復(fù)雜服役環(huán)境下軌道車輛風(fēng)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(xué)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(fù)雜多樣，各地區(qū)氣候差異顯著。在中國龐大的軌道交通網(wǎng)絡(luò)中車輛的運行環(huán)境多變，因此對車輛設(shè)備的環(huán)境適應(yīng)性研究具有重要意義。

目前關(guān)于風(fēng)源裝置的研究多集中在設(shè)計方法以及部件參數(shù)選型對供風(fēng)能力的影響上，關(guān)于環(huán)境對風(fēng)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(fēng)缸容積的設(shè)計方法，通過試驗研究了壓縮機排量和風(fēng)缸容積對車輛充氣緩解的影響；冷波等［2］通過動車組耗風(fēng)量計算給出了風(fēng)源裝置部件技術(shù)參數(shù)確定方法；劉治國等［3］結(jié)合貨運列車的耗風(fēng)量要求，分析了風(fēng)源系統(tǒng)的供風(fēng)能力，給出了壓縮機排量的選型方案；鄧?yán)钇降龋?］基于運行數(shù)據(jù)研究了車輛風(fēng)源裝置啟停模式和總風(fēng)缸容積對風(fēng)源裝置供風(fēng)能力與耗風(fēng)需求匹配性的影響；張長東等［5］基于正交試驗研究了主風(fēng)缸容積、壓縮機開啟壓強、壓縮機排氣量對風(fēng)源裝置供風(fēng)能力的影響。段明民［6］基于高海拔低壓環(huán)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(huán)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(tǒng)的風(fēng)源裝置理論模型，難以對復(fù)雜環(huán)境下風(fēng)源裝置的性能進行理論分析。

風(fēng)源裝置的零部件較多，整個系統(tǒng)較為復(fù)雜，文中將對系統(tǒng)進行適當(dāng)簡化，僅考慮受環(huán)境因素影響較大的關(guān)鍵部件壓縮機組及冷卻器，通過建立系統(tǒng)模型進而從理論上研究不同環(huán)境條件對風(fēng)源裝置性能的影響。其中，風(fēng)源裝置中的空氣壓縮機可以是螺桿壓縮機，也可以是往復(fù)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(fēng)源裝置。

1 模型假設(shè)

在建立風(fēng)源裝置的數(shù)學(xué)模型前，需對以下合理假設(shè)和分析進行說明：

（1）流經(jīng)風(fēng)源裝置的空氣為理想氣體。

（2）空氣流經(jīng)空氣過濾器、油氣分離器和空氣冷卻器時因流阻而產(chǎn)生壓力損失，壓力有所下降，但根據(jù)實測數(shù)據(jù)，當(dāng)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(jīng)這3 個部件的流阻對整個風(fēng)源裝置的影響可以忽略。

（3）假設(shè)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(fēng)之間、油冷卻器中的油和冷卻風(fēng)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(jīng)風(fēng)源裝置的過程中，壓力和溫度均會發(fā)生變化，尤其是經(jīng)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(shù)學(xué)模型

對于螺桿壓縮機，理論容積流量為單位時間內(nèi)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過的齒間容積之和，取決于壓縮機的幾何尺寸和轉(zhuǎn)速［7］。實際上，由于受型線種類、壓差、轉(zhuǎn)速、氣體性質(zhì)等眾多因素的影響，在空氣壓縮過程中會發(fā)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(fēng)源裝置一般要求壓縮機將空氣從環(huán)境壓力增壓至1 000 kPa，考慮環(huán)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(rèn)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(shù)。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(jù)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(zhì)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(jīng)壓縮機之后的氣體狀態(tài)。壓縮機排出的氣體將繼續(xù)進入空氣冷卻器進行冷卻。

2.2 空氣冷卻器數(shù)學(xué)模型

風(fēng)源裝置中的空氣冷卻器靠風(fēng)機供應(yīng)冷卻風(fēng)流經(jīng)冷卻器使得冷卻器內(nèi)的壓縮空氣降溫。在流經(jīng)冷卻器前，冷卻風(fēng)的溫度為環(huán)境溫度Te，壓縮空氣的溫度為壓縮機排氣溫度Tco。參考文獻(xiàn)［8］，空氣冷卻器排氣溫度可通過下述計算獲得。假設(shè)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(yīng)的熱負(fù)荷為式（5）：

式中：maci為空氣冷卻器的氣體質(zhì)量流量。熱平衡方程為式（6）：

式中：macw為流經(jīng)空氣冷卻器的冷卻風(fēng)量；Tacw為冷卻風(fēng)經(jīng)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(zhì)的平均溫差為式（8）：

換熱介質(zhì)的特性溫差為式（9）：

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

而換熱介質(zhì)的最小溫差近似為式（11）：

根據(jù)換熱介質(zhì)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(shù)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(shù)學(xué)模型

上述壓縮機排氣中的高溫油將經(jīng)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(nèi)。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(dāng)經(jīng)過油冷卻器的冷卻風(fēng)量為mocw，Toci為油冷卻器的進口油溫，moco為油冷卻器的油質(zhì)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(fēng)經(jīng)油冷卻器之后的出風(fēng)溫度為式（16）：

記換熱介質(zhì)的平均溫差為式（17）：

換熱介質(zhì)的特性溫差為式（18）：

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

而換熱介質(zhì)的最小溫差近似為式（20）：

根據(jù)換熱介質(zhì)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(shù)；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(dāng)空氣壓力≤2 MPa時，psat主要取決于溫度，目前應(yīng)用較為廣泛的經(jīng)驗公式為紀(jì)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(zhì)量。由理想氣體狀態(tài)方程可推導(dǎo)出濕空氣含水量d（g/kg）和相對濕度φ的關(guān)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(tài)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(shù)，由理想氣體狀態(tài)方程可計算出Ra=286.9 J/（kg?K），Rv=461.6 J/（kg?K）。

當(dāng)體積流量為Vci、相對濕度為φci的空氣經(jīng)過壓縮機壓縮后，壓力、溫度分別由pci、Tci變?yōu)閜co、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(zhì)量流量為式（32）：

入口處水蒸氣質(zhì)量流量mciv為式（33）：

入口處干空氣質(zhì)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(zhì)量恒定，故壓縮機出口處的干空氣質(zhì)量流量為式（35）：

當(dāng)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(shè)出口空氣為飽和濕空氣，其水蒸氣質(zhì)量流量應(yīng)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(dá)到飽和，且有水析出，析出水后空氣中所含水蒸氣的質(zhì)量流量為式（39）：

壓縮機出口處濕空氣的質(zhì)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(jīng)整個氣路時含水量的變化。

4 系統(tǒng)模型

由于氣流依次經(jīng)過壓縮機和空氣冷卻器，油則是在噴入壓縮機后經(jīng)過油冷卻器冷卻再噴入壓縮機形成油路的循環(huán)，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(dāng)噴油溫度發(fā)生變化時，壓縮機排氣溫度也會隨之變化，因此風(fēng)源裝置中整個油路的熱交換過程應(yīng)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(yīng)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(fēng)源裝置的計算模型如圖1所示。

圖1 風(fēng)源裝置計算模型

5 結(jié)果分析

以某風(fēng)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(fēng)體積流量為6 m3/min，油冷卻器冷卻風(fēng)體積流量為12 m3/min，其他參數(shù)由試驗數(shù)據(jù)測得：壓縮機絕熱效率ηad為0.75，空氣冷卻器的流型當(dāng)量系數(shù)αac為0.5，空氣冷卻器的換熱系數(shù)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(zhì)量流量moco=13.43 kg/min，油冷卻器的流型當(dāng)量系數(shù)αoc=0.5，油冷卻器的換熱系數(shù)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(zhǔn)確性，分別在4 種環(huán)境工況下測得風(fēng)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(shù)據(jù)與模型計算結(jié)果進行對比。試驗系統(tǒng)由原風(fēng)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(fēng)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(diào)節(jié)進氣壓力，在風(fēng)源系統(tǒng)進氣口增加進氣緩沖罐，罐前裝有節(jié)流閥。另外，為了穩(wěn)定排氣壓力，在風(fēng)源裝置排氣口增加排氣緩沖罐，罐后裝有節(jié)流閥，調(diào)節(jié)節(jié)流閥可將排氣壓力穩(wěn)定在1 000 kPa。整個風(fēng)源裝置被放在環(huán)境艙中，由環(huán)境艙調(diào)節(jié)裝置運行時的環(huán)境溫度，通過調(diào)節(jié)進氣緩沖罐前的節(jié)流閥控制進氣壓力，而環(huán)境相對濕度由于較難控制，在試驗中不做調(diào)節(jié)。試驗分別對幾個典型工況下的風(fēng)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(jié)流閥和環(huán)境艙本身的調(diào)節(jié)誤差，將以實測數(shù)據(jù)為準(zhǔn)。測試數(shù)據(jù)與模型計算結(jié)果對比數(shù)據(jù)見表1（由于風(fēng)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(tǒng)，由氣水分離裝置和干燥器吸收排出，因此很難準(zhǔn)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(shù)據(jù)的誤差分別在5.2 ℃、3.7 ℃和0.07 m3/min 以內(nèi)，模型的準(zhǔn)確度可以滿足工程問題的分析要求。

表1 風(fēng)源裝置模型計算與試驗結(jié)果對比

圖2 風(fēng)源裝置試驗系統(tǒng)及試驗用環(huán)境艙

5.1 環(huán)境大氣壓力和溫度對風(fēng)源裝置性能影響

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

圖3 風(fēng)源裝置性能隨環(huán)境氣壓和溫度的變化規(guī)律

圖3 中紅色曲線表示保持環(huán)境溫度不變，各性能參數(shù)隨環(huán)境氣壓的變化情況，黑色曲線表示保持環(huán)境氣壓不變，各性能參數(shù)隨環(huán)境溫度的變化情況。由圖3 可知當(dāng)環(huán)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(tǒng)排氣量明顯減小，氣體冷卻器出口析出水量有所增加。當(dāng)環(huán)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(tǒng)排氣量增大，氣體冷卻器析出水量減少。當(dāng)車輛開往高原區(qū)域時，環(huán)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(tǒng)排氣量變化較小，氣體冷卻器出口析出水量主要受環(huán)境溫度下降影響而明顯減少，因此：

（1）風(fēng)源裝置的冷卻效果增強，系統(tǒng)不會因氣體溫度過高發(fā)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(xiàn)結(jié)冰堵塞的問題，應(yīng)增加系統(tǒng)排水的頻率。

5.2 環(huán)境溫度和相對濕度對風(fēng)源裝置的影響

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

圖4 風(fēng)源裝置性能隨環(huán)境溫度和相對濕度的變化規(guī)律

圖4 中紅色曲線表示保持環(huán)境溫度不變，各性能參數(shù)隨環(huán)境相對濕度的變化情況，黑色曲線表示保持環(huán)境相對濕度不變，各性能參數(shù)隨環(huán)境溫度的變化情況。由圖4 可知當(dāng)環(huán)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(tǒng)排氣量隨環(huán)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(tǒng)排氣量和氣體冷卻器析出水量基本不隨環(huán)境相對濕度的降低而變化。當(dāng)車輛從南方開往北方地區(qū)時，環(huán)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(tǒng)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(fēng)源裝置的冷卻效果增強。

（2）系統(tǒng)排氣量增大，風(fēng)源裝置打氣時間縮短。

（3）可適當(dāng)減少系統(tǒng)排水頻率。

5.3 環(huán)境相對濕度和大氣壓力對風(fēng)源裝置的影響

當(dāng)環(huán)境濕度在［20%，90%］范圍內(nèi)變化，環(huán)境氣壓在［60 kPa，101 kPa］范圍內(nèi)變化，環(huán)境溫度為31 ℃時，風(fēng)源裝置性能（壓縮機出口溫度、氣體冷卻器出口溫度、系統(tǒng)排氣量和氣體冷卻器出口析出水量）隨環(huán)境氣壓的變化規(guī)律如圖5 所示。

圖5 風(fēng)源裝置性能隨環(huán)境大氣壓力和相對濕度的變化規(guī)律

圖5 中紅色曲線表示保持環(huán)境氣壓不變，各性能參數(shù)隨環(huán)境相對濕度的變化情況，黑色曲線表示保持環(huán)境相對濕度不變，各性能參數(shù)隨環(huán)境氣壓的變化情況。由圖5 可知當(dāng)環(huán)境相對濕度從90%減至20%時，風(fēng)源裝置性能變化規(guī)律見5.2 中的分析結(jié)果，當(dāng)環(huán)境氣壓從101 kPa 減至60 kPa時，風(fēng)源裝置性能變化規(guī)律見5.1 中的分析結(jié)果?？梢姰?dāng)車輛由相對濕度大的常壓地區(qū)進入相對濕度較低的低壓地區(qū)時：

（1）風(fēng)源裝置的冷卻效果主要受環(huán)境氣壓的影響增強。

（2）系統(tǒng)排氣量主要受環(huán)境氣壓的影響而有較大幅度降低，風(fēng)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(huán)境相對濕度影響明顯減少，可適當(dāng)減少系統(tǒng)排水頻率。

5.4 風(fēng)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(fēng)源裝置沿青藏線的性能變化，對該線路車輛用風(fēng)源裝置的設(shè)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(jù)環(huán)境數(shù)據(jù)可知，青藏線鐵路沿線的氣壓可在558～792 kPa 范圍內(nèi)波動，環(huán)境溫度在-19～19 ℃之間變化，環(huán)境相對濕度可從24%變化至87%，因此環(huán)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，變化很小；氣溫差異為8.9～13.5 ℃，在4 月份氣溫差異達(dá)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(dá)到最大。由5.2的結(jié)論可知，當(dāng)環(huán)境溫度較低時，風(fēng)源裝置性能幾乎不受環(huán)境相對濕度的影響，而受環(huán)境溫度影響更顯著，因此在4 月份風(fēng)源裝置性能波動幅度會更大，下面將對4 月份的風(fēng)源裝置性能進行考察。由各站點環(huán)境條件數(shù)據(jù)通過樣條插值可得到環(huán)境條件沿青藏線的連續(xù)變化曲線，如圖6 所示。

圖6 4 月份青藏線鐵路沿線環(huán)境條件

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

圖7 風(fēng)源裝置性能沿青藏線鐵路的變化規(guī)律

根據(jù)圖7，當(dāng)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(xiàn)先下降，至西寧站和青海湖站之間某處達(dá)到最低點，再升高，至格爾木站達(dá)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(fā)生在西寧到青海湖之間，最高溫度為43.16 ℃，發(fā)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(xiàn)先增大，至西寧到青海湖之間某處達(dá)到最大排氣量，再減小，至格爾木站附近達(dá)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(fā)生在西寧到青海湖之間，最小排氣量為0.49 m3/min，發(fā)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(fēng)源裝置的冷卻效果能夠滿足要求，也不會發(fā)生氣體冷卻器結(jié)冰堵塞的問題，甚至可以大幅降低系統(tǒng)排水頻率，但系統(tǒng)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(fēng)源裝置設(shè)計時選用更大排量的空氣壓縮機。

6 結(jié)論

綜上所述，文中所建立的風(fēng)源裝置系統(tǒng)模型可計算風(fēng)源裝置在復(fù)雜環(huán)境條件下的性能變化情況，據(jù)此可給出不同路段上車輛用風(fēng)源裝置的設(shè)計建議和改進方向。對于高溫、高濕度地區(qū)，需要增加冷卻風(fēng)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(dāng)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(tǒng)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(qū)，需要在系統(tǒng)設(shè)計時選用更大額定容積流量的壓縮機，并提高系統(tǒng)排水頻率；對于低壓、低溫、高濕度地區(qū)，需減小冷卻風(fēng)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(tǒng)排水頻率防止發(fā)生冷卻器冰堵，同時適當(dāng)增大壓縮機的額定容積流量以滿足制動用氣量要求。