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(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）

中國地域遼闊，地勢(shì)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(yùn)行環(huán)境多變，因此對(duì)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(jì)方法以及部件參數(shù)選型對(duì)供風(fēng)能力的影響上，關(guān)于環(huán)境對(duì)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(jī)排量和主風(fēng)缸容積的設(shè)計(jì)方法，通過試驗(yàn)研究了壓縮機(jī)排量和風(fēng)缸容積對(duì)車輛充氣緩解的影響；冷波等［2］通過動(dòng)車組耗風(fēng)量計(jì)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(yùn)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(jī)排量的選型方案；鄧?yán)钇降龋?］基于運(yùn)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(duì)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(yàn)研究了主風(fēng)缸容積、壓縮機(jī)開啟壓強(qiáng)、壓縮機(jī)排氣量對(duì)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(duì)空氣壓縮機(jī)排氣量的影響分析提出了對(duì)高原車輛空氣壓縮機(jī)容積流量的要求，但只分析了壓縮機(jī)的排氣量計(jì)算，沒有考慮環(huán)境對(duì)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(duì)復(fù)雜環(huán)境下風(fēng)源裝置的性能進(jìn)行理論分析。

風(fēng)源裝置的零部件較多，整個(gè)系統(tǒng)較為復(fù)雜，文中將對(duì)系統(tǒng)進(jìn)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(jī)組及冷卻器，通過建立系統(tǒng)模型進(jìn)而從理論上研究不同環(huán)境條件對(duì)風(fēng)源裝置性能的影響。其中，風(fēng)源裝置中的空氣壓縮機(jī)可以是螺桿壓縮機(jī)，也可以是往復(fù)式活塞壓縮機(jī)，文中研究對(duì)象是針對(duì)采用噴油螺桿壓縮機(jī)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(duì)以下合理假設(shè)和分析進(jìn)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(shí)因流阻而產(chǎn)生壓力損失，壓力有所下降，但根據(jù)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)，當(dāng)壓縮機(jī)進(jìn)氣壓力為101 kPa、排氣壓力為1 000 kPa時(shí)，上述3 個(gè)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(gè)部件的流阻對(duì)整個(gè)風(fēng)源裝置的影響可以忽略。

（3）假設(shè)噴油螺桿壓縮機(jī)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(jī)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(huì)發(fā)生變化，尤其是經(jīng)過壓縮機(jī)和空氣冷卻器時(shí)可能有水析出，因此有必要在壓縮機(jī)排氣口、空氣冷卻器排氣口處對(duì)空氣的含水量及析出水量進(jìn)行計(jì)算。

2 部件建模

2.1 壓縮機(jī)數(shù)學(xué)模型

對(duì)于螺桿壓縮機(jī)，理論容積流量為單位時(shí)間內(nèi)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過的齒間容積之和，取決于壓縮機(jī)的幾何尺寸和轉(zhuǎn)速［7］。實(shí)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(huì)發(fā)生氣體的泄漏，壓縮機(jī)的實(shí)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(jī)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(jī)前后壓差為900～940 kPa，波動(dòng)范圍相對(duì)較小，可認(rèn)為其運(yùn)行時(shí)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(jī)理論絕熱功率Pad為式（1）：

式中：pci為壓縮機(jī)進(jìn)口壓力；pco為壓縮機(jī)出口壓力；k為等熵指數(shù)。壓縮機(jī)實(shí)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(jī)的軸功率為式（2）：

噴油螺桿壓縮機(jī)的排氣溫度由壓縮機(jī)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(jìn)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(jī)的熱平衡為式（3）：

式中：mci為壓縮機(jī)實(shí)際質(zhì)量流量；Tci為壓縮機(jī)進(jìn)口溫度；Tco為壓縮機(jī)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(jì)算壓縮機(jī)的排氣溫度為式（4）：

式（1）～式（4）可計(jì)算出空氣流經(jīng)壓縮機(jī)之后的氣體狀態(tài)。壓縮機(jī)排出的氣體將繼續(xù)進(jìn)入空氣冷卻器進(jìn)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(jī)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(jī)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(jì)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(jī)排氣中的高溫油將經(jīng)過油冷卻器進(jìn)行冷卻之后再噴入壓縮機(jī)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(jìn)行換熱從而為油降溫，因此其計(jì)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(jìn)口油溫，moco為油冷卻器的油質(zhì)量流量時(shí)，整個(gè)換熱計(jì)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(jì)算

含有水蒸氣的空氣稱為濕空氣，一般用相對(duì)濕度或含水量表示空氣中含有水蒸氣的程度。其等價(jià)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(shí)，psat主要取決于溫度，目前應(yīng)用較為廣泛的經(jīng)驗(yàn)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(duì)濕度φ的關(guān)系為式（25）：

式中：p為濕空氣的絕對(duì)壓力。

在計(jì)算不同壓力p、溫度T下的濕空氣密度時(shí)，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(jì)算干空氣和水蒸氣的密度ρa(bǔ)、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(jì)算出Ra=286.9 J/（kg?K），Rv=461.6 J/（kg?K）。

當(dāng)體積流量為Vci、相對(duì)濕度為φci的空氣經(jīng)過壓縮機(jī)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(gè)流動(dòng)過程中，濕空氣中的干空氣質(zhì)量恒定，故壓縮機(jī)出口處的干空氣質(zhì)量流量為式（35）：

當(dāng)出口氣溫為Tco時(shí)，飽和濕空氣的水蒸氣分壓pcosat為式（36）：

計(jì)算壓縮機(jī)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(jī)出口處濕空氣的質(zhì)量流量為式（40）：

壓縮機(jī)出口處析出水量為式（41）：

類似的，利用以上方法也可以計(jì)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(gè)氣路時(shí)含水量的變化。

4 系統(tǒng)模型

由于氣流依次經(jīng)過壓縮機(jī)和空氣冷卻器，油則是在噴入壓縮機(jī)后經(jīng)過油冷卻器冷卻再噴入壓縮機(jī)形成油路的循環(huán)，其中油冷卻器入口油溫即為壓縮機(jī)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(shí)，壓縮機(jī)排氣溫度也會(huì)隨之變化，因此風(fēng)源裝置中整個(gè)油路的熱交換過程應(yīng)包含壓縮機(jī)中的升溫和油冷卻器中的冷卻，且兩者互相之間會(huì)有影響，在計(jì)算時(shí)，應(yīng)該對(duì)壓縮機(jī)中油氣混合換熱與油冷卻器中油的冷卻進(jìn)行耦合計(jì)算，整個(gè)風(fēng)源裝置的計(jì)算模型如圖1所示。

圖1 風(fēng)源裝置計(jì)算模型

5 結(jié)果分析

以某風(fēng)源裝置為例，已知其壓縮機(jī)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(yàn)數(shù)據(jù)測(cè)得：壓縮機(jī)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(yàn)證理論模型的準(zhǔn)確性，分別在4 種環(huán)境工況下測(cè)得風(fēng)源裝置工作時(shí)的壓縮機(jī)出口溫度、氣體冷卻器出口溫度和排氣量，將測(cè)試數(shù)據(jù)與模型計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。試驗(yàn)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(jī)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(shí)為了調(diào)節(jié)進(jìn)氣壓力，在風(fēng)源系統(tǒng)進(jìn)氣口增加進(jìn)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(gè)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(yùn)行時(shí)的環(huán)境溫度，通過調(diào)節(jié)進(jìn)氣緩沖罐前的節(jié)流閥控制進(jìn)氣壓力，而環(huán)境相對(duì)濕度由于較難控制，在試驗(yàn)中不做調(diào)節(jié)。試驗(yàn)分別對(duì)幾個(gè)典型工況下的風(fēng)源裝置性能進(jìn)行了測(cè)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(shí)測(cè)數(shù)據(jù)為準(zhǔn)。測(cè)試數(shù)據(jù)與模型計(jì)算結(jié)果對(duì)比數(shù)據(jù)見表1（由于風(fēng)源裝置工作時(shí)會(huì)進(jìn)行周期性的排水，氣體冷卻器出口的析出水一部分會(huì)直接排出，還有一部分會(huì)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(cè)出氣體冷卻器出口的析出水量，故這里不對(duì)析出水量進(jìn)行對(duì)比）。其中模型計(jì)算所得壓縮機(jī)出口溫度、氣體冷卻器出口溫度以及排氣量與實(shí)測(cè)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(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

圖2 風(fēng)源裝置試驗(yàn)系統(tǒng)及試驗(yàn)用環(huán)境艙

5.1 環(huán)境大氣壓力和溫度對(duì)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(yùn)行至不同地區(qū)時(shí)，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(shí)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(duì)濕度維持在40%時(shí)，風(fēng)源裝置性能（壓縮機(jī)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(shí)，壓縮機(jī)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(shí)，壓縮機(jī)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(shí)，環(huán)境氣壓和溫度往往是同時(shí)降低的，這時(shí)壓縮機(jī)出口溫度和氣體冷卻器出口溫度會(huì)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(qiáng)，系統(tǒng)不會(huì)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(duì)濕度對(duì)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(duì)濕度上有較大差異，可在20%～90%范圍內(nèi)變化，同時(shí)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(shí)，風(fēng)源裝置性能（壓縮機(jī)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(duì)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(duì)濕度的變化情況，黑色曲線表示保持環(huán)境相對(duì)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(duì)濕度從90% 減至20%時(shí)，壓縮機(jī)出口溫度和氣體冷卻器出口溫度基本不變，高溫時(shí)系統(tǒng)排氣量隨環(huán)境相對(duì)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(shí)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(duì)濕度的降低而變化。當(dāng)車輛從南方開往北方地區(qū)時(shí)，環(huán)境相對(duì)濕度和溫度往往同時(shí)降低，這時(shí)壓縮機(jī)出口溫度和氣體冷卻器出口溫度急劇下降，但不會(huì)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(qiáng)。

（2）系統(tǒng)排氣量增大，風(fēng)源裝置打氣時(shí)間縮短。

（3）可適當(dāng)減少系統(tǒng)排水頻率。

5.3 環(huán)境相對(duì)濕度和大氣壓力對(duì)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(shí)，風(fēng)源裝置性能（壓縮機(jī)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(duì)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(duì)濕度的變化情況，黑色曲線表示保持環(huán)境相對(duì)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(duì)濕度從90%減至20%時(shí)，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(shí)，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(duì)濕度大的常壓地區(qū)進(jìn)入相對(duì)濕度較低的低壓地區(qū)時(shí)：

（1）風(fēng)源裝置的冷卻效果主要受環(huán)境氣壓的影響增強(qiáng)。

（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(shí)間才能滿足制動(dòng)要求。

（3）氣體冷卻器出口析出水量主要受環(huán)境相對(duì)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(duì)該線路車輛用風(fēng)源裝置的設(shè)計(jì)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(gè)站點(diǎn)，由國家氣象信息中心可知各站點(diǎn)在不同月份的平均氣壓、平均氣溫和平均空氣相對(duì)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(dòng)，環(huán)境溫度在-19～19 ℃之間變化，環(huán)境相對(duì)濕度可從24%變化至87%，因此環(huán)境特點(diǎn)是低壓、低溫。在不同月份時(shí)，各站點(diǎn)氣壓差異為187～198 kPa，變化很?。粴鉁夭町悶?.9～13.5 ℃，在4 月份氣溫差異達(dá)到最大；空氣相對(duì)濕度的差異為12%～39%，在8 月份空氣相對(duì)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(shí)，風(fēng)源裝置性能幾乎不受環(huán)境相對(duì)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(dòng)幅度會(huì)更大，下面將對(duì)4 月份的風(fēng)源裝置性能進(jìn)行考察。由各站點(diǎn)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(shí)，風(fēng)源裝置的性能（壓縮機(jī)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(jī)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(diǎn)，再升高，至格爾木站達(dá)到最高點(diǎn)，接著下降，至五道梁站和沱沱河站之間某處的局部低點(diǎn)，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(diǎn)，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(huì)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(jì)時(shí)選用更大排量的空氣壓縮機(jī)。

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(jì)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(jì)建議和改進(jìn)方向。對(duì)于高溫、高濕度地區(qū)，需要增加冷卻風(fēng)量或加強(qiáng)冷卻器換熱性能，降低壓縮機(jī)出口溫度防止壓縮機(jī)出口溫度過高，適當(dāng)增大壓縮機(jī)的額定容積流量以滿足制動(dòng)用氣量要求，增加系統(tǒng)排水頻率及時(shí)排出氣體冷卻器出口的積水；對(duì)于低壓、高溫地區(qū)，需要在系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)選用更大額定容積流量的壓縮機(jī)，并提高系統(tǒng)排水頻率；對(duì)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(shí)適當(dāng)增大壓縮機(jī)的額定容積流量以滿足制動(dòng)用氣量要求。