蘇 晶

(鐵道第三勘察設(shè)計(jì)院集團(tuán)有限公司, 天津 300251)

1 概述

鐵路運(yùn)輸是我國(guó)主要的中、長(zhǎng)途運(yùn)輸方式，是我國(guó)旅客的主要客運(yùn)工具。近年來(lái)，人們對(duì)鐵路客運(yùn)條件，即車內(nèi)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(diǎn)不僅只是保證列車安全、快速地運(yùn)行，而且還應(yīng)該為車上旅客及乘務(wù)人員提供一個(gè)舒適、健康的乘車環(huán)境。傳統(tǒng)的空調(diào)機(jī)組生產(chǎn)方法依舊以經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)和樣機(jī)試驗(yàn)為主，成本高，時(shí)間久，不符合現(xiàn)代產(chǎn)品的研發(fā)要求。另外，大部分車輛生產(chǎn)廠家在配置空調(diào)機(jī)組時(shí)仍采用靜態(tài)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，未考慮列車運(yùn)行時(shí)車內(nèi)負(fù)荷變化、車外環(huán)境改變等一系列問(wèn)題。因此，采用計(jì)算機(jī)建模與仿真手段對(duì)使用替代工質(zhì)R410A的新型列車空調(diào)機(jī)組進(jìn)行變工況動(dòng)態(tài)仿真及性能預(yù)測(cè)，對(duì)提高列車空調(diào)開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)能力具有較強(qiáng)現(xiàn)實(shí)意義，也可為我國(guó)列車空調(diào)系統(tǒng)制冷劑替代工作提供經(jīng)驗(yàn)。相關(guān)實(shí)測(cè)結(jié)果表明，運(yùn)用仿真技術(shù)可以使研發(fā)人員在設(shè)計(jì)初期就能比較準(zhǔn)確地了解機(jī)組各部件和整機(jī)的運(yùn)行參數(shù)指標(biāo)，從而大大節(jié)省人力、物力，縮短新產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期，為提高產(chǎn)品性能提供保障[1]。

2 列車空調(diào)系統(tǒng)組成

列車單元式空調(diào)機(jī)組結(jié)構(gòu)同普通空調(diào)機(jī)組類似，主要由壓縮機(jī)、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(diào)機(jī)組通常設(shè)計(jì)安裝于車頂，而部分高鐵空調(diào)機(jī)組出于降低車輛重心等安全因素的考慮，機(jī)組被設(shè)計(jì)安裝于車廂底部，再使用一個(gè)與空調(diào)機(jī)組相連的管道系統(tǒng)將處理過(guò)的空氣沿車廂分配。

本次列車用空調(diào)仿真機(jī)組擬采用混合環(huán)保制冷劑R410A。該型制冷劑是目前為止國(guó)際公認(rèn)的用來(lái)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(diǎn)[2]。壓縮機(jī)采用渦旋變頻壓縮機(jī)，該類壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、振動(dòng)及雜聲小，并且可以根據(jù)列車行駛過(guò)程中負(fù)荷及外界工況變化情況靈活調(diào)整制冷量，是近幾年來(lái)單元式空調(diào)機(jī)組各類型制冷壓縮機(jī)中選擇的熱門種類。節(jié)流機(jī)構(gòu)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(hù)的翅片管式換熱器。

3 數(shù)學(xué)模型

仿真過(guò)程中制冷壓縮機(jī)及熱力膨脹閥均采用簡(jiǎn)化模型，簡(jiǎn)化后的模型可以避開(kāi)復(fù)雜的機(jī)械運(yùn)動(dòng)過(guò)程，有效直觀地對(duì)壓縮機(jī)及熱力膨脹閥的熱力過(guò)程進(jìn)行仿真。而換熱器則采用分布參數(shù)模型，這種模型計(jì)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(shí)時(shí)變化情況，可以用來(lái)確定換熱器的動(dòng)態(tài)特性。不同類型換熱器結(jié)構(gòu)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(dú)編寫(xiě)的針對(duì)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(diào)機(jī)組冷凝器為強(qiáng)制對(duì)流空氣冷卻式冷凝器，主要存在空氣側(cè)和制冷劑側(cè)兩類換熱系數(shù)。

(1)空氣側(cè)換熱系數(shù)

管簇排列形式為叉排時(shí)，空氣側(cè)即翅片側(cè)的表面換熱系數(shù)計(jì)算式為

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

(2)制冷劑側(cè)換熱系數(shù)

對(duì)于管內(nèi)制冷劑側(cè)單相區(qū)的換熱系數(shù)，可以使用Dittus-Boeler換熱關(guān)聯(lián)式[3]計(jì)算

式中，Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特?cái)?shù)。

制冷劑側(cè)兩相區(qū)的換熱系數(shù)可以使用Shah[4]關(guān)聯(lián)式計(jì)算

式中，α為換熱系數(shù)，其下標(biāo)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?cái)?shù)；x為干度。

3.2 蒸發(fā)器換熱系數(shù)

(1)空氣側(cè)換熱系數(shù)

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

αea=

式中，αea為蒸發(fā)器空氣側(cè)干表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)；am為蒸發(fā)器單位管長(zhǎng)總外表面積；an為單位管長(zhǎng)外表面積；wmax為最窄截面風(fēng)速；do為特征長(zhǎng)度；νf為運(yùn)動(dòng)粘滯系數(shù)；ρf為空氣密度；cp為定壓比熱容；Pr為普朗特?cái)?shù)。

空氣在蒸發(fā)器內(nèi)狀態(tài)變化可能會(huì)導(dǎo)致凝結(jié)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(guò)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(biāo)m和w分別表示該微元內(nèi)平均值及對(duì)應(yīng)的濕球值。

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

(2)制冷側(cè)換熱系數(shù)

對(duì)于蒸發(fā)器管內(nèi)制冷劑側(cè)單相區(qū)的換熱系數(shù)，可以使用Petukhov-Popov換熱關(guān)聯(lián)式計(jì)算[7-8]

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

制冷劑側(cè)兩相區(qū)的換熱系數(shù)可以使用Kandlikar關(guān)聯(lián)式計(jì)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(wú)量綱系數(shù)，取決于制冷劑性質(zhì);C0為對(duì)流特征數(shù);C1～C5為對(duì)應(yīng)的系數(shù)。

4 變工況動(dòng)態(tài)仿真

空調(diào)列車可看成是一個(gè)運(yùn)動(dòng)著的“建筑物”，在其行駛周期內(nèi)將經(jīng)過(guò)若干不同的氣象地區(qū)，直接導(dǎo)致空調(diào)列車的外部熱環(huán)境參數(shù)經(jīng)常變化。此外，車廂內(nèi)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(lái)的負(fù)荷變化。因此，對(duì)不同車次的空調(diào)列車，在其行駛期間內(nèi)制冷量的調(diào)節(jié)方案不宜相同，應(yīng)根據(jù)實(shí)際情況區(qū)別對(duì)待。使用現(xiàn)代化的計(jì)算機(jī)仿真手段對(duì)列車空調(diào)機(jī)組在各工況下進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬，對(duì)實(shí)際運(yùn)行策略具有重要指導(dǎo)意義。

4.1 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)改變

蒸發(fā)風(fēng)量、冷凝風(fēng)量不變的情況下，制冷壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)正向階躍即制冷量增大的情況下整個(gè)制冷系統(tǒng)的變化情況仿真結(jié)果如圖1所示。設(shè)定初始值蒸發(fā)風(fēng)量5 000 m3/h，進(jìn)風(fēng)干球溫度27 ℃，相對(duì)濕度60%；冷凝風(fēng)量8 000 m3/h，進(jìn)風(fēng)干球溫度35 ℃，相對(duì)濕度63%。

圖1 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)改變制冷系統(tǒng)主要參數(shù)仿真結(jié)果

由圖1(a)可知，制冷壓縮機(jī)在仿真時(shí)間50 s時(shí)開(kāi)始由3 500 r/min線性階躍，至70 s時(shí)達(dá)到4 500 r/min穩(wěn)定狀態(tài)。采用R410A為工質(zhì)的制冷系統(tǒng)雖然具有環(huán)保、高效等特點(diǎn)，但由于R410A屬于高壓制冷劑，使用時(shí)必須提高各部件及連接處的耐壓性。對(duì)于高速列車空調(diào)系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，除了要解決設(shè)備耐壓性這一問(wèn)題外，更重要的是必須考慮常規(guī)環(huán)境下壓力過(guò)高對(duì)列車行駛時(shí)安全的影響。從圖1可知，制冷壓縮機(jī)在3 500 r/min時(shí)排氣壓力已經(jīng)達(dá)到了3.113 MPa，上升至4 500 r/min時(shí)排氣壓力更是達(dá)到了3.292 MPa，工作壓力過(guò)高是R410A制冷劑最主要的缺點(diǎn)之一；制冷壓縮機(jī)在3 500 r/min和4 500 r/min時(shí)排氣溫度分別為83.09 ℃和95.30 ℃。制冷壓縮機(jī)排氣溫度過(guò)高，不單會(huì)降低機(jī)組性能，更會(huì)對(duì)制冷壓縮機(jī)造成損害，導(dǎo)致其壽命減少。因?yàn)榕艢鉁囟冗^(guò)高，會(huì)使壓縮機(jī)的機(jī)體溫度上升，從而使冷凍機(jī)油粘度下降，影響壓縮機(jī)的潤(rùn)滑效果，嚴(yán)重時(shí)壓縮機(jī)甚至?xí)лS、咬死。因此使用R410A制冷劑，對(duì)制冷系統(tǒng)尤其是其中制冷壓縮機(jī)的品質(zhì)要求較高。

制冷壓縮機(jī)在3 500 r/min和4 500 r/min時(shí)，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(jié)構(gòu)形式固定，當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)階躍即制冷量改變后，兩器不匹配所導(dǎo)致的。冷凝溫度過(guò)高，壓力過(guò)大，會(huì)導(dǎo)致關(guān)鍵部件損壞，而蒸發(fā)溫度降低，會(huì)加重壓縮機(jī)的功耗，最終會(huì)使制冷效果不理想。因此，變頻空調(diào)系統(tǒng)更應(yīng)在設(shè)計(jì)階段注意蒸發(fā)器、冷凝器的匹配問(wèn)題，以保證獲得較大的制冷量和較好的經(jīng)濟(jì)性。由圖1可見(jiàn)，制冷壓縮機(jī)由3 500 r/min增加至4 500 r/min時(shí)，制冷量由19.91 kW增加至22.13 kW，但卻以犧牲能效為代價(jià)，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(diào)列車在其行駛周期內(nèi)將經(jīng)過(guò)若干不同的氣象地區(qū)或地形，直接導(dǎo)致空調(diào)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(jìn)風(fēng)溫度是外部環(huán)境變化最主要的參數(shù)之一。冷凝進(jìn)風(fēng)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(nèi)濕球溫度的變化對(duì)制冷系統(tǒng)性能影響要大，因而研究冷凝進(jìn)風(fēng)溫度變化對(duì)制冷系統(tǒng)性能的影響具有較高的實(shí)用意義。在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)恒定的情況下，冷凝進(jìn)風(fēng)溫度改變過(guò)程中整個(gè)制冷系統(tǒng)的變化情況仿真結(jié)果如下。

設(shè)定初始值制冷壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)3 500 r/min；蒸發(fā)風(fēng)量5 000 m3/h，進(jìn)風(fēng)干球溫度27 ℃，相對(duì)濕度60%；冷凝風(fēng)量8 000 m3/h。冷凝進(jìn)風(fēng)溫度由35 ℃正向階躍至45 ℃時(shí)各主要狀態(tài)參數(shù)曲線見(jiàn)圖2。

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

由圖2(a)可知，冷凝進(jìn)風(fēng)溫度在仿真時(shí)間50 s時(shí)開(kāi)始由35 ℃線性階躍，至70 s時(shí)達(dá)到45 ℃并維持在這個(gè)溫度。外界環(huán)境溫度即冷凝進(jìn)風(fēng)溫度升高，壓縮機(jī)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(yīng)盡量避免超過(guò)3.7 MPa。外界溫度45 ℃時(shí)屬于惡劣工況，在這種極端情況下壓縮機(jī)排氣壓力達(dá)到了3.815 MPa，超出了正常的工作范圍。列車空調(diào)制冷系統(tǒng)壓縮機(jī)長(zhǎng)期超壓工作是危險(xiǎn)的，因?yàn)楦邏洪L(zhǎng)期超出壓縮機(jī)設(shè)計(jì)壓力，會(huì)損害關(guān)鍵部件，大大降低機(jī)組使用壽命，嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)鹪O(shè)備事故。壓縮機(jī)排氣溫度過(guò)高還會(huì)引起冷凝壓力升高，冷凝壓力可以通過(guò)冷凝溫度反映，詳見(jiàn)圖2(d)。外界環(huán)境溫度由35 ℃升高至45 ℃時(shí)，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(guò)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(jìn)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(jī)組供冷能力隨室外溫度的升高而降低，機(jī)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(dāng)室外空氣溫度由35 ℃增至45 ℃時(shí)，COP系數(shù)由3.61下降至2.89，降幅達(dá)20%左右，制冷性能急劇惡化。

5 結(jié)論

(1)替代工質(zhì)R410A由于其無(wú)環(huán)境破壞性、傳熱系數(shù)高、換熱效果好等諸多優(yōu)點(diǎn)，逐步成為到目前為止國(guó)際公認(rèn)的用來(lái)替代R22較適合的冷媒。R410A制冷劑應(yīng)用于列車空調(diào)系統(tǒng)，還應(yīng)注意其高工作壓力、系統(tǒng)匹配改進(jìn)等問(wèn)題，但總體來(lái)講利大于弊。

(2)列車空調(diào)機(jī)組動(dòng)態(tài)仿真同穩(wěn)態(tài)仿真相比，更能體現(xiàn)計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)替代真實(shí)系統(tǒng)物理實(shí)驗(yàn)、節(jié)省人力物力的優(yōu)勢(shì)，方便研究人員實(shí)時(shí)觀測(cè)結(jié)果，分析原因。

(3)仿真系統(tǒng)在冷凝風(fēng)量和蒸發(fā)風(fēng)量恒定等條件下，制冷壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)由3 500 r/min增加至4 500 r/min時(shí)，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(jīng)濟(jì)性明顯降低。

(4)仿真系統(tǒng)在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)恒定等條件下，冷凝進(jìn)風(fēng)溫度由35 ℃線性階躍至45 ℃，即列車空調(diào)系統(tǒng)由設(shè)計(jì)工況進(jìn)入高溫惡劣工況運(yùn)行時(shí)，壓縮機(jī)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(jī)組整體制冷性能惡化，COP系數(shù)急劇下降。

[1] 葉力軍，宋立新.利用仿真模型進(jìn)行空調(diào)機(jī)組優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].鐵道車輛，2006,44(2)：14-18.

[2] 臧建彬.高速磁浮車輛空調(diào)系統(tǒng)若干關(guān)鍵問(wèn)題分析[J].城市軌道交通研究，2006,9(3)：60-62.

[3] 丁國(guó)良，張春路.制冷空調(diào)裝置仿真與優(yōu)化[M].北京：科學(xué)出版社，2001．

[3] Shah M M. A general correlation for heat transfer during film condensation inside pipes[J]. Int J of Heat Mass Transfer， 1979，22(4)：547-556.

[4] Newell T A， Shah R K. An assessment of refrigerant heat transfer， pressure drop， and void fraction effects in microfin tubes[J]. ASHRAE Trans， 2001(2)：143-172.

[5] Goto M， Inoue N， Ishiwatari N. Condensation and evaporation heat transfer of R410A inside internally grooved horizontal tubes[J]. Int J of Refrigeration， 2001(24):628-638.

[6] Kandlikar S G， Raykoff T. Predicting flow boiling heat transfer of refrigerants in microfin tubes[J]. Enhanced Heat Trasfer， 1997(4):257-268.

[7] Cavallini A， Col D D， Doretti L， et al. Enhanced intube heat transfer with refr-igerants[C]∥Proceedings of the 20th International Congress of Refrigeration. Sydney: 1999.

[8] Cavallini A， Col DD， Doretti L， et al. Heat transfer and pressure during conde-nsation of refrigerants inside horizontal enhanced tubes[J]. Int J of Refrigeration， 2000，23:4-25.

[9] Yu J，Koyama S. Condensation heat transfer of pure refrigerants in microfin tubes[C]∥Proc 1998 Int Conf at Purdue. Purdue， USA, 1998:325-330.

[10] Swang H，Honda H. Condensation of refrigerants in horizontal microfin tubes： Comparison of prediction methods for heat transf[J]. Int J of Refrigeration， 2003(26):452-460.

[11] 劉廣海，謝如鶴，丁力行.列車空調(diào)室外綜合溫度場(chǎng)的確定與探討[J].中國(guó)鐵道科學(xué)，2006,27(1)：99-103．