復(fù)雜環(huán)境條件下風(fēng)源系統(tǒng)性能的研究*

孔德帥，張建海，金 哲，孫正軍，宮明興，裴正武

（1 中國(guó)鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司 機(jī)車車輛研究所，北京100081；2 北京縱橫機(jī)電科技有限公司，北京100094）

中國(guó)地域遼闊，地勢(shì)地形復(fù)雜多樣，各地區(qū)氣候差異顯著。因此在中國(guó)龐大的軌道交通網(wǎng)絡(luò)中，車輛的運(yùn)行環(huán)境多變，對(duì)風(fēng)源系統(tǒng)適應(yīng)性研究具有重要意義。

1 概 述

風(fēng)源系統(tǒng)是為軌道交通車輛提供潔凈壓縮空氣的關(guān)鍵部件，其產(chǎn)生的壓縮空氣除供給車輛空氣制動(dòng)系統(tǒng)外，還供給車輛的升弓系統(tǒng)、撒沙系統(tǒng)、電空控制系統(tǒng)及車輛空氣彈簧等輔助用風(fēng)設(shè)備。風(fēng)源系統(tǒng)通常包括進(jìn)氣過(guò)濾裝置、空氣壓縮機(jī)、后處理裝置等，其中空氣壓縮機(jī)是風(fēng)源系統(tǒng)的核心部件［1］?？諌簷C(jī)工作環(huán)境的海拔高度、大氣溫度、空氣相對(duì)濕度和動(dòng)力源等對(duì)其輸出性能產(chǎn)生一定的影響。

目前軌道車輛用主流的風(fēng)源系統(tǒng)通常采用活塞式壓縮機(jī)和螺桿式壓縮機(jī)?；钊綁嚎s機(jī)由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于維護(hù)的特點(diǎn)，在地鐵車輛和動(dòng)車組等軌道車輛中廣泛應(yīng)用［2］。

2 理論解析

以活塞壓縮機(jī)為例，壓縮機(jī)的排氣量是指單位時(shí)間內(nèi)，壓縮機(jī)最后一級(jí)排出的氣體量換算到第一級(jí)進(jìn)氣狀態(tài)下（壓力、溫度、濕度和壓縮性系數(shù)）氣體的容積值，通常換算到標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下計(jì)算?；钊綁嚎s機(jī)活塞在每一行程所掃過(guò)的容積值稱為氣缸工作容積，以Vp表示。單位時(shí)間內(nèi)氣缸的理論吸氣容積值稱為氣缸的行程容積，以Vt表示。

式中：D為氣缸直徑；S為活塞的行程；n為曲軸的轉(zhuǎn)速；i為同級(jí)氣缸數(shù)。

實(shí)際上壓縮機(jī)運(yùn)行時(shí)由于余隙容積、氣閥及管線上壓力波動(dòng)，熱交換、泄漏等因素的影響，使行程容積的有效值減少。因此在一級(jí)排氣壓力下，一級(jí)壓縮的實(shí)際排氣量換算到標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下為式（2）：

式中：λ1為壓縮機(jī)一級(jí)的排氣系數(shù)，λ1=λv1λp1λT1λg1；Ts1為壓縮機(jī)吸氣溫度；ps1為壓縮機(jī)吸氣壓力。

將壓縮過(guò)程等效成絕熱過(guò)程，一級(jí)壓縮后的排氣溫度為式（3）：

式中：κ為理想氣體的絕熱指數(shù)；pd1為一級(jí)壓縮的排氣壓力。

對(duì)于兩級(jí)壓縮的活塞壓縮機(jī)而言，排氣量為式（4）：

式中：μd2為壓縮機(jī)第二級(jí)的干氣系數(shù)；μo2為壓縮機(jī)第二級(jí)的抽氣系數(shù)；ps1為一級(jí)壓縮的吸氣壓力；ps2為二級(jí)壓縮的吸氣壓力；Ts1為一級(jí)壓縮的吸氣溫度；Ts2為二級(jí)壓縮的吸氣溫度。

壓縮機(jī)在一級(jí)壓縮后，壓縮空氣通常先經(jīng)過(guò)中間冷卻器進(jìn)行冷卻，然后再進(jìn)行第二級(jí)壓縮，以提高機(jī)組的效率。對(duì)于空冷中間冷卻器，根據(jù)熱力學(xué)第一定律，中間冷卻器的熱交換可以寫(xiě)成式（5）：

式中：Φ為中間冷卻器的熱流量；A為中間冷卻器的散熱面積；h為中間冷卻器的換熱系數(shù)；ΔT為壓縮空氣和冷卻風(fēng)間的平均溫度差；c1為壓縮空氣的比熱容；c2為環(huán)境氣壓下空氣的比熱容；q1為壓縮空氣的流量；q2為冷卻風(fēng)扇的冷卻風(fēng)量；ρ1為壓縮空氣密度；ρ2為環(huán)境氣壓的空氣密度；ΔT1為壓縮空氣經(jīng)過(guò)冷卻器的進(jìn)出口溫差；ΔT2為冷卻風(fēng)扇的進(jìn)排風(fēng)溫差。

中間冷卻器的電機(jī)功率為式（6）：

式中：η為中間冷卻器風(fēng)機(jī)電機(jī)的效率；pa為中間冷卻器風(fēng)扇的風(fēng)壓。

由式（2）～式（6）可得兩級(jí)壓縮活塞壓縮機(jī)在標(biāo)準(zhǔn)大壓力下的排氣量為式（7）：

二級(jí)壓縮的排氣溫度為式（8）：

式中：pd2為二級(jí)壓縮的排氣壓力；Td1為一級(jí)壓縮的排氣溫度；Td2為二級(jí)壓縮的排氣溫度。

風(fēng)源系統(tǒng)的排氣量和排氣溫度是風(fēng)源系統(tǒng)最重要的指標(biāo)之一，通過(guò)計(jì)算分析可知風(fēng)源系統(tǒng)的排氣量和排氣溫度會(huì)隨吸氣壓力、吸氣溫度以及排氣壓力、冷卻條件等因素而改變。在理想的情況下，當(dāng)排氣壓力一定時(shí)風(fēng)源系統(tǒng)的排氣量隨著環(huán)境大氣壓力的升高而升高，隨著環(huán)境溫度的升高而降低；排氣溫度隨著環(huán)境大氣壓力的升高而降低，隨著環(huán)境溫度的升高而升高。

3 仿真分析

3.1 分析建模

LMS Imagine. Lab AMEsim 是一款多學(xué)科復(fù)雜領(lǐng)域仿真平臺(tái)，其在航天、液壓、汽車等領(lǐng)域廣泛應(yīng)用［3-4］，因其含有整套的標(biāo)準(zhǔn)可靠的模型庫(kù)，在系統(tǒng)建模和多學(xué)科耦合分析中廣受歡迎［5］。軟件通過(guò)可視化的圖標(biāo)元件進(jìn)行模型搭建，極大地簡(jiǎn)化了工程人員的建模過(guò)程。

利用AMEsim，建立二級(jí)壓縮的活塞式風(fēng)源系統(tǒng)仿真模型如圖1 所示，3 個(gè)活塞缸呈星形沿軸均布，模型的主要參數(shù)見(jiàn)表1?？諝饨?jīng)過(guò)每級(jí)壓縮后均經(jīng)過(guò)一個(gè)具有熱交換功能的腔室進(jìn)行冷卻。在二級(jí)壓縮出口處設(shè)置最小壓力閥，使壓縮機(jī)出口壓力穩(wěn)定在10 barA 左右，在最小壓力閥下游設(shè)置一個(gè)100 L 風(fēng)缸來(lái)緩沖活塞式壓縮機(jī)造成的壓力脈動(dòng)。

表1 仿真模型的主要參數(shù)

圖1 二級(jí)壓縮的活塞式風(fēng)源模型

3.2 環(huán)境因素對(duì)各級(jí)壓縮比的影響

利用圖1 所示的仿真模型，最小壓力閥保證壓縮機(jī)第二級(jí)壓縮出口壓力為10 barA，通過(guò)改變風(fēng)源系統(tǒng)的環(huán)境壓力和環(huán)境溫度，包括壓縮機(jī)吸氣壓力、吸氣溫度和中間冷卻器的環(huán)境溫度和環(huán)境壓力，得到各級(jí)壓縮比的變化規(guī)律如圖2、圖3 所示。由于設(shè)置的吸氣壓力降低，排氣壓力保持不變，因此風(fēng)源系統(tǒng)的總壓縮比增大，壓縮比的增大會(huì)使得壓縮機(jī)的容積效率降低，為了保證制動(dòng)系統(tǒng)與海平面處相同的性能，要求風(fēng)源系統(tǒng)空壓機(jī)選型時(shí)應(yīng)充分考慮海拔的影響，當(dāng)車輛在高原地區(qū)應(yīng)用時(shí)應(yīng)選用較大的容積流量。

圖2 不同環(huán)境壓力及溫度下第一級(jí)壓縮比變化規(guī)律

圖3 不同環(huán)境壓力及溫度下第二級(jí)壓縮比變化規(guī)律

由圖2 可以看出在風(fēng)源系統(tǒng)輸出壓力不變的情況下，隨著環(huán)境壓力和環(huán)境溫度的變化，第一級(jí)壓縮過(guò)程的壓縮比基本穩(wěn)定在4.2～4.3 之間，變化不明顯。因此在輸出壓力不變的情況下，環(huán)境因素的變化導(dǎo)致的總壓縮比變化主要通過(guò)改變第二級(jí)壓縮過(guò)程的壓縮比實(shí)現(xiàn)的，如圖3 所示。隨著環(huán)境大氣壓力的降低第二級(jí)壓縮過(guò)程的壓縮比不斷增加，且隨著環(huán)境溫度的增加第二級(jí)壓縮比也隨之緩慢增加，但總體而言環(huán)境溫度對(duì)壓縮比的影響不大。

3.3 環(huán)境因素對(duì)排氣溫度的影響

風(fēng)源系統(tǒng)的排氣溫度過(guò)高不僅會(huì)影響下游用風(fēng)設(shè)備的使用壽命和可靠性，而且影響風(fēng)源自身機(jī)組的效率，因此控制風(fēng)源系統(tǒng)的排氣溫度具有重要的意義。在仿真中將風(fēng)源系統(tǒng)的各級(jí)壓縮過(guò)程等效成絕熱過(guò)程，風(fēng)源系統(tǒng)僅在中間冷卻器中與外界環(huán)境進(jìn)行熱交換，并假設(shè)風(fēng)源系統(tǒng)冷卻器的換熱系數(shù)不隨環(huán)境變化而變化。

經(jīng)過(guò)第一級(jí)壓縮后的壓縮空氣流經(jīng)中間冷卻器后，其排氣溫差隨著環(huán)境大氣壓力的增加而增加，平均溫差變化梯度約為23.8 ℃/barA，而隨著環(huán)境溫度的不斷提升，一級(jí)冷卻器的排氣溫差也不斷增高，平均溫差變化梯度約為0.018 ℃，如圖4 所示。第二級(jí)壓縮后的壓縮空氣經(jīng)過(guò)冷卻器后，其冷卻溫差隨著環(huán)境大氣壓力的升高而升高，平均溫差變化梯度約為4.1 ℃/barA，但是隨著環(huán)境大氣溫度的不斷升高，二級(jí)冷卻器的排氣溫差不斷降低，在環(huán)境壓力為1 barA 時(shí)，其溫差變化梯度約為0.01 ℃，如圖5 所示，因此環(huán)境溫度的影響基本可以忽略。性能良好的冷卻系統(tǒng)能夠保證在復(fù)雜環(huán)境條件下使風(fēng)源系統(tǒng)的排氣溫度與環(huán)境溫差小于15 ℃。風(fēng)源系統(tǒng)在車輛上安裝時(shí)應(yīng)充分考慮風(fēng)源系統(tǒng)的散熱情況，在車輛日常維護(hù)過(guò)程中應(yīng)檢查和清理風(fēng)源系統(tǒng)的散熱出口，以保證風(fēng)源系統(tǒng)可靠正常地工作。

圖4 不同環(huán)境壓力及溫度下第一級(jí)排氣溫差

圖5 不同環(huán)境壓力及溫度下第二級(jí)排氣溫差

3.4 環(huán)境因素對(duì)排氣量的影響

利用圖1 所示的仿真模型計(jì)算得到風(fēng)源系統(tǒng)出口處排氣的質(zhì)量流量隨環(huán)境因素的變化規(guī)律，如圖6 所示。隨著環(huán)境大氣壓力的降低，風(fēng)源系統(tǒng)的質(zhì)量流量也不斷減小，質(zhì)量流量隨環(huán)境大氣壓壓力的變化梯度約為19.2［（g/s）·（barA）-1］。風(fēng)源系統(tǒng)排氣的質(zhì)量流量隨環(huán)境溫度的升高不斷減小，且環(huán)境大氣壓力越高，質(zhì)量流量的變化梯度越大。在環(huán)境20 ℃時(shí)，海拔高度3 000 m 的地區(qū)大氣壓力約為0.67 barA，由圖6 可知，在海拔3 000 m地區(qū)應(yīng)用的風(fēng)源系統(tǒng)的排氣質(zhì)量流量約為海平面地區(qū)排氣質(zhì)量流量的67%。因此當(dāng)車輛應(yīng)用于海拔3 000 m 時(shí)，所選風(fēng)源系統(tǒng)的容積流量要比在海平面使用時(shí)至少大1.5 倍。在海平面標(biāo)準(zhǔn)大氣壓力下，環(huán)境溫度為40 ℃時(shí)，風(fēng)源系統(tǒng)的排氣質(zhì)量流量約為環(huán)境溫度0 ℃時(shí)的86%，因此當(dāng)車輛應(yīng)用在溫差變化較大的地區(qū)時(shí)，風(fēng)源系統(tǒng)選型應(yīng)充分考慮溫差的影響。

圖6 不同環(huán)境壓力及溫度下排氣流量

3.5 環(huán)境因素對(duì)曲軸扭矩的影響

曲軸是活塞式壓縮機(jī)的動(dòng)力傳動(dòng)部件，電動(dòng)機(jī)等外在動(dòng)力通過(guò)曲軸將動(dòng)力傳遞到壓縮機(jī)，并且曲軸安裝在其上的連桿將回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為往復(fù)運(yùn)動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)活塞壓縮機(jī)的工作。因此曲軸上負(fù)載的變化將反映壓縮機(jī)所消耗的功率大小［6］。

根據(jù)建立的理想風(fēng)源系統(tǒng)模型，不考慮風(fēng)源系統(tǒng)工作過(guò)程的摩擦及其他形式的能量消耗，通過(guò)計(jì)算得到在固定環(huán)境溫度、不同吸氣大氣壓力下，風(fēng)源系統(tǒng)在工作過(guò)程中曲軸上扭矩的變化規(guī)律。在20 ℃的環(huán)境溫度下，風(fēng)源系統(tǒng)工作環(huán)境大氣壓力越大，則曲軸上的扭矩越大，如圖7 所示。這是由于在氣缸直徑和活塞的工作行程一定的情況下，風(fēng)源系統(tǒng)工作環(huán)境的大氣壓力越大，第一級(jí)壓縮比固定不變，第一、二級(jí)壓縮過(guò)程的吸氣壓力相應(yīng)的也要增大，吸氣壓力的增大導(dǎo)致在壓縮過(guò)程中壓縮腔的壓強(qiáng)越大，因而作用在活塞的反作用力越大，如圖8、圖9 所示，從而導(dǎo)致曲軸的扭矩越大。

圖7 不同環(huán)境大氣壓力下曲軸扭矩變化

圖8 不同環(huán)境大氣壓力下一級(jí)壓縮氣缸的活塞受力變化

圖9 不同環(huán)境大氣壓力下二級(jí)壓縮氣缸的活塞受力變化

4 結(jié) 論

文中通過(guò)理論解析和仿真研究了環(huán)境因素對(duì)活塞式風(fēng)源系統(tǒng)性能的影響規(guī)律，得出以下結(jié)論：

（1）對(duì)于二級(jí)壓縮活塞式風(fēng)源系統(tǒng)，在輸出壓力不變的情況下，環(huán)境因素變化導(dǎo)致總壓縮比變化主要通過(guò)改變第二級(jí)壓縮過(guò)程的壓縮比實(shí)現(xiàn)的，隨著環(huán)境大氣壓力的降低，第二級(jí)壓縮過(guò)程的壓縮比不斷增加，溫度對(duì)壓縮比的影響較小。

（2）風(fēng)源系統(tǒng)排氣溫度隨著環(huán)境大氣壓力的增加而增加，而隨著環(huán)境溫度的升高排氣溫度也不斷升高。

（3）隨著環(huán)境大氣壓力的降低，風(fēng)源系統(tǒng)的質(zhì)量流量也不斷減小，而且風(fēng)源系統(tǒng)排氣的質(zhì)量流量隨著環(huán)境溫度的升高不斷減小。

（4）對(duì)于二級(jí)壓縮活塞式風(fēng)源系統(tǒng)，在理想情況下其工作環(huán)境大氣壓力越大，則曲軸上的扭矩越大。