列車空調機組變工況動態(tài)仿真研究

蘇 晶

(鐵道第三勘察設計院集團有限公司, 天津 300251)

1 概述

鐵路運輸是我國主要的中、長途運輸方式，是我國旅客的主要客運工具。近年來，人們對鐵路客運條件，即車內空氣環(huán)境控制系統(tǒng)的要求顯著提高?，F(xiàn)代鐵路列車的特點不僅只是保證列車安全、快速地運行，而且還應該為車上旅客及乘務人員提供一個舒適、健康的乘車環(huán)境。傳統(tǒng)的空調機組生產方法依舊以經驗設計和樣機試驗為主，成本高，時間久，不符合現(xiàn)代產品的研發(fā)要求。另外，大部分車輛生產廠家在配置空調機組時仍采用靜態(tài)設計標準，未考慮列車運行時車內負荷變化、車外環(huán)境改變等一系列問題。因此，采用計算機建模與仿真手段對使用替代工質R410A的新型列車空調機組進行變工況動態(tài)仿真及性能預測，對提高列車空調開發(fā)設計能力具有較強現(xiàn)實意義，也可為我國列車空調系統(tǒng)制冷劑替代工作提供經驗。相關實測結果表明，運用仿真技術可以使研發(fā)人員在設計初期就能比較準確地了解機組各部件和整機的運行參數(shù)指標，從而大大節(jié)省人力、物力，縮短新產品開發(fā)周期，為提高產品性能提供保障[1]。

2 列車空調系統(tǒng)組成

列車單元式空調機組結構同普通空調機組類似，主要由壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器、節(jié)流裝置、溫度傳感器等部件組成。傳統(tǒng)的列車空調機組通常設計安裝于車頂，而部分高鐵空調機組出于降低車輛重心等安全因素的考慮，機組被設計安裝于車廂底部，再使用一個與空調機組相連的管道系統(tǒng)將處理過的空氣沿車廂分配。

本次列車用空調仿真機組擬采用混合環(huán)保制冷劑R410A。該型制冷劑是目前為止國際公認的用來替代R22較適合的冷媒，具有高環(huán)保、傳熱性能良好等優(yōu)點[2]。壓縮機采用渦旋變頻壓縮機，該類壓縮機結構簡單、效率高、振動及雜聲小，并且可以根據列車行駛過程中負荷及外界工況變化情況靈活調整制冷量，是近幾年來單元式空調機組各類型制冷壓縮機中選擇的熱門種類。節(jié)流機構選用熱力膨脹閥，冷凝器及蒸發(fā)器均采用換熱效果好且易維護的翅片管式換熱器。

3 數(shù)學模型

仿真過程中制冷壓縮機及熱力膨脹閥均采用簡化模型，簡化后的模型可以避開復雜的機械運動過程，有效直觀地對壓縮機及熱力膨脹閥的熱力過程進行仿真。而換熱器則采用分布參數(shù)模型，這種模型計算精度比集總參數(shù)法高，能夠得到換熱器沿程熱力參數(shù)實時變化情況，可以用來確定換熱器的動態(tài)特性。不同類型換熱器結構不同，另外，冷凝器與蒸發(fā)器也存在較大的差異，在仿真中引入單獨編寫的針對翅片管式冷凝器及蒸發(fā)器的表面換熱系數(shù)，可以有效提高仿真精度，減小誤差。

3.1 冷凝器換熱系數(shù)

列車單元式空調機組冷凝器為強制對流空氣冷卻式冷凝器，主要存在空氣側和制冷劑側兩類換熱系數(shù)。

(1)空氣側換熱系數(shù)

管簇排列形式為叉排時，空氣側即翅片側的表面換熱系數(shù)計算式為

式中，αca為空氣側表面換熱系數(shù)；C、ψ、n、m分別為系數(shù)及相應的指數(shù)，主要與b/de及Re有關；λa為空氣熱傳導率；de為當量直徑；Re為雷諾數(shù)；b為翅片寬度。

(2)制冷劑側換熱系數(shù)

對于管內制冷劑側單相區(qū)的換熱系數(shù)，可以使用Dittus-Boeler換熱關聯(lián)式[3]計算

式中，Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特數(shù)。

制冷劑側兩相區(qū)的換熱系數(shù)可以使用Shah[4]關聯(lián)式計算

式中，α為換熱系數(shù)，其下標crt指兩相區(qū)換熱系數(shù)，crs指單相區(qū)換熱系數(shù)；Pr為普朗特數(shù)；x為干度。

3.2 蒸發(fā)器換熱系數(shù)

(1)空氣側換熱系數(shù)

蒸發(fā)器空氣側干表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)可以使用下式計算[5-6]

αea=

式中，αea為蒸發(fā)器空氣側干表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)；am為蒸發(fā)器單位管長總外表面積；an為單位管長外表面積；wmax為最窄截面風速；do為特征長度；νf為運動粘滯系數(shù)；ρf為空氣密度；cp為定壓比熱容；Pr為普朗特數(shù)。

空氣在蒸發(fā)器內狀態(tài)變化可能會導致凝結水的出現(xiàn)，由于析出的水分依附在翅片表面上，使空氣流過蒸發(fā)器的阻力大為增加。引入析濕系數(shù)

ζ=1-2.46dm-dwtm-tw(5)

式中，ζ為析濕系數(shù)；t為溫度；d為含濕量，下標m和w分別表示該微元內平均值及對應的濕球值。

考慮析濕系數(shù)后蒸發(fā)器空氣側當量表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為

(2)制冷側換熱系數(shù)

對于蒸發(fā)器管內制冷劑側單相區(qū)的換熱系數(shù)，可以使用Petukhov-Popov換熱關聯(lián)式計算[7-8]

式中，Re為雷諾數(shù)，Pr為普朗特數(shù)，f為湍流摩擦因數(shù)。

制冷劑側兩相區(qū)的換熱系數(shù)可以使用Kandlikar關聯(lián)式計算[9-11]

αert=αers[C1(C0)C2(25Fr)C5+C3(Bo)C4F](8)

式中，αert為兩相區(qū)換熱系數(shù)；αers為單相區(qū)換熱系數(shù);Fr為液相弗勞德數(shù);Bo為沸騰特征數(shù);F為無量綱系數(shù)，取決于制冷劑性質;C0為對流特征數(shù);C1～C5為對應的系數(shù)。

4 變工況動態(tài)仿真

空調列車可看成是一個運動著的“建筑物”，在其行駛周期內將經過若干不同的氣象地區(qū)，直接導致空調列車的外部熱環(huán)境參數(shù)經常變化。此外，車廂內部熱環(huán)境改變也存在很大影響，最主要原因是人員上下車帶來的負荷變化。因此，對不同車次的空調列車，在其行駛期間內制冷量的調節(jié)方案不宜相同，應根據實際情況區(qū)別對待。使用現(xiàn)代化的計算機仿真手段對列車空調機組在各工況下進行動態(tài)模擬，對實際運行策略具有重要指導意義。

4.1 壓縮機轉數(shù)改變

蒸發(fā)風量、冷凝風量不變的情況下，制冷壓縮機轉數(shù)正向階躍即制冷量增大的情況下整個制冷系統(tǒng)的變化情況仿真結果如圖1所示。設定初始值蒸發(fā)風量5 000 m3/h，進風干球溫度27 ℃，相對濕度60%；冷凝風量8 000 m3/h，進風干球溫度35 ℃，相對濕度63%。

圖1 壓縮機轉數(shù)改變制冷系統(tǒng)主要參數(shù)仿真結果

由圖1(a)可知，制冷壓縮機在仿真時間50 s時開始由3 500 r/min線性階躍，至70 s時達到4 500 r/min穩(wěn)定狀態(tài)。采用R410A為工質的制冷系統(tǒng)雖然具有環(huán)保、高效等特點，但由于R410A屬于高壓制冷劑，使用時必須提高各部件及連接處的耐壓性。對于高速列車空調系統(tǒng)來說，除了要解決設備耐壓性這一問題外，更重要的是必須考慮常規(guī)環(huán)境下壓力過高對列車行駛時安全的影響。從圖1可知，制冷壓縮機在3 500 r/min時排氣壓力已經達到了3.113 MPa，上升至4 500 r/min時排氣壓力更是達到了3.292 MPa，工作壓力過高是R410A制冷劑最主要的缺點之一；制冷壓縮機在3 500 r/min和4 500 r/min時排氣溫度分別為83.09 ℃和95.30 ℃。制冷壓縮機排氣溫度過高，不單會降低機組性能，更會對制冷壓縮機造成損害，導致其壽命減少。因為排氣溫度過高，會使壓縮機的機體溫度上升，從而使冷凍機油粘度下降，影響壓縮機的潤滑效果，嚴重時壓縮機甚至會抱軸、咬死。因此使用R410A制冷劑，對制冷系統(tǒng)尤其是其中制冷壓縮機的品質要求較高。

制冷壓縮機在3 500 r/min和4 500 r/min時，從圖1(d)和圖1(e)可知冷凝溫度由50.53 ℃變化至52.99 ℃，增加2.46 ℃；蒸發(fā)溫度由6.27 ℃變化至1.90 ℃，減小4.37 ℃。冷凝溫度上升，蒸發(fā)溫度急劇下降的主要原因是冷凝器和蒸發(fā)器結構形式固定，當壓縮機轉數(shù)階躍即制冷量改變后，兩器不匹配所導致的。冷凝溫度過高，壓力過大，會導致關鍵部件損壞，而蒸發(fā)溫度降低，會加重壓縮機的功耗，最終會使制冷效果不理想。因此，變頻空調系統(tǒng)更應在設計階段注意蒸發(fā)器、冷凝器的匹配問題，以保證獲得較大的制冷量和較好的經濟性。由圖1可見，制冷壓縮機由3 500 r/min增加至4 500 r/min時，制冷量由19.91 kW增加至22.13 kW，但卻以犧牲能效為代價，COP值由3.60劇烈降低至3.01，變化明顯。

4.2 環(huán)境溫度改變

空調列車在其行駛周期內將經過若干不同的氣象地區(qū)或地形，直接導致空調列車的外部熱環(huán)境參數(shù)變化[12]。外界環(huán)境溫度即冷凝進風溫度是外部環(huán)境變化最主要的參數(shù)之一。冷凝進風溫度直接影響到冷凝器的冷凝溫度和換熱量，間接影響到制冷系統(tǒng)耗功，而且車廂外干球溫度的變化往往比車廂內濕球溫度的變化對制冷系統(tǒng)性能影響要大，因而研究冷凝進風溫度變化對制冷系統(tǒng)性能的影響具有較高的實用意義。在壓縮機轉數(shù)恒定的情況下，冷凝進風溫度改變過程中整個制冷系統(tǒng)的變化情況仿真結果如下。

設定初始值制冷壓縮機轉數(shù)3 500 r/min；蒸發(fā)風量5 000 m3/h，進風干球溫度27 ℃，相對濕度60%；冷凝風量8 000 m3/h。冷凝進風溫度由35 ℃正向階躍至45 ℃時各主要狀態(tài)參數(shù)曲線見圖2。

圖2 環(huán)境溫度改變制冷系統(tǒng)主要參數(shù)仿真結果

由圖2(a)可知，冷凝進風溫度在仿真時間50 s時開始由35 ℃線性階躍，至70 s時達到45 ℃并維持在這個溫度。外界環(huán)境溫度即冷凝進風溫度升高，壓縮機出口處壓力和溫度皆隨之升高，由圖2可知，排氣壓力由30.97 bar急速攀升至38.15 bar，排氣溫度也由82.86 ℃升高至87.25 ℃。R410A系統(tǒng)的工作壓力大約是R22系統(tǒng)工作壓力的1.6倍，但R410A制冷系統(tǒng)的高壓應盡量避免超過3.7 MPa。外界溫度45 ℃時屬于惡劣工況，在這種極端情況下壓縮機排氣壓力達到了3.815 MPa，超出了正常的工作范圍。列車空調制冷系統(tǒng)壓縮機長期超壓工作是危險的，因為高壓長期超出壓縮機設計壓力，會損害關鍵部件，大大降低機組使用壽命，嚴重時甚至會引起設備事故。壓縮機排氣溫度過高還會引起冷凝壓力升高，冷凝壓力可以通過冷凝溫度反映，詳見圖2(d)。外界環(huán)境溫度由35 ℃升高至45 ℃時，系統(tǒng)的冷凝溫度由50.32 ℃攀升至59.63 ℃，升高9.31 ℃，變化明顯，這是由于環(huán)境溫度過高極大地影響了冷凝器換熱效果而造成的。由圖2(e)還可知，隨著環(huán)境溫度上升進入高溫工況，蒸發(fā)溫度也略有增加，由6.16 ℃上升至8.45 ℃，增加了約2 ℃。

空冷機組供冷能力隨室外溫度的升高而降低，機組消耗功率隨室外環(huán)境溫度的升高而增加。由圖2可知，當室外空氣溫度由35 ℃增至45 ℃時，COP系數(shù)由3.61下降至2.89，降幅達20%左右，制冷性能急劇惡化。

5 結論

(1)替代工質R410A由于其無環(huán)境破壞性、傳熱系數(shù)高、換熱效果好等諸多優(yōu)點，逐步成為到目前為止國際公認的用來替代R22較適合的冷媒。R410A制冷劑應用于列車空調系統(tǒng)，還應注意其高工作壓力、系統(tǒng)匹配改進等問題，但總體來講利大于弊。

(2)列車空調機組動態(tài)仿真同穩(wěn)態(tài)仿真相比，更能體現(xiàn)計算機仿真技術替代真實系統(tǒng)物理實驗、節(jié)省人力物力的優(yōu)勢，方便研究人員實時觀測結果，分析原因。

(3)仿真系統(tǒng)在冷凝風量和蒸發(fā)風量恒定等條件下，制冷壓縮機轉數(shù)由3 500 r/min增加至4 500 r/min時，制冷量雖然增加，但冷凝溫度升高，排氣溫度和壓力增加明顯，蒸發(fā)溫度下降，制冷系統(tǒng)整體性能下降，經濟性明顯降低。

(4)仿真系統(tǒng)在壓縮機轉數(shù)恒定等條件下，冷凝進風溫度由35 ℃線性階躍至45 ℃，即列車空調系統(tǒng)由設計工況進入高溫惡劣工況運行時，壓縮機排氣壓力、溫度，冷凝溫度升高明顯，蒸發(fā)溫度略有增加，但變化不如前三者敏感。機組整體制冷性能惡化，COP系數(shù)急劇下降。

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