙板^[2-4]，其中大部分影响列车安全和稳定运行的关键设备(牵引变压器、牵引变流器、牵引电机等大功率设备)均吊挂于列车设备舱内^[5]。高速列车在运行过程中，这些设备会发出大量热量，导致设备工作的环境温度升高^[6]。研究表明：高温是电子设备损坏的主要原因，温度过高，容易导致设备的性能和稳定性降低^[7]，最终导致设备损坏，影响列车的安全运行。我国地域广阔，列车运行环境复杂多变，列车上的设备会经历各种恶劣环境，设备能否按照设计要求完成通风量，都有待于测量分析^[8]。近年来，国内外学者对设备舱的通风散热性能进行了研究。FABBRI^[9]研究了大功率设备的冷却性能。蒋启伟^[10]对某型CRH动车组使用的牵引变流器开关器件HVIGBT的发热情况进行分析，建立了HVIGBT的散热计算模型，对牵引变流器中HVIGBT发热损耗进行了计算。黄先进等^[11]以高速列车系统作为主要研究对象，对整流器和逆变器系统的电气损耗和温升分布进行了研究，并对变流系统中功率器件损耗影响的因素进行了分析。黄少东等^[12]通过仿真得到了高速列车牵引变流器表面温度随不同环境温度的变化规律。JIA等^[13]通过数值模拟研究了设备舱内的温度场特性。刘永欢等^[14]对牵引变压器进行热仿真，得到了牵引变压器实时温度曲线，为高速牵引变压器热容量的选择及列车的动力配置提供了依据。在提高散热性能方面，张亮等^[15]主要通过数值模拟方法研究了裙板位置等对高速列车通风散热性能的影响。梁习锋等^[16]提出采用皮托管流量测量法测量高速列车牵引电机冷却风机流量。LIU等^[17]对高速列车冷却系统通风散热进行了研究并提出了改进意见。孔璞^[8]针对高速列车设备舱通风测试开发了相关试验系统，并在实车试验中得到应用。中南大学轨道交通安全教育重点实验室采用现场测试的方法对CRH2型动车组设备舱内牵引变流器、牵引变压器、辅助电源装置和空调等位置的进、出风口的风量和温度进行了测试，为高速列车设备舱的设计开发提供了数据支撑。实车试验能够获得真实环境下设备的通风散热情况，是分析设备舱通风散热不可忽略的重要研究手段。相对于实车试验，数值仿真具有信息丰富、可预先研究、成本低、见效快、周期短、不受环境限制等特点，并具有较强灵活性，因而得到广泛应用^[18]。本文作者通过实车试验和数值模拟相结合的方法对不同进风口风道形式下牵引变压器的通风散热性能进行研究，以便为进一步改善高速列车设备舱的通风散热性能提供数据支撑。

1  牵引变压器冷却风道的数值模拟方法

为提高牵引变压器的进、出口风量，探索不同进风口风道形式对牵引变压器风量的影响。本文作者对高速列车牵引变压器冷却进风道进行建模和计算，通过对不同进风道结构下的出风口风量进行比较，以保证出风口风量满足设计要求。

1.1  计算模型

牵引变压器冷风风道计算模型如图1所示，包括进风口、迷宫板、进风道、风机、出风道、出风道多孔介质等。

图1  牵引变压器冷却风道CFD模型

Fig. 1  Cooling air duct CFD model of traction transformer

1.2  迷宫板特性、风机特性、出风道特性

高速列车运行环境复杂，地域广阔，外界环境风进入风道时可能夹杂着其他杂质，严重时将导致设备出现故障，进而影响列车的安全运行。为保证风道内部进入干净的环境风，在进风道处设置迷宫板，以过滤环境风中的杂质。由于迷宫板实际结构比较复杂，直接建模的网格数量较多，考虑到计算能力的限制，本文采用多孔介质对迷宫板进行模拟。迷宫板CFD模型如图2所示，迷宫板厚度为65 mm。

图2  迷宫板CFD模型

Fig. 2  CFD model of maze plate

根据此计算模型，计算得到速度为5.35，5.96和7.05时，压降分别为544，670，923 Pa。据此计算结果和多孔介质单位长度上压降计算公式计算得到迷宫板的惯性阻力系数 kg/m⁴，黏性阻力系数 kg/m⁴。其中多孔介质单位长度上的计算公式如下：

            (1)

式中：为压降，Pa；为黏性阻力系数，kg/m⁴；为惯性阻力系数，kg/m⁴；L为长度，m；v为表观速度，m/s。

风机采用轴流式风机，额定转速为1 440 r/min。其风机特性曲线由生产厂家提供实验数据并通过公式拟合得到，如图3所示。其风机的压力-流量特性曲线为

        (2)

式中：P_a为全压，Pa；Q_v为体积流量，m³/s。

图3  风机的压力与流量的关系

Fig. 3  Relationship between pressure of fan and flow

在牵引变压器冷却风道CFD模型的出风道上放置1个长度为100 mm的多孔介质，以获得空气的流动阻力，其阻力系数通过实验获取。由于实验条件的限制，只考虑黏性阻力，认为惯性阻力系数P_i=0。在CFD模型中通过调整出风道的黏性阻力系数P_v，直到出风口的平均风速与试验时牵引变压器出风口平均风速12.9 m/s一致为止，从而得到出风道的黏性阻力系数P_v=680 kg/(m³·s)。

1.3  边界条件

在数值模拟计算中，一般将实际问题划分为有限区域，在区域边界上给定边界条件。本文把风道入口设置为停滞进口(stagnation inlet)；风道出口静压为0 kPa，设置为压力出口边界条件，出口压力p_out=0 kPa；风机采用风扇界面(fan interface)模拟，输入风机的压力－流量特性曲线与转速，输入迷宫板和出风道多孔介质的阻力系数。其他边界均按光滑壁面处理。

2  数值计算结果验证

实车试验能反映实际列车在线路上运行的情况，获得真实环境中列车设备舱内各用风设备的运行情况和温度特性。采用实车试验方法对CFD数值模拟计算结果进行验证，以便为后续采用数值模拟方法优化高速列车牵引变压器进风风道提供依据。

2.1  实车试验流量测点布置

在实际测量中，由于牵引变压器进风口由多个风口组成，进风面积较大，风口形状较复杂，进风口风流向比较紊乱，不利于布置测点，因此，流量测点均选择布置在牵引变压器的出风口。图4所示为牵引变压器出风口位置测点布置示意图。

图4  牵引变压器出风口测点布置示意图

Fig. 4  Diagram of reaction transformer outlet measuring-points arrangement

2.2  CFD模型的验证

实车试验中动车组的牵引变压器进风口与风机口风道为对称结构。试验前，对所有风道的滤网进行清理。在动车库内，动车组处于停车状态下开启所有用电设备时，通过风速管对牵引变压器出风口位置的风速进行测量。

在相同工况下，牵引变压器冷却风道出风口平均风速的实车试验结果为8.27 m/s，数值模拟计算结果为8.51 m/s，两者相对误差仅为2.9%，验证了本文数值计算结果的可靠性。

3  牵引变压器进风口风道形式优化数值结果分析

分别对不同形式牵引变压器进风口风道进行数值模拟计算研究。具体进风口风道参数如表1所示。

表1  不同方案风道结构形式参数

Table 1  Different forms of air duct structure parameters

在原始方案中，进风口与风机口风道采用对称结构，进风口宽度为1 008 mm。方案1在原始方案进风口高度不变的情况下增加了进风口宽度，增加值为308 mm，导致进风口面积增加30.58%。在工程应用中，由于裙板位置的优化，导致牵引变压器出风口横截面在高度方向上降低，无法达到422 mm，因此，方案1不再适用于工程应用。为了在增大牵引变压器进风口面积的同时又符合实际工程生产，在方案1的基础上对牵引变压器的进风道进行改进，将进风口的高度由422 mm降到383 mm，得到优化方案2。同时，为了使此结构具有更强的适应性，应用于不同的车型，在方案2进风口高度不变的情况下，增加不同进风口宽度，分别得到方案3、方案4、方案5。不同方案下牵引变压器风道的结构形式如图5所示。

3.1  原始方案结果分析

为了得到牵引变压器在整个风道的速度分布和压力分布，通过计算得到进风道原始方案的速度和压力分布，如图6所示。

从图6可以看出：新风进入牵引变压器在入口处风速较小，在10 m/s以下，在进风道接近于风扇的位置时，由于牵引变压器内风机运转，在风扇界面处风速迅速增大，达到最大值；在逐渐远离风机的位置处，由于空气阻力存在，风速下降，并在出风道出口位置，风速趋于平稳，接近风道入口速度。通过计算得到原始方案出风口的平均风速为8.51 m/s。

3.2  改进方案结果的综合分析

方案1是在原始方案的基础上增大进风口风道宽度，其进风口面积为0.555 m²；方案2是在方案1的基础上降低进风口高度来适应实际工程需要；方案3、方案4、方案5都是保持方案2的风道进风口风道高度不变，只改变了风道进风口宽度。通过计算得到的方案1~5的风道速度分布如图7所示。

图5  各方案的风道结构形式

Fig. 5  Schemes of air duct structure

图6  进风道原始方案速度分布

Fig. 6  Original wind speed distribution of air inlet duct

对原始方案和改进方案的速度分析图进行比较发现：改进方案和原始方案在风道的速度分布规律基本一致，在风扇界面处速度达到最大，在出风道出口处风速逐渐趋于稳定接近入口风速。除了方案2外，在风道的相同位置处，其他改进方案的速度普遍大于原始方案的速度。对比各个改进方案的速度分布图可以看出：在风道的相同位置处，方案5的速度最大，方案2的速度最小。不同进风道结构下的出风口风速和风量计算结果如表2所示。由表1和表2可知：相对于原始方案，方案1将进风道结构宽度增大到1 316 mm，面积与原始方案的相比增大30.58%，出风口平均风速与原始方案的相比增大18.7%，达10.1 m/s，出风口风量增大了1 530 m^3/h，达到9 710 m³/h；方案2相对于原始方案，由于进风口高度降低，导致进风口面积减少37 m²，出风口平均风速降低7.64%，出风口风量降低7.58%。方案3在方案2的基础上，保持进风口高度不变，增大进风口宽度到1 320 mm，使得进风口面积相对于原始方案增大16%，出风口风速增大8.11%，出风口风量比原始方案增大8.19%。方案4相对于原始方案进风口面积增大19.06%，出风口平均风速增大14.92%，出风口风量增大1 220 m³/h，达到9 400 m³/h；方案5相对于原始方案，其进风口面积增大0.234 m²，出风口平均风速增大19.86%，达10.2 m/s，出风口风量增大19.93%，达9 810 m³/h。

图7  改进方案的速度分布

Fig. 7  Velocity distributions of improvement schemes

表2  不同进风道结构的计算结果

Table 2  Calculation results of different intake’ structures

为了便于工程应用，根据表1和表2得到出风口风量与进风口面积的关系，如图8所示。图8中的公式由多项式函数拟合得到。

图8  出风口风量与进风口面积的关系

Fig. 8  Relationship between outlet of air volume and air inlet area

从图8可以看出：原始方案和方案2的出风口风量较小；对于不同结构的风道，将进风口面积增大到0.50 m²后，出风口风量在8 800 m³/h之上；牵引变压器在风道结构相同的情况下，其出风口风量随着进风口面积的增大而增大。其进风口面积与出风口风量之间存在如下关系式：

        (3)

式中：Q为出风口风量，m³/h；S为出风口面积，m²。

根据获得的出风口风量与进风口面积的关系式得到任意进风口面积下牵引变压器出风口风量。

4  结论

1) 在相同工况下，实车冷却风道出风口平均风速试验结果和数值模拟结果较吻合，相对误差仅为2.9%，验证了数值计算结果的可靠性。

2) 原始方案和改进方案的速度分布规律基本一致，在风扇位置速度达到最大，风道入口和出口位置速度几乎相等。

3) 在风道结构相同情况下，牵引变压器出风口风量随着进风口面积的增加而增大；当进风口面积在 0.5 m²以上时，牵引变压器出风口风量达8 800 m³/h以上。

4) 得到高速列车牵引变压器出风口风量与进风口面积的关系式，通过该式可得到任意进风口面积下牵引变压器出风口风量。

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(编辑  陈灿华)

收稿日期：2016-12-22；修回日期：2017-03-21

基金项目(Foundation item)：国家自然科学基金资助项目(U1334205) (Project(U1334205) supported by the National Natural Science Foundation of China)

通信作者：梁习锋，教授，博士生导师，从事空气动力学、列车行车安全研究；E-mail: gszxlxf@163.com