孔德帥，張建海，金 哲，孫正軍，宮明興，裴正武

（1 中國鐵道科學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，地勢地形復雜多樣，各地區(qū)氣候差異顯著。因此在中國龐大的軌道交通網(wǎng)絡中，車輛的運行環(huán)境多變，對風源系統(tǒng)適應性研究具有重要意義。

1 概 述

風源系統(tǒng)是為軌道交通車輛提供潔凈壓縮空氣的關鍵部件，其產(chǎn)生的壓縮空氣除供給車輛空氣制動系統(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設備。風源系統(tǒng)通常包括進氣過濾裝置、空氣壓縮機、后處理裝置等，其中空氣壓縮機是風源系統(tǒng)的核心部件［1］。空壓機工作環(huán)境的海拔高度、大氣溫度、空氣相對濕度和動力源等對其輸出性能產(chǎn)生一定的影響。

目前軌道車輛用主流的風源系統(tǒng)通常采用活塞式壓縮機和螺桿式壓縮機?；钊綁嚎s機由于結構簡單，易于維護的特點，在地鐵車輛和動車組等軌道車輛中廣泛應用［2］。

2 理論解析

以活塞壓縮機為例，壓縮機的排氣量是指單位時間內，壓縮機最后一級排出的氣體量換算到第一級進氣狀態(tài)下（壓力、溫度、濕度和壓縮性系數(shù)）氣體的容積值，通常換算到標準狀態(tài)下計算?；钊綁嚎s機活塞在每一行程所掃過的容積值稱為氣缸工作容積，以Vp表示。單位時間內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為曲軸的轉速；i為同級氣缸數(shù)。

實際上壓縮機運行時由于余隙容積、氣閥及管線上壓力波動，熱交換、泄漏等因素的影響，使行程容積的有效值減少。因此在一級排氣壓力下，一級壓縮的實際排氣量換算到標準狀態(tài)下為式（2）：

式中：λ1為壓縮機一級的排氣系數(shù)，λ1=λv1λp1λT1λg1；Ts1為壓縮機吸氣溫度；ps1為壓縮機吸氣壓力。

將壓縮過程等效成絕熱過程，一級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為一級壓縮的排氣壓力。

對于兩級壓縮的活塞壓縮機而言，排氣量為式（4）：

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

壓縮機在一級壓縮后，壓縮空氣通常先經(jīng)過中間冷卻器進行冷卻，然后再進行第二級壓縮，以提高機組的效率。對于空冷中間冷卻器，根據(jù)熱力學第一定律，中間冷卻器的熱交換可以寫成式（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為冷卻風扇的冷卻風量；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)過冷卻器的進出口溫差；ΔT2為冷卻風扇的進排風溫差。

中間冷卻器的電機功率為式（6）：

式中：η為中間冷卻器風機電機的效率；pa為中間冷卻器風扇的風壓。

由式（2）～式（6）可得兩級壓縮活塞壓縮機在標準大壓力下的排氣量為式（7）：

二級壓縮的排氣溫度為式（8）：

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

風源系統(tǒng)的排氣量和排氣溫度是風源系統(tǒng)最重要的指標之一，通過計算分析可知風源系統(tǒng)的排氣量和排氣溫度會隨吸氣壓力、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，當排氣壓力一定時風源系統(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 是一款多學科復雜領域仿真平臺，其在航天、液壓、汽車等領域廣泛應用［3-4］，因其含有整套的標準可靠的模型庫，在系統(tǒng)建模和多學科耦合分析中廣受歡迎［5］。軟件通過可視化的圖標元件進行模型搭建，極大地簡化了工程人員的建模過程。

利用AMEsim，建立二級壓縮的活塞式風源系統(tǒng)仿真模型如圖1 所示，3 個活塞缸呈星形沿軸均布，模型的主要參數(shù)見表1?？諝饨?jīng)過每級壓縮后均經(jīng)過一個具有熱交換功能的腔室進行冷卻。在二級壓縮出口處設置最小壓力閥，使壓縮機出口壓力穩(wěn)定在10 barA 左右，在最小壓力閥下游設置一個100 L 風缸來緩沖活塞式壓縮機造成的壓力脈動。

表1 仿真模型的主要參數(shù)

圖1 二級壓縮的活塞式風源模型

3.2 環(huán)境因素對各級壓縮比的影響

利用圖1 所示的仿真模型，最小壓力閥保證壓縮機第二級壓縮出口壓力為10 barA，通過改變風源系統(tǒng)的環(huán)境壓力和環(huán)境溫度，包括壓縮機吸氣壓力、吸氣溫度和中間冷卻器的環(huán)境溫度和環(huán)境壓力，得到各級壓縮比的變化規(guī)律如圖2、圖3 所示。由于設置的吸氣壓力降低，排氣壓力保持不變，因此風源系統(tǒng)的總壓縮比增大，壓縮比的增大會使得壓縮機的容積效率降低，為了保證制動系統(tǒng)與海平面處相同的性能，要求風源系統(tǒng)空壓機選型時應充分考慮海拔的影響，當車輛在高原地區(qū)應用時應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壓縮比變化規(guī)律

圖3 不同環(huán)境壓力及溫度下第二級壓縮比變化規(guī)律

由圖2 可以看出在風源系統(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，第一級壓縮過程的壓縮比基本穩(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)境因素的變化導致的總壓縮比變化主要通過改變第二級壓縮過程的壓縮比實現(xiàn)的，如圖3 所示。隨著環(huán)境大氣壓力的降低第二級壓縮過程的壓縮比不斷增加，且隨著環(huán)境溫度的增加第二級壓縮比也隨之緩慢增加，但總體而言環(huán)境溫度對壓縮比的影響不大。

3.3 環(huán)境因素對排氣溫度的影響

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

經(jīng)過第一級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。第二級壓縮后的壓縮空氣經(jīng)過冷卻器后，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，二級冷卻器的排氣溫差不斷降低，在環(huán)境壓力為1 barA 時，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)能夠保證在復雜環(huán)境條件下使風源系統(tǒng)的排氣溫度與環(huán)境溫差小于15 ℃。風源系統(tǒng)在車輛上安裝時應充分考慮風源系統(tǒng)的散熱情況，在車輛日常維護過程中應檢查和清理風源系統(tǒng)的散熱出口，以保證風源系統(tǒng)可靠正常地工作。

圖4 不同環(huán)境壓力及溫度下第一級排氣溫差

圖5 不同環(huán)境壓力及溫度下第二級排氣溫差

3.4 環(huán)境因素對排氣量的影響

利用圖1 所示的仿真模型計算得到風源系統(tǒng)出口處排氣的質量流量隨環(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，風源系統(tǒng)的質量流量也不斷減小，質量流量隨環(huán)境大氣壓壓力的變化梯度約為19.2［（g/s）·（barA）-1］。風源系統(tǒng)排氣的質量流量隨環(huán)境溫度的升高不斷減小，且環(huán)境大氣壓力越高，質量流量的變化梯度越大。在環(huán)境20 ℃時，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)應用的風源系統(tǒng)的排氣質量流量約為海平面地區(qū)排氣質量流量的67%。因此當車輛應用于海拔3 000 m 時，所選風源系統(tǒng)的容積流量要比在海平面使用時至少大1.5 倍。在海平面標準大氣壓力下，環(huán)境溫度為40 ℃時，風源系統(tǒng)的排氣質量流量約為環(huán)境溫度0 ℃時的86%，因此當車輛應用在溫差變化較大的地區(qū)時，風源系統(tǒng)選型應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)境因素對曲軸扭矩的影響

曲軸是活塞式壓縮機的動力傳動部件，電動機等外在動力通過曲軸將動力傳遞到壓縮機，并且曲軸安裝在其上的連桿將回轉運動轉化為往復運動，從而實現(xiàn)活塞壓縮機的工作。因此曲軸上負載的變化將反映壓縮機所消耗的功率大?。?］。

根據(jù)建立的理想風源系統(tǒng)模型，不考慮風源系統(tǒng)工作過程的摩擦及其他形式的能量消耗，通過計算得到在固定環(huán)境溫度、不同吸氣大氣壓力下，風源系統(tǒng)在工作過程中曲軸上扭矩的變化規(guī)律。在20 ℃的環(huán)境溫度下，風源系統(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，風源系統(tǒng)工作環(huán)境的大氣壓力越大，第一級壓縮比固定不變，第一、二級壓縮過程的吸氣壓力相應的也要增大，吸氣壓力的增大導致在壓縮過程中壓縮腔的壓強越大，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)境大氣壓力下二級壓縮氣缸的活塞受力變化

4 結 論

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

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

（2）風源系統(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，風源系統(tǒng)的質量流量也不斷減小，而且風源系統(tǒng)排氣的質量流量隨著環(huán)境溫度的升高不斷減小。

（4）對于二級壓縮活塞式風源系統(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。