復雜服役環境下軌道車輛風源裝置性能研究

孔德帥，蔡田，宮明興，孫正軍，張建海

（1 中國鐵道科學研究院集團有限公司 機車車輛研究所，北京 100081；2 北京縱橫機電科技有限公司，北京 100094）

中國地域遼闊，地勢地形復雜多樣，各地區氣候差異顯著。在中國龐大的軌道交通網絡中車輛的運行環境多變，因此對車輛設備的環境適應性研究具有重要意義。

目前關于風源裝置的研究多集中在設計方法以及部件參數選型對供風能力的影響上，關于環境對風源裝置性能影響的研究很少，如劉豫湘等［1］介紹了壓縮機排量和主風缸容積的設計方法，通過試驗研究了壓縮機排量和風缸容積對車輛充氣緩解的影響；冷波等［2］通過動車組耗風量計算給出了風源裝置部件技術參數確定方法；劉治國等［3］結合貨運列車的耗風量要求，分析了風源系統的供風能力，給出了壓縮機排量的選型方案；鄧李平等［4］基于運行數據研究了車輛風源裝置啟停模式和總風缸容積對風源裝置供風能力與耗風需求匹配性的影響；張長東等［5］基于正交試驗研究了主風缸容積、壓縮機開啟壓強、壓縮機排氣量對風源裝置供風能力的影響。段明民［6］基于高海拔低壓環境對空氣壓縮機排氣量的影響分析提出了對高原車輛空氣壓縮機容積流量的要求，但只分析了壓縮機的排氣量計算，沒有考慮環境對油冷卻器和空氣冷卻器的影響。另外，上述研究幾乎都缺乏系統的風源裝置理論模型，難以對復雜環境下風源裝置的性能進行理論分析。

風源裝置的零部件較多，整個系統較為復雜，文中將對系統進行適當簡化，僅考慮受環境因素影響較大的關鍵部件壓縮機組及冷卻器，通過建立系統模型進而從理論上研究不同環境條件對風源裝置性能的影響。其中，風源裝置中的空氣壓縮機可以是螺桿壓縮機，也可以是往復式活塞壓縮機，文中研究對象是針對采用噴油螺桿壓縮機的風源裝置。

1 模型假設

在建立風源裝置的數學模型前，需對以下合理假設和分析進行說明：

（1）流經風源裝置的空氣為理想氣體。

（2）空氣流經空氣過濾器、油氣分離器和空氣冷卻器時因流阻而產生壓力損失，壓力有所下降，但根據實測數據，當壓縮機進氣壓力為101 kPa、排氣壓力為1 000 kPa時，上述3 個部件的壓降分別為1.5、14、3 kPa 左右，因此空氣流經這3 個部件的流阻對整個風源裝置的影響可以忽略。

（3）假設噴油螺桿壓縮機中的空氣和噴油之間、空氣冷卻器中的壓縮空氣和冷卻風之間、油冷卻器中的油和冷卻風之間均為充分換熱，而且噴油螺桿壓縮機出口處油氣混合物中的空氣和油的溫度一致。

（4）由于空氣中含有水蒸氣，濕空氣在流經風源裝置的過程中，壓力和溫度均會發生變化，尤其是經過壓縮機和空氣冷卻器時可能有水析出，因此有必要在壓縮機排氣口、空氣冷卻器排氣口處對空氣的含水量及析出水量進行計算。

2 部件建模

2.1 壓縮機數學模型

對于螺桿壓縮機，理論容積流量為單位時間內轉子轉過的齒間容積之和，取決于壓縮機的幾何尺寸和轉速［7］。實際上，由于受型線種類、壓差、轉速、氣體性質等眾多因素的影響，在空氣壓縮過程中會發生氣體的泄漏，壓縮機的實際容積流量要小于理論容積流量。軌道車輛用風源裝置一般要求壓縮機將空氣從環境壓力增壓至1 000 kPa，考慮環境壓力的變化范圍（約為60～101 kPa），壓縮機前后壓差為900～940 kPa，波動范圍相對較小，可認為其運行時容積流量Vci等于其額定流量。

理想狀況下，氣體的壓縮過程為等熵絕熱過程，則壓縮機理論絕熱功率Pad為式（1）：

式中：pci為壓縮機進口壓力；pco為壓縮機出口壓力；k為等熵指數。壓縮機實際軸功率Pc要大于理論絕熱功率Pad，后者與前者的比值稱為絕熱效率ηad，這里取0.75，則螺桿壓縮機的軸功率為式（2）：

噴油螺桿壓縮機的排氣溫度由壓縮機功耗、被壓縮氣體的比熱容，以及噴入的油量和油溫共同決定。由于在氣體被壓縮過程中，氣體和油進行了充分換熱，并在排氣口處具有相同溫度，根據能量守恒定律可得壓縮機的熱平衡為式（3）：

式中：mci為壓縮機實際質量流量；Tci為壓縮機進口溫度；Tco為壓縮機排氣溫度；moil為噴油量；Toil為噴油溫度；cp為空氣比定壓熱容；cpoil為油的比定壓熱容，由熱平衡式（3）可計算壓縮機的排氣溫度為式（4）：

式（1）～式（4）可計算出空氣流經壓縮機之后的氣體狀態。壓縮機排出的氣體將繼續進入空氣冷卻器進行冷卻。

2.2 空氣冷卻器數學模型

風源裝置中的空氣冷卻器靠風機供應冷卻風流經冷卻器使得冷卻器內的壓縮空氣降溫。在流經冷卻器前，冷卻風的溫度為環境溫度Te，壓縮空氣的溫度為壓縮機排氣溫度Tco。參考文獻［8］，空氣冷卻器排氣溫度可通過下述計算獲得。假設空氣冷卻器出口處壓縮空氣溫度為T′aco，則空氣冷卻器相應的熱負荷為式（5）：

式中：maci為空氣冷卻器的氣體質量流量。熱平衡方程為式（6）：

式中：macw為流經空氣冷卻器的冷卻風量；Tacw為冷卻風經過空氣冷卻器后的溫度。由熱平衡方程可解得Tacw為式（7）：

記換熱介質的平均溫差為式（8）：

換熱介質的特性溫差為式（9）：

式中：αac為空氣冷卻器的流型當量系數，則換熱介質的最大溫差近似為式（10）：

而換熱介質的最小溫差近似為式（11）：

根據換熱介質的最大和最小溫差可求得換熱量為式（12）：

式中：λac、Aac分別為空氣冷卻器的換熱系數和換熱面積。

比較Q′ac和Qac，若誤差超過1‰，則令空氣冷卻器的出口溫度為式（13）：

2.3 油冷卻器數學模型

上述壓縮機排氣中的高溫油將經過油冷卻器進行冷卻之后再噴入壓縮機中，油冷卻器的冷卻效果決定了噴油溫度是否能控制在合理范圍內。油冷卻器依靠與外部氣流進行換熱從而為油降溫，因此其計算方法與空氣冷卻器類似，當經過油冷卻器的冷卻風量為mocw，Toci為油冷卻器的進口油溫，moco為油冷卻器的油質量流量時，整個換熱計算過程如下：

由熱平衡方程式（15）：

解冷卻風經油冷卻器之后的出風溫度為式（16）：

記換熱介質的平均溫差為式（17）：

換熱介質的特性溫差為式（18）：

式中：αoc為油冷卻器的流型當量系數。則換熱介質的最大溫差近似為式（19）：

而換熱介質的最小溫差近似為式（20）：

根據換熱介質的最大和最小溫差可求得換熱量為式（21）：

式中：λoc為油冷卻器的換熱系數；Aoc為油冷卻器的換熱面積。

比較Q′oc和Qoc，若誤差超過1‰，則令油冷卻器的出口溫度為式（22）：

3 空氣析水量計算

含有水蒸氣的空氣稱為濕空氣，一般用相對濕度或含水量表示空氣中含有水蒸氣的程度。其等價于空氣中水蒸氣分壓pV與相同溫度壓力下飽和空氣水蒸氣分壓psat的比值，即式（23）：

當空氣壓力≤2 MPa時，psat主要取決于溫度，目前應用較為廣泛的經驗公式為紀利公式［9］，即式（24）：

空氣含水量指的是每1 kg 干空氣中所含水蒸氣的質量。由理想氣體狀態方程可推導出濕空氣含水量d（g/kg）和相對濕度φ的關系為式（25）：

式中：p為濕空氣的絕對壓力。

在計算不同壓力p、溫度T下的濕空氣密度時，可分別將干空氣和水蒸氣視為理想氣體，利用理想氣體狀態方程分別計算干空氣和水蒸氣的密度ρa、ρv，最后求和即可得到濕空氣的密度ρ，為式（26）～式（28）：

式中：Ra、Rv分別為干空氣和水蒸氣的氣體常數，由理想氣體狀態方程可計算出Ra=286.9 J/（kg?K），Rv=461.6 J/（kg?K）。

當體積流量為Vci、相對濕度為φci的空氣經過壓縮機壓縮后，壓力、溫度分別由pci、Tci變為pco、Tco。則入口處空氣含水量dci為式（29）：

式中：pcisat為入口處飽和濕空氣水蒸氣分壓。入口處空氣中水蒸氣分壓pciv為式（30）：

入口處濕空氣密度ρci為式（31）：

因此，入口處濕空氣的質量流量為式（32）：

入口處水蒸氣質量流量mciv為式（33）：

入口處干空氣質量流量mcia為式（34）：

由于整個流動過程中，濕空氣中的干空氣質量恒定，故壓縮機出口處的干空氣質量流量為式（35）：

當出口氣溫為Tco時，飽和濕空氣的水蒸氣分壓pcosat為式（36）：

計算壓縮機出口處空氣的含水量，首先需要判斷空氣中是否有水析出，假設出口空氣為飽和濕空氣，其水蒸氣質量流量應為式（37）：

如果mciv<，說明在沒有水析出的情況下出口處的濕空氣仍未飽和，故為式（38）：

如果mciv≥，說明出口處的濕空氣已達到飽和，且有水析出，析出水后空氣中所含水蒸氣的質量流量為式（39）：

壓縮機出口處濕空氣的質量流量為式（40）：

壓縮機出口處析出水量為式（41）：

類似的，利用以上方法也可以計算空氣冷卻器出口的析水量及空氣流量。得出空氣流經整個氣路時含水量的變化。

4 系統模型

由于氣流依次經過壓縮機和空氣冷卻器，油則是在噴入壓縮機后經過油冷卻器冷卻再噴入壓縮機形成油路的循環，其中油冷卻器入口油溫即為壓縮機排氣溫度，油冷卻器出口油溫即為噴油溫度，當噴油溫度發生變化時，壓縮機排氣溫度也會隨之變化，因此風源裝置中整個油路的熱交換過程應包含壓縮機中的升溫和油冷卻器中的冷卻，且兩者互相之間會有影響，在計算時，應該對壓縮機中油氣混合換熱與油冷卻器中油的冷卻進行耦合計算，整個風源裝置的計算模型如圖1所示。

圖1 風源裝置計算模型

5 結果分析

以某風源裝置為例，已知其壓縮機額定容積流量為0.9 m3/min，空氣冷卻器冷卻風體積流量為6 m3/min，油冷卻器冷卻風體積流量為12 m3/min，其他參數由試驗數據測得：壓縮機絕熱效率ηad為0.75，空氣冷卻器的流型當量系數αac為0.5，空氣冷卻器的換熱系數和換熱面積分別為λac=5.5 kJ/（m2?K）、Aac=0.005 m2，油冷卻器的油質量流量moco=13.43 kg/min，油冷卻器的流型當量系數αoc=0.5，油冷卻器的換熱系數和換熱面積分別為λoc=21.3 kJ/（m2?K）、Aoc=0.01 m2。

為驗證理論模型的準確性，分別在4 種環境工況下測得風源裝置工作時的壓縮機出口溫度、氣體冷卻器出口溫度和排氣量，將測試數據與模型計算結果進行對比。試驗系統由原風源裝置改造建成，如圖2 所示，分別在壓縮機出口和氣體冷卻器出口安裝溫度傳感器，在風源裝置排氣口處安裝流量傳感器和壓力傳感器，同時為了調節進氣壓力，在風源系統進氣口增加進氣緩沖罐，罐前裝有節流閥。另外，為了穩定排氣壓力，在風源裝置排氣口增加排氣緩沖罐，罐后裝有節流閥，調節節流閥可將排氣壓力穩定在1 000 kPa。整個風源裝置被放在環境艙中，由環境艙調節裝置運行時的環境溫度，通過調節進氣緩沖罐前的節流閥控制進氣壓力，而環境相對濕度由于較難控制，在試驗中不做調節。試驗分別對幾個典型工況下的風源裝置性能進行了測試，主要是常見工況（100 kPa，30 ℃）、極端低溫工況（100 kPa，-25 ℃）、低壓高溫工況（80 kPa，50 ℃）和低壓低溫工況（60 kPa，-15 ℃），因節流閥和環境艙本身的調節誤差，將以實測數據為準。測試數據與模型計算結果對比數據見表1（由于風源裝置工作時會進行周期性的排水，氣體冷卻器出口的析出水一部分會直接排出，還有一部分會被氣流攜至后段管路系統，由氣水分離裝置和干燥器吸收排出，因此很難準確測出氣體冷卻器出口的析出水量，故這里不對析出水量進行對比）。其中模型計算所得壓縮機出口溫度、氣體冷卻器出口溫度以及排氣量與實測數據的誤差分別在5.2 ℃、3.7 ℃和0.07 m3/min 以內，模型的準確度可以滿足工程問題的分析要求。

表1 風源裝置模型計算與試驗結果對比

圖2 風源裝置試驗系統及試驗用環境艙

5.1 環境大氣壓力和溫度對風源裝置性能影響

根據我國各地年平均氣壓數據，當車輛運行至不同地區時，可能經歷氣壓由60 kPa 至101 kPa間的變化，因此把環境氣壓影響分析的區間定為［60 kPa，101 kPa］，同時考慮我國部分地區年溫差較大，冬季可低至-40 ℃，而夏季可接近50 ℃，因此令環境溫度在-40～50 ℃范圍內變化，相對濕度維持在40%時，風源裝置性能（壓縮機出口溫度、氣體冷卻器出口溫度、系統排氣量和氣體冷卻器出口析出水量）隨環境氣壓和溫度的變化規律如圖3 所示。

圖3 風源裝置性能隨環境氣壓和溫度的變化規律

圖3 中紅色曲線表示保持環境溫度不變，各性能參數隨環境氣壓的變化情況，黑色曲線表示保持環境氣壓不變，各性能參數隨環境溫度的變化情況。由圖3 可知當環境氣壓從101 kPa 降至60 kPa時，壓縮機出口溫度和氣體冷卻器出口溫度均稍有降低，系統排氣量明顯減小，氣體冷卻器出口析出水量有所增加。當環境溫度從50 ℃降至-40 ℃時，壓縮機出口溫度和氣體冷卻器出口溫度均明顯降低，系統排氣量增大，氣體冷卻器析出水量減少。當車輛開往高原區域時，環境氣壓和溫度往往是同時降低的，這時壓縮機出口溫度和氣體冷卻器出口溫度會急劇下降，系統排氣量變化較小，氣體冷卻器出口析出水量主要受環境溫度下降影響而明顯減少，因此：

（1）風源裝置的冷卻效果增強，系統不會因氣體溫度過高發生故障。

（2）雖然氣體冷卻器析出水量有所減少，但氣體冷卻器出口溫度下降較快，需警惕可能出現結冰堵塞的問題，應增加系統排水的頻率。

5.2 環境溫度和相對濕度對風源裝置的影響

由于我國南北跨度大，南北在環境相對濕度上有較大差異，可在20%～90%范圍內變化，同時考慮環境溫度變化范圍為-40～50 ℃，當環境氣壓維持在101 kPa時，風源裝置性能（壓縮機出口溫度、氣體冷卻器出口溫度、系統排氣量和氣體冷卻器出口析出水量）的變化規律如圖4 所示。

圖4 風源裝置性能隨環境溫度和相對濕度的變化規律

圖4 中紅色曲線表示保持環境溫度不變，各性能參數隨環境相對濕度的變化情況，黑色曲線表示保持環境相對濕度不變，各性能參數隨環境溫度的變化情況。由圖4 可知當環境相對濕度從90% 減至20%時，壓縮機出口溫度和氣體冷卻器出口溫度基本不變，高溫時系統排氣量隨環境相對濕度的減小而有所增加，氣體冷卻器析出水量則明顯減小，低溫時系統排氣量和氣體冷卻器析出水量基本不隨環境相對濕度的降低而變化。當車輛從南方開往北方地區時，環境相對濕度和溫度往往同時降低，這時壓縮機出口溫度和氣體冷卻器出口溫度急劇下降，但不會低于0 ℃，系統排氣量主要受溫度降低影響而快速增大，氣體冷卻器出口析出水量則急劇減少，因此：

（1）風源裝置的冷卻效果增強。

（2）系統排氣量增大，風源裝置打氣時間縮短。

（3）可適當減少系統排水頻率。

5.3 環境相對濕度和大氣壓力對風源裝置的影響

當環境濕度在［20%，90%］范圍內變化，環境氣壓在［60 kPa，101 kPa］范圍內變化，環境溫度為31 ℃時，風源裝置性能（壓縮機出口溫度、氣體冷卻器出口溫度、系統排氣量和氣體冷卻器出口析出水量）隨環境氣壓的變化規律如圖5 所示。

圖5 風源裝置性能隨環境大氣壓力和相對濕度的變化規律

圖5 中紅色曲線表示保持環境氣壓不變，各性能參數隨環境相對濕度的變化情況，黑色曲線表示保持環境相對濕度不變，各性能參數隨環境氣壓的變化情況。由圖5 可知當環境相對濕度從90%減至20%時，風源裝置性能變化規律見5.2 中的分析結果，當環境氣壓從101 kPa 減至60 kPa時，風源裝置性能變化規律見5.1 中的分析結果?？梢姰斳囕v由相對濕度大的常壓地區進入相對濕度較低的低壓地區時：

（1）風源裝置的冷卻效果主要受環境氣壓的影響增強。

（2）系統排氣量主要受環境氣壓的影響而有較大幅度降低，風源裝置需要更長的打氣時間才能滿足制動要求。

（3）氣體冷卻器出口析出水量主要受環境相對濕度影響明顯減少，可適當減少系統排水頻率。

5.4 風源裝置在青藏線鐵路沿線的性能研究

以青藏線鐵路為例，研究風源裝置沿青藏線的性能變化，對該線路車輛用風源裝置的設計及部件選型具有重要意義。

選取青藏線上的西寧、青海湖、格爾木、五道梁、沱沱河共5 個站點，由國家氣象信息中心可知各站點在不同月份的平均氣壓、平均氣溫和平均空氣相對濕度。根據環境數據可知，青藏線鐵路沿線的氣壓可在558～792 kPa 范圍內波動，環境溫度在-19～19 ℃之間變化，環境相對濕度可從24%變化至87%，因此環境特點是低壓、低溫。在不同月份時，各站點氣壓差異為187～198 kPa，變化很??；氣溫差異為8.9～13.5 ℃，在4 月份氣溫差異達到最大；空氣相對濕度的差異為12%～39%，在8 月份空氣相對濕度差異達到最大。由5.2的結論可知，當環境溫度較低時，風源裝置性能幾乎不受環境相對濕度的影響，而受環境溫度影響更顯著，因此在4 月份風源裝置性能波動幅度會更大，下面將對4 月份的風源裝置性能進行考察。由各站點環境條件數據通過樣條插值可得到環境條件沿青藏線的連續變化曲線，如圖6 所示。

圖6 4 月份青藏線鐵路沿線環境條件

當車輛沿青藏線鐵路行駛時，風源裝置的性能（壓縮機出口溫度、氣冷出口溫度、系統排氣量和氣冷出口析出水量）變化規律如圖7 所示。

圖7 風源裝置性能沿青藏線鐵路的變化規律

根據圖7，當車輛從西寧站開往沱沱河站的過程中，壓縮機出口溫度依次出現先下降，至西寧站和青海湖站之間某處達到最低點，再升高，至格爾木站達到最高點，接著下降，至五道梁站和沱沱河站之間某處的局部低點，之后又略有升高，最低溫度為4.64 ℃，發生在西寧到青海湖之間，最高溫度為43.16 ℃，發生在格爾木站；氣體冷卻器出口溫度變化過程與之類似，最低溫度為西寧和青海湖之間的4.08 ℃，最高溫度為格爾木站的35.27 ℃。排氣量則依次出現先增大，至西寧到青海湖之間某處達到最大排氣量，再減小，至格爾木站附近達到最小排氣量，接著增大，至五道梁站和沱沱河站之間某處的局部高點，之后又略有降低，最大排氣量為0.70 m3/min，發生在西寧到青海湖之間，最小排氣量為0.49 m3/min，發生在格爾木站附近。氣體冷卻器出口析出水量則在該段路線中一直為0，即沒有水析出。

綜上可知，在西寧站到沱沱河站的路段中，風源裝置的冷卻效果能夠滿足要求，也不會發生氣體冷卻器結冰堵塞的問題，甚至可以大幅降低系統排水頻率，但系統排氣量較低，最大排氣量只有0.70 m3/min，無法滿足供氣要求，需要在風源裝置設計時選用更大排量的空氣壓縮機。

6 結論

綜上所述，文中所建立的風源裝置系統模型可計算風源裝置在復雜環境條件下的性能變化情況，據此可給出不同路段上車輛用風源裝置的設計建議和改進方向。對于高溫、高濕度地區，需要增加冷卻風量或加強冷卻器換熱性能，降低壓縮機出口溫度防止壓縮機出口溫度過高，適當增大壓縮機的額定容積流量以滿足制動用氣量要求，增加系統排水頻率及時排出氣體冷卻器出口的積水；對于低壓、高溫地區，需要在系統設計時選用更大額定容積流量的壓縮機，并提高系統排水頻率；對于低壓、低溫、高濕度地區，需減小冷卻風量或降低冷卻器換熱性能提高氣體冷卻器出口溫度并增加系統排水頻率防止發生冷卻器冰堵，同時適當增大壓縮機的額定容積流量以滿足制動用氣量要求。