0 引言
近年来,我国城市公共交通建设不断加快,同时随着新能源公交车的普及,其带来的电能消耗也随着线路、车辆数的增加在不断增长[1,2]。国际和国内部分城市已经建立交通行业节能减排的标准和法规,对车厢内空气质量也提出了更高的要求[3,4]。SCUNGIO等[5]以高拥挤指数和换气能力不足的空气交换系统为对象,开展了旨在改善室内空气质量的研究,指出客车内部通风系统使用的重要性。PIROUZ等[6]确定了三种车辆的舱室环境边界条件和所选车辆的暖通空调系统,并采用计算流体动力学建模方法,进行通风车辆的加热、通风、空调系统三维数值模拟,发现车辆的通风系统不仅可以改善车舱内的空气质量,还可以用于车辆的能源需求管理。LI等[7]研究了环境条件、车舱内部条件、车辆运行速度、新风量、载客量和阳光照射时间对空调系统制冷量的影响。LUGER等[8]认为采用热轨车辆模型数值计算对于提高车辆空调系统的产品质量和降低能源消耗具有重要意义。张丽等[9]设计的空轨车辆空调系统采用主动式废排方式,通过废排风机工作,将车厢内废气排出,简化了独立废排装置的后期维护工作。
虽然当前我国的公共交通已经采用了多种节能技术,但在节能发展方面仍有很大进步空间。目前大多数涉及能量回收的研究都侧重于对公共交通的制动过程,还未见对新能源公交车的空调通风系统进行能量回收的研究。因此本文依托三维变形管能量回收器设计出新能源公交车新风系统,并对其节能潜力进行分析和研究,为实现新能源公交车低碳运营节能减排创造条件。
1 理论分析
由于新冠疫情防控等原因加大空调通风量,2020年,各城市轨道交通单位人均公里总电能耗0.1 kW∙h,同比增长52.2%[10]。新能源公交车辆通过司机位和末端座位开窗加大空调通风量,大幅提升了空调系统运行功耗。在碳达峰、碳中和与健康防疫大环境背景需求下,急需新的通风方式来降低新能源公交车空调系统能耗。目前新能源公交车通风技术方式分为开窗通风、单向通风和双向流通风三种。
（1）开窗通风。通过车窗供应车内的新风需求,对比新冠疫情前和疫情时的运营数据,广州公交车集团新能源公交车辆由于营运期间采用开窗通风的空气循环方式,空调制冷系统运行能耗大大增加。
（2）单向通风。单向流新风系统由风机将车厢外的新鲜空气送入室内或将车厢内空气排至室外,通过开关实现公交车厢内的新风补充,其优点是设备简单,易于控制和日常维护,一次性投资及日常运行费用成本较低,其缺点是排风没有热回收,增加了冬季供暖的负荷。
（3）双向流通风。新风系统由送风机和排风机两个风机提供动力,将车厢外的新鲜空气经过过滤灭菌杀毒后送入室内,并将车厢内的污浊空气强制排至室外。
开窗通风存在风量不稳定且不可控的问题,导致舒适性差,且带来极大的能耗;单向通风会导致车厢内的冷气（夏季）/暖气（冬季）直接排出车厢外,增加了车辆空调系统的负荷。考虑到以上缺点,本文在车辆双向通风系统中,增加三维变形管高效能量回收器,为新能源车辆低碳运营节能减排创造条件。
Fig. 1 Structural sketch of three-dimensional deformed tube图1 三维变形管结构示意图 |
Fig. 2 Cross section of torque at different positions in pipe row图2 管排中不同位置扭矩横截面图 |
2 新能源公交车新风系统设计
Fig. 3 Internal structure of fresh air system of new energy buses图3 新能源公交车新风系统内部结构图 |
Table 1 Design parameters of fresh air system of new energy buses表1 新能源公交车新风系统设计参数 |
| 项目 | 参数 |
|---|---|
| 额定电压/V | DC 24 |
| 额定功率/W | 48 ~ 160 |
| 产品净重/kg | 55 |
| 额定新风量/(m3/h) | 150 ~ 400 |
| 尺寸参数/mm | 1 880 × 350 × 210 |
Fig. 4 Structure diagram of fresh air system of new energy buses图4 新能源公交车新风系统结构图 |
Fig. 5 Installation drawing of fresh air system of new energy buses图5 新能源公交车新风系统安装图 |
3 能量回收器数值模拟
3.1 物理及数学模型
对设备中的能量回收器进行模拟分析,需要进行模型简化（见表2）,减少网格数量,从而提高计算的准确性。模型将高效能量回收器中的120只三维变形管简化为9只,一共3排,每排3只。由φ10 mm × 0.3 mm的圆管作为基管,通过压扁螺旋扭转形成三维变形管,长轴A = 12 mm,短轴B = 7.77 mm,螺距S = 120 mm。
Table 2 Model simplification of the energy reclaimer表2 能量回收器模型简化 |
| 项目 | 整机 | 模型简化 |
|---|---|---|
| 能量回收器管束/只 | 120 | 9 |
| 新风流量/(m3/h) | 400 | 30 |
| 新风温度/℃ | 35 | 35 |
| 排风流量/(m3/h) | 400 | 30 |
| 排风温度/℃ | 27 | 27 |
| 压降/Pa | 350 ~ 420 | 350 ~ 420 |
| 理论温度交换效率 | 0.7 | 0.7 |
为提高模拟准确性及完成相关数值计算,做出以下假设：①能量回收器的传热过程处于稳态;②相关热物性参数在模拟过程中恒定不变;③流体为不可压缩的理想流体;④热交换界面密封严实,不存在串风及漏风现象;⑤温度交换效率按照国家标准GB/T 21087-2020要求的测试温度（表3）进行核算。
Table 3 Rated performance test conditions表3 额定性能试验工况 |
| 测试项目 | 回风进口温度/℃ | 新风进口温度/℃ | ||
|---|---|---|---|---|
| 干球 | 湿球 | 干球 | 湿球 | |
| 冷量回收工况 | 27.0 | 19.5 | 35.0 | 28.0 |
| 热量回收工况 | 21.0 | 13.0 | 2.0 | 1.0 |
能量回收器中的流体传热和流动过程遵守三大守恒定律,即质量守恒定律、能量守恒定律和动量守恒定律。
质量守恒方程：
$\frac{\partial(\rho \boldsymbol{U})}{\partial t}+\operatorname{div}(\rho \boldsymbol{U})=0$ (1)
动量守恒方程（x、y、z方向）：
$\frac{\partial(\rho u)}{\partial t}+\operatorname{div}(\rho u \boldsymbol{U})=\operatorname{div}(\mu \operatorname{grad} u)-\frac{\partial p}{\partial x}+S_{x}$ (2)
$\frac{\partial(\rho v)}{\partial t}+\operatorname{div}(\rho v \boldsymbol{U})=\operatorname{div}(\mu \operatorname{grad} v)-\frac{\partial p}{\partial y}+S_{y}$ (3)
$\frac{\partial(\rho w)}{\partial t}+\operatorname{div}(\rho w \boldsymbol{U})=\operatorname{div}(\mu \operatorname{grad} w)-\frac{\partial p}{\partial z}+S_{z}$ (4)
式中：p为压力;μ为动力黏度;U为速度矢量;u、v、w分别为x、y、z三个方向的速度;Sx、Sy、Sz代表源项。
能量守恒方程：
$\frac{\partial(\rho T)}{\partial t}+\operatorname{div}(\rho \boldsymbol{U} T)=\operatorname{div}\left(\frac{k}{c_{p}} \operatorname{grad} T\right)+S_{\tau}$ (5)
式中：cp为比热容;T为温度;k为流体的传热系数;${{S}_{\tau }}$为黏性耗散项。
本研究为流体在三维变形管高效能量回收器内的流动换热问题,由于三维变形管特殊的结构外形和安装方式,管外长轴凸点紧挨,在管间形成了类似管状的通道,流体在这样特殊的通道中呈现出类似管内的流动,对于湍流状态的流体流动,应选择适当的湍流模型进行模拟[15]。
根据模拟的流动和传热特性及各种湍流模型的适用性,本湍流模型采用基于扩散系数和湍流动能的标准k-ε模型。
湍动能方程：
$\begin{aligned}\frac{\partial\left(\rho k u_{i}\right)}{\partial x_{i}}= & \frac{\partial}{\partial x_{i}}\left[\left(\mu+\frac{\mu_{t}}{\sigma_{k}}\right) \frac{\partial k}{\partial x_{i}}\right]+ \\& G_{k}+G_{b}+\rho \varepsilon-Y_{M}+S_{k}\end{aligned}$ (6)
湍流耗散率方程：
$\begin{aligned}\frac{\partial\left(\rho \varepsilon u_{i}\right)}{\partial x_{i}}= & \frac{\partial}{\partial x_{i}}\left[\left(\mu+\frac{\mu_{t}}{\sigma_{k}}\right) \frac{\partial \varepsilon}{\partial x_{i}}\right]+ \\& C_{1 \varepsilon} \frac{\varepsilon}{k}\left(G_{k}+C_{3 \varepsilon} G_{b}\right)-C_{2 \varepsilon} \rho \frac{\varepsilon^{2}}{k}+S_{\varepsilon}\end{aligned}$ (7)
式中：Gk、Gb均代表湍动能,不同之处在于Gb是由浮力作用而造成的,而Gk是因平均速度梯度而形成的;YM为总耗散率中由于可压缩湍流脉动膨胀产生的影响部分;C1ɛ、C2ɛ、C3ɛ为常量;Sk和Sɛ分别为湍流能项和湍流耗散源项;k和ɛ分别为k方程和ɛ方程的湍流普朗特数。
3.2 边界条件设置
在夏季制冷标准工况下进行边界条件温度设置,管程进口温度设置为车厢内环境温度27 ℃,壳程进口温度设置为车厢外环境温度35 ℃。管程出口和壳程出口均设置为压力型出口,为环境大气压101.325 kPa。能量回收器除进气口、排气口以外的其他部分密封良好,气体无逸散。能量回收器外壁近似为绝热边界,内部换热管与相邻管程和壳程的排风通道和送风通道之间的传热壁面为流固耦合面。
3.3 网格无关性验证
模型网格处理工作使用ANSYS18.0软件中Fluent模块自带的Mesh功能进行。数值计算结果的精确程度和计算残差的收敛性在一定程度上容易受到模型网格数量的影响,因此要对其进行网格无关性验证。
新风温度交换效率是一个很重要的参数,其表征了换热效果的好坏。故在进行网格无关性验证时,以能量回收器的温度交换效率为研究对象,研究网格数量变化对能量回收器温度交换效率的影响,力求达到条件允许范围内的最佳网格数量,即网格数量的增加不再引起换热器温度交换效率的大幅变化。
温度交换效率计算公式为：
${{\eta }_{\text{wd}}}\text{=}\frac{{{T}_{\text{xj}}}-{{T}_{\text{xc}}}}{{{T}_{\text{xj}}}-{{T}_{\text{pj}}}}$ (8)
式中：${{\eta }_{\text{wd}}}$为温度交换效率;Txj为新风进风干球温度,℃;Txc为新风出风干球温度,℃;Tpj为排风进风干球温度,℃。
对三维变形管能量回收器在30 m3/h体积流量下的温度交换效率分别进行了网格数量为4.96 × 106、5.29 × 106、6.50 × 106、7.05 × 106、7.73 × 106的模拟,网格数量对换热器温度交换效率的影响见图6。随着网格数量的增多,三维变形管能量回收器温度交换效率降低,但其降低趋势逐渐变缓,当网格数量超过6.50 × 106时,温度交换效率变化较小,为了在满足精度的条件下提高效率,将该模型的网格数量确定为6.50 × 106。
Fig. 6 Variation of the temperature exchange efficiency with the number of grids图6 温度交换效率随网格数量的变化 |
3.4 实验验证
为了验证计算模型的准确性,搭建了新风系统测试平台,实验设备由风量测量仪表、温度测量仪表、压力测量仪表和连接管等组成,选取两室法来进行测试,实验系统示意图如图7所示。
Fig. 7 Schematic diagram of the experimental system图7 实验系统示意图 |
在新风系统稳定运行30 min后,采用热电阻温度采集模块连续测试30 min,分别测试新风出口温度Txc、回风入口温度Tpj、新风进口温度Txj,每隔1 min采集1组数据,取平均值进行计算。在夏季标准工况下测量新风系统温度交换效率,排风进口状态点为：湿球温度为19.5 ℃,干球温度为27 ℃;新风进风状态点为：湿球温度为28 ℃,干球温度35 ℃。通过改变回风和新风的体积流量,进而得出其对能量回收器温度交换效率的影响。
4 数据分析
三维变形管能量回收器截面上的速度分布从图8可以看出,z轴从 -0.36 m到 -0.33 m三维变形管长轴围绕椭圆圆心旋转了90°。三维变形管能量回收器的横截面以椭圆凸点的位置呈现迎风面和背风面两种特点,在迎风面的位置,速度相对较高,出现了一定的高速流体分布区,而背风面则是呈现出了明显的流体速度边界层。三维变形管能量回收器的截面内,除了速度边界层内空气速度非常低之外,在其他区域都呈现出了渐变的过程,即速度变化相对缓和。在整个管程横截面范围内三维变形管能量回收器的截面内,速度边界分层较为明显。由此可推断在三维变形管中的空气形成了螺旋流,扰动更加剧烈,因此可以达到较好的能量回收效果。
Fig. 8 Speed distribution characteristics of three-dimensional deformed tube energy recovery device图8 三维变形管能量回收器速度分布特点 |
温度模拟结果（图9）显示,三维变形管能量回收器的边界层在每一根管子周围的分布都呈现出了一种旋涡状。在壳程内,沿着壳程空气流动方向（z轴从 -0.36 m到 -0.24 m）,三维变形管能量回收器的温度从306.84 K降低到302.92 K。在管程内,沿着管程空气流动方向（z轴从 -0.24 m到 -0.36 m）,三维变形管能量回收器的温度从300.98 K升高到303.97 K,空气在三维变形管中呈螺旋流使得温度发布更加均匀。
Fig. 9 Temperature distribution characteristics of three-dimensional deformed tube energy recovery device图9 三维变形管能量回收器温度分布特点 |
采用不同模型对能量回收器的温度交换效率结果进行模拟,并与实验结果进行对比,如图10所示。从图中可以明显看到温度交换效率随着风量的升高而降低,这种现象符合传热规律。此外,模拟结果普遍小于实验值,主要原因有以下两点：一是相比模拟值,实验中新风与回风两股气流在新风系统内部经历了更长的流道,因此模拟温度交换效率低于实验温度交换效率;二是实验中的能量回收器为120只管,而模拟的能量回收器为9只管,在整个制造组装过程中,三维变形管的长轴凸点互相紧挨,而模拟过程中长轴凸点紧挨会导致紧挨处网格过小,对计算机性能要求较高,为了避免这种情况,模拟模型三维变形管的长轴凸点有0.6 mm的间距,因此实验值与模拟值有一定差异。
Fig. 10 Variation of the temperature exchange efficiency of recuperator with air flow under standard working conditions图10 标准工况下能量回收器温度交换效率随风量的变化 |
从图中可以看出,在30 m3/h的风量下实验的温度交换效率达到0.7,可以有效防止车厢内提供新风的同时增加空调负荷。对比分析采用开窗外循环方式进行通风与密闭双向防疫杀菌消毒带高效能量回收器通风时空调冷暖系统的能耗,外循环方式通风量为400 m3/h时,即每小时换气约1.5 ~ 2次的情况下,新风负荷约占空调负荷的40%[17],密闭双向防疫杀菌消毒带高效能量回收器通风可回收新风负荷的60% ~ 70%,考虑到实际情况下外部环境波动,预计降低新能源公交车夏季空调制冷期间能耗的20% ~ 30%。
5 结论
采用三维变形管结构的能量回收器应用于新能源公交车新风系统低碳节能技术研究,并对其进行数值模拟分析,得出以下结论：
（1）三维变形管结构作为能量回收器的换热元件,由于管束之间可形成自支撑结构,提升了整体的抗振动性能,应用于新能源公交运行环境,具有较大的优势和应用前景。
（2）模拟分析了三维变形管能量回收器在热交换过程中的速度场和温度场分布,发现三维变形管能量回收器壳程内空气为螺旋流动,螺旋流动产生的二次流有利于增加流体的径向混合,同时减薄边界层,从而加强流体与管壁之间的热量传递,因此可以显著提高温度交换效率。
（3）以设计的新能源公交车新风系统为例,对其进行数值模拟研究,在标准工况下,温度交换效率可以达到0.6 ~ 0.7,对比目前新能源公交车采用开窗外循环方式进行通风,可降低新能源公交车夏季空调制冷期间能耗的20% ~ 30%。