车用射流换气系统的研究

黄建华，张天野

(集美大学轮机工程学院，福建 厦门 361021)

0 引言

大型客车乘员众多，空调新风系统若设计不当，容易导致驾乘人员的健康受损[1]或空调系统能耗增加．大多数汽车厂商为追求气密性好的车厢，大中型客车普遍采用固定式车窗，而且，为了追求内饰的高档化，大量使用装饰材料和粘接剂，这些物质挥发的有害气体[2]，以及驾乘员人体代谢产生的浊气等，都使得车内空气品质恶化．

如何改善车内的空气品质，已成为汽车生产厂家必须面对的课题．现在有的厂商将静电除尘、活性碳吸附、光触媒净化、紫外灯杀菌、臭氧除菌、负离子发生器等空气净化系统安装于空调的出风口和回风口，用于去除车内空气中的有害物质、粉尘、病菌等[2]，但是初投资和维护使用成本较高．采用通风换气手段既能去除车内污浊空气，还能补充驾乘人员所需的氧气，是简便、有效的方法．它有3种方式:1)利用行驶过程中车身表面正负压作用来合理设置换气口，实现自然换气功能[2]，但是，效果不显著，尤其在车速较低时，车身表面的压差不大;2)在客车顶部安装两台电动换气扇(一吹一排)用来改善车厢内的空气品质，这种机械通风形式，需要消耗电能，使用成本不够经济，且难以满足车内人员较多时对新风的需求量[3];3)利用发动机的吸气来抽吸车内的浊气，使车厢内建立负压，通过车顶带滤网的新风口补充车内所需新鲜空气．本文采取第3种方式来对某款客车进行新风系统的研究，以期改善车内空气品质．

1 射流式新风换气系统

目前，大中型客车的发动机一般位于车辆的尾部，可以在发动机空气滤清器前安装一引射装置，如图1所示 (根据某款客车机舱实际设计简化而得)．抽吸管接到车厢内，发动机一旦开始工作，大部分空气经车辆机舱的进气口吸入，同时引射一部分车厢内的空气进入发动机参与燃烧，通过设置在车厢抽气口内的控制阀门可以调节车厢内空气的抽吸量;在车厢的中前顶部开设有防尘、防雨水的新风入口，当车厢内建立起负压，即可通过此口自动补充外界新鲜空气，无须另外的能量消耗，车厢内无须重新布置风道，换气均匀稳定，且进风口具有降噪、隔尘等功能[4]．

图1 引射装置原理图Fig.1 Schematic diagram of ventilate inlet system

2 模型的建立

2.1 物理模型

抽吸管部分根据机舱内结构呈空间交错布置，但都以90°的弯管连接，模型采用四段直管和三段90°弯管在同一中心平面内连接．由于本结构是轴对称的，故只以实物的一半建立模型，分别对三种引射管缩口口径 (98，94，102 mm)，在控制阀门全开和全闭两种状态下进行模拟，以确定最佳的缩口口径．

2.2 基本控制方程

为了突出引射装置内气流的主要流动特性，将其简化为在不同进出口压差下的定常流动．对定常粘性气体流动的质量、动量和能量守恒方程采取雷诺时间平均，得到了气体流动的控制方程组．

质量方程:∂/∂xi(ρVi)=0，其中:V为速度;ρ为 密度．

引入Boussinesq假设后的动量方程:

能量方程:∂/∂xi[Vi(ρE+p)]= ∂[(k+cpμt/σt)∂T/∂xj+Vi(τij)eff]/∂xj．

其中:μeff=μ+μt;μ—动力粘性系数;μt—湍流粘性系数;K—绝热指数;E—总能量;k—导热系数;P—压力;T—温度;cp—定压，比热容;σt—湍流普朗特数，0.85;(τij)eff—偏应力张量，(τij)eff= μeff(∂ Vj/∂ xi+ ∂ Vi/∂ xj)－ (2/3)μeff∂ Viδij/∂ xi．

2.3 湍流模型

标准的k－ε湍流模型计算量适中，对工程上大量的流动问题能给出比较合理的结果，获得了广泛的应用，对本文涉及的常压定常流完全适用，故本文采用标准的模型来模拟湍流效应，其中相关的模型常数取值如下:Cμ=0.09，σk=1.0，σε=1.3，C1ε=1.44，C2ε=1.92．[5]

2.4 边界条件及其他相关参数

机舱进气口和车厢抽气口都设为压力入口边界，往发动机方向的出口设为压力出口边界．壁面边界．壁面上采用无滑移条件，对近壁面网格点采用壁面函数法处理，并设定壁面温度为恒定值．

客车车厢内尺寸:长×宽×高为1049 cm×249 cm×200 cm，核载人数 (41+1+1)人，发动机为直列六缸增压中冷四冲程柴油机，排量7.8 L，标定功率为199 kW，标定转速为2200 r/min，空载转速为700 r/min．

3 计算结果及分析

3.1 引射管缩口口径为98 mm(方案一)

在控制阀门全开、柴油机转速在2197.4 r/min下，引射装置进出口的压降约为1160 Pa，压力分布如图2所示，速度分布如图3所示．在三段弯管处内侧流速高、外侧流速低，对应的内侧静压低、外侧静压高．在引射管缩口左侧外上方，抽吸管来的气体因引射管的部分阻滞而使流速降低、静压升高，速度在引射管出口后方达到最大为42.8 m/s．图4为局部的放大图，从图4可以清晰看到在引射管之后最大速度的上方有空气倒流，这是由于此处位于抽吸管与引射管90°直角转弯的内侧，导致低压涡旋的出现，另外在引射管缩口的径向外侧也出现了部分环流．

图2 缩口98 mm流量控制阀全开的压力场Fig.2 Contours of static pressure(nozzle diameter 98 mm,control valve opened)

图3 缩口98 mm流量控制阀全开的速度场Fig.3 Contours of velocity magnitude(nozzle diameter 98 mm,control valve opened)

图4 缩口98 mm流量控制阀全开的局部速度矢量图Fig.4 Velocity vectors colored by velocity magnitude(nozzle diameter 98 mm,control valve opened)

将此装置在不同柴油机转速下运行时，引射装置的压降、流量等参数汇总于表1(其中抽风流量为此射流装置在柴油机运行时从车厢内的抽气量，总流量为引射管和抽吸管的流量之和，即柴油机运行时的耗气量，抽风比=抽风流量/总流量，下同)．从表1中可见，随柴油机转速从怠速逐渐升高到标定转速，流量增大导致压降的增大，但抽风比基本维持在30%左右．如果以车内CO2浓度标准作为确定新风量的依据，则车内CO2浓度要求为≤0.2%[6]，那么根据室内人体静坐时新风量要求则为8.5m3/(h·人)[7]，而此车的柴油机在标定转速附近运转时，对车厢内的抽气量为368.90 m3/h，当车厢满员即驾乘人员为43人时，人均的新风量达到8.58 m3/(h·人)，完全能满足客车内对CO2浓度的要求，使车厢内有较好的空气品质．此车厢内扣除座椅、行李架等 (约2.2 m3)后的气空间还有50 m3，即使在柴油机刚起动处于怠速的10 min，对车厢的新风换气量也达到8.76 m3，车厢内的有毒物质浓度就能减少近18%．

表1 缩口98 mm流量控制阀全开在不同柴油机转速下的统计Tab.1 The characteristics under different engine speed(nozzle diameter 98 mm)

在控制阀门全关、柴油机转速在2198 r/min下，引射装置进出口压降约为860 Pa(见图5)，速度分布如图6所示，此时速度在最小截面处的缩口达到最大，抽吸管除了靠近引射管的直段受引射气流的扰动外，其余流速基本为零，即在这种情况下不对车厢内的气体产生抽吸．

图5 缩口98 mm流量控制阀全关的压力场Fig.5 Contours of static pressure(nozzle diameter 98 mm,control valve closed)

图6 缩口98 mm流量控制阀全关的速度场Fig.6 Contours of velocity magnitude(nozzle diameter 98mm,control valve closed)

3.2 引射管缩口口径为94 mm(方案二)

模拟此装置在不同柴油机转速下运行时，将计算结果中相关的参数汇总于表2，从中可见，在引射管缩口减小后，控制阀门全开的情况下，抽风流量在相同的压降下相对于方案一增大明显，使得抽风比达到33%．在标定转速附近人均新风量达到9.42 m3/(h·人)，对车内空气满足CO2浓度要求是有富余的，但此装置的压降却增加了近90 Pa，在其他转速下，压降也不同程度的增大，而当控制阀门全关时，压降增大了140 Pa．

3.3 引射管缩口口径为102 mm(方案三)

将引射管缩口口径增大为102 mm，势必加强了方案一中出现的引射管对抽吸管来气的阻滞作用，以及相应的环流效果，故此方案中在增大缩口口径的同时，将引射管长度向回缩短10 mm，在柴油机标定转速运行下，其静压力场和速度场计算结果如图7和图8所示，相关参数汇总于表3．从中可见，在引射管缩口增大后，控制阀门全开的情况下，抽风流量在相同的压降下相对于方案一略有减少，总流量略增大，使得抽风比减小到29%．在标定转速附近人均新风量为8.38 m3/(h·人)，基本达到车内空气对CO2浓度要求，但此装置的压降略降了10 Pa，在其他相同的总流量下，压降也不同程度的减少，而当控制阀门全关时，压降减少了近90 Pa．

表2 缩口94 mm在不同柴油机转速下的统计Tab.2 The characteristics under different engine speed(nozzle diameter 94 mm)

图7 缩口102 mm流量控制阀全开的压力场Fig.7 Contours of static pressure(nozzle diameter 102 mm,control valve opened)

图8 缩口102 mm流量控制阀全开的速度场Fig.8 Contours of velocity magnitude(nozzle diameter 102 mm,control valve opened)

表3 缩口102 mm在不同柴油机转速下的统计Tab.3 The characteristics under different engine speed(nozzle diameter 102 mm)

4 结论

通过对三种缩口口径引射装置的计算比较，可得出如下结论:

1)适当减小引射管的缩口口径，会加大抽吸管的抽吸量，增大了车厢内新风换气量，但增大柴油机进气管的压降;

2)对应某个缩口口径的引射装置，在柴油机某转速下运行时，可以通过改变控制阀门的开度，来改变车厢内新风的换气量，范围在该转速下的最大抽风流量和零抽风流量之间变化，抽风流量愈大，柴油机进气的阻力愈大;

3)在柴油机工作转速范围内，三种缩口口径引射装置给柴油机进气带来的压降基本在25～1250 Pa，参照内燃机空气滤清器性能试验方法，滤清器允许的最大阻力为6000 Pa压降[8]，那么引射装置的最大压降1250 Pa，基本还是可以接受的，但考虑到引射装置缩口口径越小给柴油机带来进气阻力增大越明显，而且缩口口径为102 mm的装置对车厢的抽吸量也基本能满足车内空气CO2的浓度要求，故该车型的引射装置选缩口为102 mm更适合;

4)这种发动机抽吸式换新风法结构简单，且不依附于空调系统，极大地改善了车厢内的空气品质，但在炎热的夏季较大新风量难免带来制冷量的不足，并引起能耗的增大，则可根据车内的污物浓度适当调小控制阀门开度以获得舒适的温度，而在春秋季节此法则能获得较好的效果．

[1]万东，崔永峰．当前我国车内空气污染现状、危害及对策探讨[J]．环境研究与检测，2009，22(2):65-68．

[2]苏亮．客车车内空气品质调节控制技术研究 [J]．客车技术与研究，2010(3):27-29．

[3]顾建明，祝伯福，盛翠萍，等．空调客车的通风及节能 [J]．节能技术，2000，18(4):25-26．

[4]徐春艳，刘光远，彭娇娇．住宅负压新风系统的研究现状及其发展前景 [J]．暖通与设备，2009，37(11):38-41．

[5]王福军．计算流体动力学分析 [M]．北京:清华大学出版社，2004:121-124．

[6]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局，中国国家标准管理委员会．GB/T 17729－2009 长途客车内空气质量要求[S]．北京:中国标准出版社，2010．

[7]金招芬，朱颖心，亢燕铭，等．建筑环境学[M]．北京:中国建筑工业出版社，2001:38-39．

[8]中华人民共和国国家发展和改革委员会．JB/T 9747－2005，内燃机空气滤清器性能试验方法 [S]．北京:机械工业出版社，2005．