复杂服役环境下轨道车辆风源装置性能研究

孔德帅，蔡田，宫明兴，孙正军，张建海

（1 中国铁道科学研究院集团有限公司 机车车辆研究所，北京 100081；2 北京纵横机电科技有限公司，北京 100094）

中国地域辽阔，地势地形复杂多样，各地区气候差异显著。在中国庞大的轨道交通网络中车辆的运行环境多变，因此对车辆设备的环境适应性研究具有重要意义。

目前关于风源装置的研究多集中在设计方法以及部件参数选型对供风能力的影响上，关于环境对风源装置性能影响的研究很少，如刘豫湘等［1］介绍了压缩机排量和主风缸容积的设计方法，通过试验研究了压缩机排量和风缸容积对车辆充气缓解的影响；冷波等［2］通过动车组耗风量计算给出了风源装置部件技术参数确定方法；刘治国等［3］结合货运列车的耗风量要求，分析了风源系统的供风能力，给出了压缩机排量的选型方案；邓李平等［4］基于运行数据研究了车辆风源装置启停模式和总风缸容积对风源装置供风能力与耗风需求匹配性的影响；张长东等［5］基于正交试验研究了主风缸容积、压缩机开启压强、压缩机排气量对风源装置供风能力的影响。段明民［6］基于高海拔低压环境对空气压缩机排气量的影响分析提出了对高原车辆空气压缩机容积流量的要求，但只分析了压缩机的排气量计算，没有考虑环境对油冷却器和空气冷却器的影响。另外，上述研究几乎都缺乏系统的风源装置理论模型，难以对复杂环境下风源装置的性能进行理论分析。

风源装置的零部件较多，整个系统较为复杂，文中将对系统进行适当简化，仅考虑受环境因素影响较大的关键部件压缩机组及冷却器，通过建立系统模型进而从理论上研究不同环境条件对风源装置性能的影响。其中，风源装置中的空气压缩机可以是螺杆压缩机，也可以是往复式活塞压缩机，文中研究对象是针对采用喷油螺杆压缩机的风源装置。

1 模型假设

在建立风源装置的数学模型前，需对以下合理假设和分析进行说明：

（1）流经风源装置的空气为理想气体。

（2）空气流经空气过滤器、油气分离器和空气冷却器时因流阻而产生压力损失，压力有所下降，但根据实测数据，当压缩机进气压力为101 kPa、排气压力为1 000 kPa时，上述3 个部件的压降分别为1.5、14、3 kPa 左右，因此空气流经这3 个部件的流阻对整个风源装置的影响可以忽略。

（3）假设喷油螺杆压缩机中的空气和喷油之间、空气冷却器中的压缩空气和冷却风之间、油冷却器中的油和冷却风之间均为充分换热，而且喷油螺杆压缩机出口处油气混合物中的空气和油的温度一致。

（4）由于空气中含有水蒸气，湿空气在流经风源装置的过程中，压力和温度均会发生变化，尤其是经过压缩机和空气冷却器时可能有水析出，因此有必要在压缩机排气口、空气冷却器排气口处对空气的含水量及析出水量进行计算。

2 部件建模

2.1 压缩机数学模型

对于螺杆压缩机，理论容积流量为单位时间内转子转过的齿间容积之和，取决于压缩机的几何尺寸和转速［7］。实际上，由于受型线种类、压差、转速、气体性质等众多因素的影响，在空气压缩过程中会发生气体的泄漏，压缩机的实际容积流量要小于理论容积流量。轨道车辆用风源装置一般要求压缩机将空气从环境压力增压至1 000 kPa，考虑环境压力的变化范围（约为60～101 kPa），压缩机前后压差为900～940 kPa，波动范围相对较小，可认为其运行时容积流量Vci等于其额定流量。

理想状况下，气体的压缩过程为等熵绝热过程，则压缩机理论绝热功率Pad为式（1）：

式中：pci为压缩机进口压力；pco为压缩机出口压力；k为等熵指数。压缩机实际轴功率Pc要大于理论绝热功率Pad，后者与前者的比值称为绝热效率ηad，这里取0.75，则螺杆压缩机的轴功率为式（2）：

喷油螺杆压缩机的排气温度由压缩机功耗、被压缩气体的比热容，以及喷入的油量和油温共同决定。由于在气体被压缩过程中，气体和油进行了充分换热，并在排气口处具有相同温度，根据能量守恒定律可得压缩机的热平衡为式（3）：

式中：mci为压缩机实际质量流量；Tci为压缩机进口温度；Tco为压缩机排气温度；moil为喷油量；Toil为喷油温度；cp为空气比定压热容；cpoil为油的比定压热容，由热平衡式（3）可计算压缩机的排气温度为式（4）：

式（1）～式（4）可计算出空气流经压缩机之后的气体状态。压缩机排出的气体将继续进入空气冷却器进行冷却。

2.2 空气冷却器数学模型

风源装置中的空气冷却器靠风机供应冷却风流经冷却器使得冷却器内的压缩空气降温。在流经冷却器前，冷却风的温度为环境温度Te，压缩空气的温度为压缩机排气温度Tco。参考文献［8］，空气冷却器排气温度可通过下述计算获得。假设空气冷却器出口处压缩空气温度为T′aco，则空气冷却器相应的热负荷为式（5）：

式中：maci为空气冷却器的气体质量流量。热平衡方程为式（6）：

式中：macw为流经空气冷却器的冷却风量；Tacw为冷却风经过空气冷却器后的温度。由热平衡方程可解得Tacw为式（7）：

记换热介质的平均温差为式（8）：

换热介质的特性温差为式（9）：

式中：αac为空气冷却器的流型当量系数，则换热介质的最大温差近似为式（10）：

而换热介质的最小温差近似为式（11）：

根据换热介质的最大和最小温差可求得换热量为式（12）：

式中：λac、Aac分别为空气冷却器的换热系数和换热面积。

比较Q′ac和Qac，若误差超过1‰，则令空气冷却器的出口温度为式（13）：

2.3 油冷却器数学模型

上述压缩机排气中的高温油将经过油冷却器进行冷却之后再喷入压缩机中，油冷却器的冷却效果决定了喷油温度是否能控制在合理范围内。油冷却器依靠与外部气流进行换热从而为油降温，因此其计算方法与空气冷却器类似，当经过油冷却器的冷却风量为mocw，Toci为油冷却器的进口油温，moco为油冷却器的油质量流量时，整个换热计算过程如下：

由热平衡方程式（15）：

解冷却风经油冷却器之后的出风温度为式（16）：

记换热介质的平均温差为式（17）：

换热介质的特性温差为式（18）：

式中：αoc为油冷却器的流型当量系数。则换热介质的最大温差近似为式（19）：

而换热介质的最小温差近似为式（20）：

根据换热介质的最大和最小温差可求得换热量为式（21）：

式中：λoc为油冷却器的换热系数；Aoc为油冷却器的换热面积。

比较Q′oc和Qoc，若误差超过1‰，则令油冷却器的出口温度为式（22）：

3 空气析水量计算

含有水蒸气的空气称为湿空气，一般用相对湿度或含水量表示空气中含有水蒸气的程度。其等价于空气中水蒸气分压pV与相同温度压力下饱和空气水蒸气分压psat的比值，即式（23）：

当空气压力≤2 MPa时，psat主要取决于温度，目前应用较为广泛的经验公式为纪利公式［9］，即式（24）：

空气含水量指的是每1 kg 干空气中所含水蒸气的质量。由理想气体状态方程可推导出湿空气含水量d（g/kg）和相对湿度φ的关系为式（25）：

式中：p为湿空气的绝对压力。

在计算不同压力p、温度T下的湿空气密度时，可分别将干空气和水蒸气视为理想气体，利用理想气体状态方程分别计算干空气和水蒸气的密度ρa、ρv，最后求和即可得到湿空气的密度ρ，为式（26）～式（28）：

式中：Ra、Rv分别为干空气和水蒸气的气体常数，由理想气体状态方程可计算出Ra=286.9 J/（kg⋅K），Rv=461.6 J/（kg⋅K）。

当体积流量为Vci、相对湿度为φci的空气经过压缩机压缩后，压力、温度分别由pci、Tci变为pco、Tco。则入口处空气含水量dci为式（29）：

式中：pcisat为入口处饱和湿空气水蒸气分压。入口处空气中水蒸气分压pciv为式（30）：

入口处湿空气密度ρci为式（31）：

因此，入口处湿空气的质量流量为式（32）：

入口处水蒸气质量流量mciv为式（33）：

入口处干空气质量流量mcia为式（34）：

由于整个流动过程中，湿空气中的干空气质量恒定，故压缩机出口处的干空气质量流量为式（35）：

当出口气温为Tco时，饱和湿空气的水蒸气分压pcosat为式（36）：

计算压缩机出口处空气的含水量，首先需要判断空气中是否有水析出，假设出口空气为饱和湿空气，其水蒸气质量流量应为式（37）：

如果mciv<，说明在没有水析出的情况下出口处的湿空气仍未饱和，故为式（38）：

如果mciv≥，说明出口处的湿空气已达到饱和，且有水析出，析出水后空气中所含水蒸气的质量流量为式（39）：

压缩机出口处湿空气的质量流量为式（40）：

压缩机出口处析出水量为式（41）：

类似的，利用以上方法也可以计算空气冷却器出口的析水量及空气流量。得出空气流经整个气路时含水量的变化。

4 系统模型

由于气流依次经过压缩机和空气冷却器，油则是在喷入压缩机后经过油冷却器冷却再喷入压缩机形成油路的循环，其中油冷却器入口油温即为压缩机排气温度，油冷却器出口油温即为喷油温度，当喷油温度发生变化时，压缩机排气温度也会随之变化，因此风源装置中整个油路的热交换过程应包含压缩机中的升温和油冷却器中的冷却，且两者互相之间会有影响，在计算时，应该对压缩机中油气混合换热与油冷却器中油的冷却进行耦合计算，整个风源装置的计算模型如图1所示。

图1 风源装置计算模型

5 结果分析

以某风源装置为例，已知其压缩机额定容积流量为0.9 m3/min，空气冷却器冷却风体积流量为6 m3/min，油冷却器冷却风体积流量为12 m3/min，其他参数由试验数据测得：压缩机绝热效率ηad为0.75，空气冷却器的流型当量系数αac为0.5，空气冷却器的换热系数和换热面积分别为λac=5.5 kJ/（m2⋅K）、Aac=0.005 m2，油冷却器的油质量流量moco=13.43 kg/min，油冷却器的流型当量系数αoc=0.5，油冷却器的换热系数和换热面积分别为λoc=21.3 kJ/（m2⋅K）、Aoc=0.01 m2。

为验证理论模型的准确性，分别在4 种环境工况下测得风源装置工作时的压缩机出口温度、气体冷却器出口温度和排气量，将测试数据与模型计算结果进行对比。试验系统由原风源装置改造建成，如图2 所示，分别在压缩机出口和气体冷却器出口安装温度传感器，在风源装置排气口处安装流量传感器和压力传感器，同时为了调节进气压力，在风源系统进气口增加进气缓冲罐，罐前装有节流阀。另外，为了稳定排气压力，在风源装置排气口增加排气缓冲罐，罐后装有节流阀，调节节流阀可将排气压力稳定在1 000 kPa。整个风源装置被放在环境舱中，由环境舱调节装置运行时的环境温度，通过调节进气缓冲罐前的节流阀控制进气压力，而环境相对湿度由于较难控制，在试验中不做调节。试验分别对几个典型工况下的风源装置性能进行了测试，主要是常见工况（100 kPa，30 ℃）、极端低温工况（100 kPa，-25 ℃）、低压高温工况（80 kPa，50 ℃）和低压低温工况（60 kPa，-15 ℃），因节流阀和环境舱本身的调节误差，将以实测数据为准。测试数据与模型计算结果对比数据见表1（由于风源装置工作时会进行周期性的排水，气体冷却器出口的析出水一部分会直接排出，还有一部分会被气流携至后段管路系统，由气水分离装置和干燥器吸收排出，因此很难准确测出气体冷却器出口的析出水量，故这里不对析出水量进行对比）。其中模型计算所得压缩机出口温度、气体冷却器出口温度以及排气量与实测数据的误差分别在5.2 ℃、3.7 ℃和0.07 m3/min 以内，模型的准确度可以满足工程问题的分析要求。

表1 风源装置模型计算与试验结果对比

图2 风源装置试验系统及试验用环境舱

5.1 环境大气压力和温度对风源装置性能影响

根据我国各地年平均气压数据，当车辆运行至不同地区时，可能经历气压由60 kPa 至101 kPa间的变化，因此把环境气压影响分析的区间定为［60 kPa，101 kPa］，同时考虑我国部分地区年温差较大，冬季可低至-40 ℃，而夏季可接近50 ℃，因此令环境温度在-40～50 ℃范围内变化，相对湿度维持在40%时，风源装置性能（压缩机出口温度、气体冷却器出口温度、系统排气量和气体冷却器出口析出水量）随环境气压和温度的变化规律如图3 所示。

图3 风源装置性能随环境气压和温度的变化规律

图3 中红色曲线表示保持环境温度不变，各性能参数随环境气压的变化情况，黑色曲线表示保持环境气压不变，各性能参数随环境温度的变化情况。由图3 可知当环境气压从101 kPa 降至60 kPa时，压缩机出口温度和气体冷却器出口温度均稍有降低，系统排气量明显减小，气体冷却器出口析出水量有所增加。当环境温度从50 ℃降至-40 ℃时，压缩机出口温度和气体冷却器出口温度均明显降低，系统排气量增大，气体冷却器析出水量减少。当车辆开往高原区域时，环境气压和温度往往是同时降低的，这时压缩机出口温度和气体冷却器出口温度会急剧下降，系统排气量变化较小，气体冷却器出口析出水量主要受环境温度下降影响而明显减少，因此：

（1）风源装置的冷却效果增强，系统不会因气体温度过高发生故障。

（2）虽然气体冷却器析出水量有所减少，但气体冷却器出口温度下降较快，需警惕可能出现结冰堵塞的问题，应增加系统排水的频率。

5.2 环境温度和相对湿度对风源装置的影响

由于我国南北跨度大，南北在环境相对湿度上有较大差异，可在20%～90%范围内变化，同时考虑环境温度变化范围为-40～50 ℃，当环境气压维持在101 kPa时，风源装置性能（压缩机出口温度、气体冷却器出口温度、系统排气量和气体冷却器出口析出水量）的变化规律如图4 所示。

图4 风源装置性能随环境温度和相对湿度的变化规律

图4 中红色曲线表示保持环境温度不变，各性能参数随环境相对湿度的变化情况，黑色曲线表示保持环境相对湿度不变，各性能参数随环境温度的变化情况。由图4 可知当环境相对湿度从90% 减至20%时，压缩机出口温度和气体冷却器出口温度基本不变，高温时系统排气量随环境相对湿度的减小而有所增加，气体冷却器析出水量则明显减小，低温时系统排气量和气体冷却器析出水量基本不随环境相对湿度的降低而变化。当车辆从南方开往北方地区时，环境相对湿度和温度往往同时降低，这时压缩机出口温度和气体冷却器出口温度急剧下降，但不会低于0 ℃，系统排气量主要受温度降低影响而快速增大，气体冷却器出口析出水量则急剧减少，因此：

（1）风源装置的冷却效果增强。

（2）系统排气量增大，风源装置打气时间缩短。

（3）可适当减少系统排水频率。

5.3 环境相对湿度和大气压力对风源装置的影响

当环境湿度在［20%，90%］范围内变化，环境气压在［60 kPa，101 kPa］范围内变化，环境温度为31 ℃时，风源装置性能（压缩机出口温度、气体冷却器出口温度、系统排气量和气体冷却器出口析出水量）随环境气压的变化规律如图5 所示。

图5 风源装置性能随环境大气压力和相对湿度的变化规律

图5 中红色曲线表示保持环境气压不变，各性能参数随环境相对湿度的变化情况，黑色曲线表示保持环境相对湿度不变，各性能参数随环境气压的变化情况。由图5 可知当环境相对湿度从90%减至20%时，风源装置性能变化规律见5.2 中的分析结果，当环境气压从101 kPa 减至60 kPa时，风源装置性能变化规律见5.1 中的分析结果。可见当车辆由相对湿度大的常压地区进入相对湿度较低的低压地区时：

（1）风源装置的冷却效果主要受环境气压的影响增强。

（2）系统排气量主要受环境气压的影响而有较大幅度降低，风源装置需要更长的打气时间才能满足制动要求。

（3）气体冷却器出口析出水量主要受环境相对湿度影响明显减少，可适当减少系统排水频率。

5.4 风源装置在青藏线铁路沿线的性能研究

以青藏线铁路为例，研究风源装置沿青藏线的性能变化，对该线路车辆用风源装置的设计及部件选型具有重要意义。

选取青藏线上的西宁、青海湖、格尔木、五道梁、沱沱河共5 个站点，由国家气象信息中心可知各站点在不同月份的平均气压、平均气温和平均空气相对湿度。根据环境数据可知，青藏线铁路沿线的气压可在558～792 kPa 范围内波动，环境温度在-19～19 ℃之间变化，环境相对湿度可从24%变化至87%，因此环境特点是低压、低温。在不同月份时，各站点气压差异为187～198 kPa，变化很小；气温差异为8.9～13.5 ℃，在4 月份气温差异达到最大；空气相对湿度的差异为12%～39%，在8 月份空气相对湿度差异达到最大。由5.2的结论可知，当环境温度较低时，风源装置性能几乎不受环境相对湿度的影响，而受环境温度影响更显著，因此在4 月份风源装置性能波动幅度会更大，下面将对4 月份的风源装置性能进行考察。由各站点环境条件数据通过样条插值可得到环境条件沿青藏线的连续变化曲线，如图6 所示。

图6 4 月份青藏线铁路沿线环境条件

当车辆沿青藏线铁路行驶时，风源装置的性能（压缩机出口温度、气冷出口温度、系统排气量和气冷出口析出水量）变化规律如图7 所示。

图7 风源装置性能沿青藏线铁路的变化规律

根据图7，当车辆从西宁站开往沱沱河站的过程中，压缩机出口温度依次出现先下降，至西宁站和青海湖站之间某处达到最低点，再升高，至格尔木站达到最高点，接着下降，至五道梁站和沱沱河站之间某处的局部低点，之后又略有升高，最低温度为4.64 ℃，发生在西宁到青海湖之间，最高温度为43.16 ℃，发生在格尔木站；气体冷却器出口温度变化过程与之类似，最低温度为西宁和青海湖之间的4.08 ℃，最高温度为格尔木站的35.27 ℃。排气量则依次出现先增大，至西宁到青海湖之间某处达到最大排气量，再减小，至格尔木站附近达到最小排气量，接着增大，至五道梁站和沱沱河站之间某处的局部高点，之后又略有降低，最大排气量为0.70 m3/min，发生在西宁到青海湖之间，最小排气量为0.49 m3/min，发生在格尔木站附近。气体冷却器出口析出水量则在该段路线中一直为0，即没有水析出。

综上可知，在西宁站到沱沱河站的路段中，风源装置的冷却效果能够满足要求，也不会发生气体冷却器结冰堵塞的问题，甚至可以大幅降低系统排水频率，但系统排气量较低，最大排气量只有0.70 m3/min，无法满足供气要求，需要在风源装置设计时选用更大排量的空气压缩机。

6 结论

综上所述，文中所建立的风源装置系统模型可计算风源装置在复杂环境条件下的性能变化情况，据此可给出不同路段上车辆用风源装置的设计建议和改进方向。对于高温、高湿度地区，需要增加冷却风量或加强冷却器换热性能，降低压缩机出口温度防止压缩机出口温度过高，适当增大压缩机的额定容积流量以满足制动用气量要求，增加系统排水频率及时排出气体冷却器出口的积水；对于低压、高温地区，需要在系统设计时选用更大额定容积流量的压缩机，并提高系统排水频率；对于低压、低温、高湿度地区，需减小冷却风量或降低冷却器换热性能提高气体冷却器出口温度并增加系统排水频率防止发生冷却器冰堵，同时适当增大压缩机的额定容积流量以满足制动用气量要求。