建立车载变风量空调系统风量预测模型的方法与流程

本发明属于计算机数值模拟
技术领域：
，尤其是针对车载变风量空调，特别是轨道车辆使用的变风量空调进行模拟，进而得到总风量与新风量的定量关系式的方法。
背景技术：
：随着我国交通事业的发展，轨道车辆，包括地铁和铁路客车车内环境舒适性已经成为了一个新兴的研究领域。GB/T12817-91《铁道客车通用技术条件》、EN14750-114750-1《RailwayApplicationsAirConditioningforUrbanandSuburbanRollingStockPartIcomfortparameters》等标准对车厢内的微风速和温度舒适性等参数进行了规定。轨道车辆客室内的舒适性与总送风量、额定制冷量以及新风量等因素有关，为达到舒适性要求，需要根据车内负荷变化而调整总风量和新风量；而传统的轨道车辆空调设计一般只考虑总送风量和额定制冷量，无法满足标准规定的舒适性要求。目前国内外是以车辆内部和送风道的气流组织、以及地铁车站通风系统为研究对象进行仿真和设计。国外对地铁车辆数值仿真的重点是发生火灾时地铁车站的烟气流动和控制、地铁车站通风系统最恶劣工况时的安全通风模式、高速列车车厢内的振动和噪声等问题。如ChoquartClodic等采用CFD软件计算了稳态工况下车辆内部气流流场、压力场的分布及热舒适状况，但是计算模型中未考虑空调系统。国内研究主要集中于地铁车厢和动车组车厢内的气流组织以及送风道的气流组织。周生存等介绍了地铁车辆空调风道设计的特殊性及国内地铁A型车空调的风道设计方法。刘洋等介绍了国内B型车的地铁车辆风道系统，对地铁车辆风道系统出风均匀性设计进行了分析。杨柳通过对风道系统的改进，将风道和车厢合并在一起建立物理模型，进一步进行数值模拟，计算得出风道的优化对车厢内气流组织、人体舒适度的影响。对空调系统内部气流组织的研究，尤其是对轨道车辆上使用的变风量空调的研究为空白。技术实现要素：为了解决现有技术的不足，本发明采用数值模拟的研究方法，以有限体积法为理论基础，以空调机组、风道和车厢作为整体研究对象，建立整车数值计算模型，使用流体计算软件Fluent进行仿真计算并验证计算结果，进而建立风量调节数学模型，获得空调系统内部新风量/回风量与总风量的定量关系，以及新风口与回风口的阀门开度变化对新风量和回风量的影响规律。本发明采用的技术方案是：建立车载变风量空调系统风量预测模型的方法，包括以下步骤：1）确定车载变风量空调系统新风、回风、总送风和风机全压的数学关系；2）确定空调机组关键部件的模型及阻力特性；3）确定变频风机的模型和性能参数；4）建立整车数值计算模型；5）设计并计算工况，进行整车的气流流动仿真计算；6）通过变频风机的实际工作点求解变风量空调运行时的新风量、回风量和总风量；7）利用多元非线性回归分析方法，建立变风量空调系统预测模型。有益效果：本发明对优化轨道车辆上的空调机组设计以及提高车辆舒适性有很大的指导意义：首先，可以利用发明得到的空调机组关键部件阻力特性指导空调设计，对阻力较大的部件进行优化，降低空调机组阻力；其次，可以对不同的空调系统进行简化计算和试验验证，满足车辆舒适性对于回风量和新风量配比的要求。另外，在轨道车辆运行过程中，变风量空调控制系统可根据变风量空调系统风量预测模型，以及室内温度、载客量、季节和新风温度的不同，调节送风机运转速度以及风阀的开度，改变送风系统的送风量以及新风量，进而提高车厢旅客的舒适性以及空调系统的节能性。附图说明图1是车载变风量空调系统的内部气流流动路径物理模型；图2是风机实际工作点确定示意图；图3是风机变风量工作点确定示意图；图4-a为不分单元的蒸发器模型，图4-b为分单元的蒸发器模型；图5为多单元多孔介质模型；图6是蒸发器的物理模型；图7是蒸发器实验值拟合方程；图8是风阀的物理模型；图9-1、9-2是车厢结构示意图；图10是车载变风量空调系统整体物理模型；图11是总风量相对偏差图；图12是新风量相对偏差图；图13是回风量相对偏差图。具体实施方式建立车载变风量空调系统风量预测模型的方法，包括以下步骤：1）确定车载变风量空调系统新风、回风、总送风和风机全压的数学关系；2）确定空调机组关键部件的模型及阻力特性；3）确定变频风机的模型和性能参数；4）建立整车数值计算模型；5）设计并计算工况，进行整车的气流流动仿真计算；6）通过变频风机的实际工作点求解变风量空调运行时的新风量、回风量和总风量；7）利用多元非线性回归分析方法，建立变风量空调系统预测模型。上述空调机组关键部件包括蒸发器、新风口、新风滤网、混合风滤网、新风阀、回风阀，各部件的模型及阻力特性公式如下：蒸发器、新风口、滤网、新风滤网、混合风滤网用多孔介质模型，既采用Fluent软件多孔介质仿真的方法，获得速度与压降关系，确定各阻力单元的阻力系数。阻力特性公式：蒸发器：y=7.3099x2+9.4747x新风口：y=5.43x2+3.071x新风滤网：新风滤网的阻力特性由试验确定：y=0.699x2+1.5733x混合风滤网：混合风滤网的阻力由试验确定：y=5.9811x2+13.349x新风阀、回风阀实体建模，阻力特性公式：新风阀、回风阀：y=0.092x12-11.951x1-4.633x22+56.481x2+254.32式中：x—风速（m/s），x1—风阀角度（°），x2—风速（m/s），y—阻力（Pa）。离心风机使用Fluent风扇模型，三个频率下离心风机的风量与压力关系如下所示：40Hz：y=-0.000007x2+0.015873x+389.23350Hz：y=-0.000009x2+0.016788x+586.38160Hz：y=-0.000011x2-0.003629x+804.036式中：x—风量（m3/h），y—风机全压（Pa）。整车数值计算模型中包括空调、风道、车厢；空调包括蒸发器、新风口、新风滤网、混合风滤网、新风阀、回风阀。在步骤5）中，设计工况时，选取三个变量参数：新风阀角度、回风阀角度、风机频率，风阀角度选取从全开到全闭22.5°一个间隔，在风机工作范围内选取5个风机全压。在步骤7）中，使用SPSS软件的多元非线性回归分析方法分别建立总风量和新风量的回归关系，从而获得相应的回归方程。通过上述步骤得到的变风量空调系统预测模型为：总风量模型：y=0.048x12-3.767x1-0.205x22+27.281x2-2.186x32+263.885x3-3991.739式中：y—总风量（m3/h），x1—新风阀开度（°），x2—回风阀开度（°），x3—风机频率（Hz），40~60Hz。新风量模型：y=-0.052x12+5.643x1+0.14x22-18.927x2-0.22x32+27.151x3+1147.158式中：y—新风量（m3/h），x1—新风阀开度（°），x2—回风阀开度（°），x3—风机频率（Hz），40~60Hz。为了验证模型的准确性，还包括模型验证步骤。下面结合附图对本发明做进一步详细说明。理论基础，确定车载变风量空调系统新风、回风、总送风和风机全压的数学关系：车载变风量空调系统的内部气流流动路径物理模型如图1所示。新风通过新风入口进入空调机组后，与来自车厢顶部的回风充分混合，依次流经蒸发器、离心风机、送风道、风道、车厢后，一部分气流（回风）通过空调机组的回风入口进入机组内部，另一部分通过车顶上部空间的排风口排出。根据上述物理模型，建立定量描述空调气流在整个轨道车辆空调机组及车厢内部流动过程中流量与压力变化的稳态数学模型。基于该模型，可获得新风量、回风量、总风量与风机全压的数学关系。根据质量守恒定理，新风量与回风量之和为总风量；根据恒定总流伯努利方程，风机提供的全压用来克服气流在整个空调系统中（如图1所示）的流动阻力；同时，风机的总流量与全压紧密相关。基于上述理论建立以下方程：流量平衡方程、能量（机械能）平衡方程、风机性能曲线方程。a.流量平衡方程qmf=qmv+qmr。式中，qmf：总风量，qmv：新风量，qmr：回风量。能量平衡方程Pf=ΣΔp。式中，Pf：风机全压，ΣΔp：管路总阻力损失。c.风机性能曲线方程Pf=f(qmf)。风机实际工作点如图2所示，M点是风机的实际工作点，即风机性能曲线（表示风机全压随总流量的变化关系）与管路性能曲线（表示系统阻力随总流量的变化关系）的交点，通过该点可以获得当前工作状态下的总风量和风机全压。图3是风机变风量工作点示意图。a是初始条件的风机性能曲线，A是初始条件的管路性能曲线，这时风机性能曲线a与管路性能曲线A的交点是1点。增加风机的频率，风机性能曲线从a改为b，这时风机性能曲线b与管路性能曲线A的交点是2点；增大阀门的开度，管路性能曲线从A改为B，这时管路性能曲线B与风机性能曲线a的交点是3点。关键部件气流流动仿真：空调机组蒸发腔由离心风机、蒸发器、新风阀、回风阀、滤网等关键部件以及其他一些部件组成，在这些关键部件中离心风机提供动力，蒸发腔及风道和车厢内的空气流动主要靠离心风机的压力决定；当气流流过蒸发器、风阀、滤网等部件时会产生压力损失，压力损失大小与风速以及这些部件的形状尺寸有关；因此，需要研究不同部件的阻力特性以便于了解这些部件在气流流动中所起的作用。本发明中，空调机组关键部件包括蒸发器、新风口、新风滤网、混合风滤网、新风阀、回风阀。针对蒸发器、新风口、新风滤网、混合风滤网，由于对其直接建模的工作量巨大，本实施例采用Fluent软件多孔介质仿真的方法，获得速度与压降关系，确定各阻力单元的阻力系数。下面以蒸发器为例，描述建模过程：实际蒸发器由大量翅片和铜管构成，翅片间距很小，直接建立蒸发器的完整模型难度很大，因此，选取单个翅片建立数值模型，根据气流通过蒸发器的流动规律，使用周期性边界条件，计算蒸发器在不同风速下的阻力。蒸发器翅片密集，对空调内部流动气流的影响主要体现在两方面：（1）“导流”作用。气流通过蒸发器时主要流动方向应是平行于翅片方向；（2）“阻力”作用。气流经过蒸发器的翅片后会有明显的阻力损失。根据蒸发器对气流流动的主要影响，采用多孔介质模型对其内部气流流动进行合理仿真。蒸发器多孔介质模型具体仿真方案如下：（1）图4-a为不分单元的蒸发器模型，图4-b为分单元的蒸发器模型，由图可知，仿真模型图4-b中每个单元保持较小间距，可使气流在每个单元内部的流动方向与单元平行（模拟“导流”作用）；（2）各单元之间的壁面设置“厚度”（考虑翅片总厚度对流速的影响），使仿真模型迎风面积与蒸发器实际迎风面积相同；（3）确定多孔介质阻力特性（模拟“阻力”作用）。需要的关键参数基于变风量风道实验结果获得，具体求解方法见本说明书下面描述。根据上述方案步骤，建立更为接近真实情况的蒸发器气流流动仿真模型，即“多单元多孔介质模型”如图5所示。将“多单元多孔介质”仿真模型应用于蒸发器气流流动仿真，建立物理模型，如图6所示。Fluent仿真计算时，蒸发器物理模型按多孔介质边界条件作简化处理，多孔介质生成的压力梯度与速度（速度平方和）成正比，即：Δp/L=1/2*ρC2v2+μv*1/k其中，1/k：粘性阻力系数，1/m2；C2：惯性阻力系数，1/m；ρ：密度，kg/m3；μ：动力粘度，kg/(ms)；Δp：压降，Pa；L：长度，m；v：速度，m/s。由蒸发器的风道平台实验值求解速度与压降的二次曲线，蒸发器的速度与压降关系及拟合方程如图7所示。将实验值拟合方程得到的二次多项式系数与上述公式的系数对应，解得：k=2.5604×10-7m2C2=101.131/m将获得的阻力系数代入“多单元多孔介质模型”进行仿真计算，仿真值与实验值的偏差见下表。表1仿真值与实验值偏差比较速度(m/s)仿真值压降（Pa）实验值压降（Pa）偏差（%）1.005519.8817.513.621.256927.923.518.731.508337.1432.514.261.675943.9638.015.71.843551.3343.916.93从上表可知，由实验值获得的速度压降关系直接代入“多单元多孔介质模型”会有比较大的偏差，采取将实验值压降乘以校正系数的方法，重新获得速度压降关系再代入蒸发器多孔介质模型，校正后的仿真值与实验值的偏差见下表。表2校正后仿真值与实验值偏差比较速度(m/s)仿真值压降（Pa）实验值压降（Pa）偏差（%）1.005516.8617.5-3.661.256923.6623.50.681.508331.4932.5-3.11.675937.2938.0-1.871.843543.5443.9-0.82由上表可知仿真结果与实验结果最大相对偏差仅为-3.66%，表明建立的仿真模型是合理的。最后确定蒸发器的阻力特性公式：y=7.3099x2+9.4747x，x—风速（m/s），y—阻力（Pa）。新风口、新风滤网、混合风滤网阻力单元采用与蒸发器类似的仿真方法，应用多孔介质边界条件获得每个部件的阻力特性。阻力特性公式：新风口：y=5.43x2+3.071x新风滤网：新风滤网的阻力特性由试验确定：y=0.699x2+1.5733x混合风滤网：混合风滤网的阻力由试验确定：y=5.9811x2+13.349x式中：x—风速（m/s），y—阻力（Pa）。新风阀、回风阀阻力单元采用实体建模的方法进行Fluent仿真计算，由于风阀的实际结构比较复杂，物理建模时将其简化为平面的形状，如图8所示，风阀偏转方向与风道实验时相同。风阀的阻力与风速和阀门角度有关，其阻力特性公式如下：y=0.092x12-11.951x1-4.633x22+56.481x2+254.32式中：x1—风阀角度（°），x2—风速（m/s），y—阻力（Pa）。确定变频风机的模型和性能参数：对离心风机进行性能试验检测，可以获得风机的全压值和流量值，当风机的频率改变时，风机全压值和流量值的相应关系也会改变，即不同频率下有不同的风机性能曲线。三个频率下离心风机的风量与压力关系如下所示：40Hz：y=-0.000007x2+0.015873x+389.23350Hz：y=-0.000009x2+0.016788x+586.38160Hz：y=-0.000011x2-0.003629x+804.036式中：x—风量（m3/h），y—风机全压（Pa）。建立整车数值计算模型：本实施例中，变风量空调机组采用前出下回型机组。车厢内部空间尺寸为：长约32.2m（含司机室），宽约2.4m，高约2.2m；送风主风道总长28252mm（不包括司机室送风软风道长度），主风道总宽1500mm，主风道总高142.6mm。新风通过新风入口进入空调机组后，与来自车厢顶部的回风充分混合，依次流经蒸发器、离心风机、送风道、风道、车厢后，一部分气流（回风）通过空调机组的回风入口进入机组内部，另一部分通过车顶上部空间的排风口排出。车厢结构如图9-1、9-2所示。物理模型：由于车厢内部结构复杂，车内障碍物较多，完全按照实际结构建立物理模型存在很大的困难，同时生成网格时网格数量巨大，对计算机硬件要求较高，并且仿真计算周期很长，所以在建立车厢物理模型时，对车厢结构做出合理简化。车厢、风道和变风量空调机组沿长度、宽度方向对称，仿真中取四分之一为研究对象，分别以坐标轴的X、Y、Z轴作为模型的长、宽、高方向，按照实际尺寸建模，在仿真模拟时采用对称模拟方法，在长度方向和宽度方向设置对称面。车载变风量空调系统整体物理模型如图10所示。网格划分：在划分网格时，根据物理模型结构特点，采用结构和非结构两种类型单元生成网格，且风口网格局部加密，以提高计算精度。车载变风量空调系统整体网格质量（等角倾斜率分布，EquisizeSkew）如下表所示，车载变风量空调系统整车模型依次按长、宽、高方向进行网格划分。表3车载变风量空调系统整体网格质量起始值终值数量百分比（%）00.1215782555.170.10.2110587428.280.20.342518810.870.30.41720274.40.40.5420791.080.50.678450.20.60.71550.00.70.800.00.80.900.00.9100.0总计—3910993100注：等角倾斜率最大值为0.68由上表可知，绝大部分网格单元的网格质量高，99.8%的网格单元网格质量在0.5以下，最大网格质量为0.68。边界条件：车载变风量空调系统整车模型均采用以下计算边界条件及其计算方法：（1）以新风入口为计算入口边界，设为压力入口，与外界大气相连，压力设为0Pa，Fluent参数设置面板中的水力直径计算方法如下：水力直径：Dh=4s/c（m），其中：s为湿截面面积（m2），c为湿周周长（m）。（2）以废排出口为计算出口边界，设为压力出口，与外界大气相连，压力设为0Pa。（3）空调机组、风道、排风末端有内部风机，Fluent参数设置面板中设为fan边界条件，需要设置风机压头值。仿真模型中采用的边界条件如下表所示。表4仿真模型边界条件编号边界类型水利直径(m)湍流强度（%）表压力（Pa）InletPressure-inlet0.3550Outlet1Pressure-outlet0.0350Outlet2Pressure-outlet0.0350Outlet3Pressure-outlet0.0350Outlet4Pressure-outlet0.0350Outlet5Pressure-outlet0.0350Outlet6Pressure-outlet0.0350Outlet7Pressure-outlet0.0350Outlet8Pressure-outlet0.0350Outlet9Pressure-outlet0.0350Outlet10Pressure-outlet0.0350Outlet11Pressure-outlet0.0350Outlet12Pressure-outlet0.0350Outlet13Pressure-outlet0.0350Outlet14Pressure-outlet0.0350Outlet15Pressure-outlet0.0350Outlet16Pressure-outlet0.0350Outlet17Pressure-outlet0.0350Outlet18Pressure-outlet0.0350Outlet19Pressure-outlet0.0350Outlet20Pressure-outlet0.0350Outlet21Pressure-outlet0.0350Outlet22Pressure-outlet0.0350Outlet23Pressure-outlet0.0350Outlet24Pressure-outlet0.0350Outlet25Pressure-outlet0.0350Outlet26Pressure-outlet0.0350Outlet27Pressure-outlet0.0350Outlet28Pressure-outlet0.0350Outlet29Pressure-outlet0.0350Outlet30Pressure-outlet0.0350仿真计算：将物理问题描述为数学问题的过程中，首先进行简化假设，进而建立相关物理变量的微分方程，最后在相应的定解条件下求解微分方程。以下是建立车载变风量空调系统数学模型而作的相关简化：（1）空调内部气流流动为充分发展的三维稳态湍流流动；（2）忽略重力影响；（3）可将各个壁面视为绝热，计算时不考虑空调气流与外界的换热。算法选择及其设置：本实施例采用SIMPLEC算法，求解压力与速度耦合方程。仿真结果：车载变风量空调系统整车模型建立后，开始仿真计算。当新风阀与回风阀开启角度改变时，整个城轨车辆空调系统的新风量与回风量会相应改变，当风机全压改变时，整个城轨车辆空调系统的总风量也会相应改变，因此需要确定新风阀、回风阀开启角度及风机全压。设计并计算工况，进行整车的气流流动仿真计算：考虑到计算工况数，计算时把风阀角度从全开到全闭平均分为4个间隔，即22.5°一个间隔；同时，在风机性能曲线上在风机工作范围内选取5个风机全压，以上三个参数进行排列组合，共计4*4*5=80组工况，如下表所示。本实施例中，当计算到50组工况时，拟合的多元非线性回归关系已经非常明显，R2=0.997，因此剩余的30组工况未计算，共计算了50组工况。表5新回风阀角度及风机全压新风阀角度（°）22.54567.590—回风阀角度（°）22.54567.590—风机全压（Pa）304372497541576通过变频风机的实际工作点求解变风量空调运行时的新风量、回风量和总风量：1、对车载变风量空调系统整车模型进行迭代计算，将新风阀、回风阀调节至每一种设计角度，风机全压调整到每一种设计值时，就会得到一组仿真结果。2、确定总风量：（1）管路性能曲线方程:∆p=a1qmf2+b1qmf，∆p：管路总阻力损失，qmf：总风量。在车载变风量空调系统中，风机提供的全压用来克服气流在整个空调系统中的流动阻力，如果整个系统没有气流，即总流量为零，管路总阻力损失也为零，因此管路性能曲线应通过坐标原点。对车载变风量空调系统整车模型进行迭代计算，可以获得新风阀与回风阀在设计角度时的一组全压值和流量值，采用拟合的方法确定管路性能曲线方程，从而得到式中参数a1、b1的数值。（2）风机性能曲线方程：∆p=a2qmf2+b2qmf+c1对离心风机进行性能试验检测，可以获得不同频率下风机的全压值和流量值，同样能采用拟合的方法确定风机性能曲线方程，从而得到式a2、b2、c1的数值。风机性能曲线具体参数由设备方提供。三个频率下离心风机的风量与压力关系如下所示：40Hz：y=-0.000007x2+0.015873x+389.23350Hz：y=-0.000009x2+0.016788x+586.38160Hz：y=-0.000011x2-0.003629x+804.036式中：x—风量（m3/h），y—风机全压（Pa）。基于上述方程（管路性能曲线方程、风机性能曲线方程），风机性能曲线与管路性能曲线的交点是风机实际工作点，从该点可知车载变风量空调系统整车模型的总风量和风机压头。求解得：qmf={(b2-b1)±sqrt[(a1-a2)2-4(a1-a2)(-c1)]}/[2(a1-a2)]∆p=a1qmf2+b1qmf3、确定新风量与回风量新风量与回风量可以通过新回风比（回风量/新风量）确定，而新回风比会根据总风量、新风阀开度和回风阀开度的变化而变化，函数关系表示为：新回风比=f（总风量、新风阀开度、回风阀开度）。因此在车载变风量空调系统整车模型中，当新风阀和回风阀开度确定时，新回风比只是总风量的单值函数，通过建立这两者的回归关系，从而得到新风量和回风量。n=f(qmf，新风阀开度，回风阀开度)qmf=qmv+qmrn=qmr/qmvqmf：总风量，qmv：新风量，qmr：回风量，n：新回风比。求解得：qmv=qmf/(1+n)，qmr=qmf-qmv。通过上述过程计算的结果如下表：表6变风量运行实际工作点车载变风量空调系统整车模型的全部计算工况的变风量工作点确定后，对所有计算结果进行仿真验证。验证方法为在Fluent整车仿真模型中，将每种计算工况调整到对应的计算风机压头值，比较总风量、新风量和回风量的相对偏差。部分计算结果与仿真结果偏差比较如下表（风机工作在40Hz下）：表740Hz仿真结果与计算结果比较由上表可知所有结果的相对偏差都在2%以下，说明变风量数学求解的计算值与Fluent迭代计算的仿真值的吻合程度较好。利用多元非线性回归分析方法，建立变风量空调系统预测模型：将整车模型变风量工作点的总风量、新风量和回风量进行数学求解后，为了得到更加通用的模型，需要建立各变量间的函数关系，即总风量=f（新风阀开度、回风阀开度、风机频率），新风量=f（新风阀开度、回风阀开度、风机频率），回风量为总风量与新风量之差。这样在已知任何新风阀开度、回风阀开度和风机频率时，通过函数求解能够获得对应的总风量、新风量和回风量。本发明利用SPSS软件的多元非线性回归分析方法分别建立总风量和新风量的回归关系，从而获得相应的回归方程。总风量模型如下所示：y=0.048x12-3.767x1-0.205x22+27.281x2-2.186x32+263.885x3-3991.739。式中：y—总风量（m3/h），x1—新风阀开度（°），x2—回风阀开度（°），x3—风机频率（Hz），40~60Hz。下表为总风量回归模型的假设检验，从表中可知R2为0.997，能较好地解释总风量与新风阀开度、回风阀开度及风机频率间的多元非线性回归关系。表8总风量回归模型的假设检验a.R2=1-（残差平方和）/（已更正的平方和）=.997。新风量模型如下所示：y=-0.052x12+5.643x1+0.14x22-18.927x2-0.22x32+27.151x3+1147.158。式中：y—总风量（m3/h），x1—新风阀开度（°），x2—回风阀开度（°），x3—风机频率（Hz），40~60Hz。下表为新风量回归模型的假设检验，从表中可知R2为0.958，能较好地解释新风量与新风阀开度、回风阀开度及风机频率间的多元非线性回归关系。表9新风量回归模型的假设检验a.R2=1-（残差平方和）/（已更正的平方和）=.998。模型验证：车载变风量空调系统整车模型的预测模型确定后，可以求解所有计算工况的总风量、新风量和回风量。预测模型结果与变风量计算结果偏差比较见下面三个表。表1040Hz预测结果与计算结果比较表1150Hz预测结果与计算结果比较表1260Hz预测结果与计算结果比较由上表可知总风量、新风量及回风量的相对偏差都在10%以下，说明利用SPSS软件建立的总风量多元非线性回归方程、新风量多元非线性回归方程是可以接受的，能够利用此预测模型求解变风量风机的实际工作点。实验验证：首先将新风阀、回风阀调整到90度，风机50Hz，送风口加孔板、回风口加胶带模拟风道和车厢阻力，调整孔板和胶带尺寸使试验的总风量值达到该工况的计算值。然后调整新风阀和回风阀角度及风机频率，分别记录各个工况下的新风量和回风量，并与Fluent计算值比较。由实验结果（如图11、12、13所示）可知，总风量偏差都在10%以内，回风量偏差都在20%以内。新风量有少量点大于20%偏差，主要位于新风阀22.5°的工况，分析原因如下：1、试验时没有废排装置，仅依靠在回风口粘贴胶带施加阻力的方法，不能保证新风阀小角度时的进风；2、建立模型时对风阀结构进行了一些简化，导致与试验结果存在差异。当前第1页1 2 3