本文我们将通过建立更加符合实际的城市轨道车辆空调机组制冷系统模型，探究相关因素对制冷系统性能的影响，获取制冷系统优化的方向，以及空调机组故障预测的途径。
图 1 为本文所研究的城市轨道车辆空调机组，采用双系统结构，每套系统配备一台独立的全封闭卧式涡旋压缩机，两台并联的冷凝器和两台 1 /2 蒸发器供两套系统共同使用，两套系统既相对独立又相互联系，制冷系统流程如图 2 所示。
由于城市轨道车辆空调机组两套系统设计相同，对其中一套系统进行建模仿真，利用 AMES-im 仿真软件搭建制冷系统模型，如图 3 所示。
其中，压缩机模型利用容积效率、等熵效率及机械效率进行定义，蒸发器和冷凝器采用微元组合建模方式，单根翅片管主要由两相流管路模型、管壁热容模型、翅片模型、湿空气模型等构成超级元件，再利用两相流弯管模型将各翅片管进行连接组成完整的翅片管式换热器。
利用焓差实验室搭建空调机组性能试验台，设置温度传感器 / 压力传感器，采用空气焓差法测量空调机组蒸发器制冷量，采用空气温差法测量空调冷凝器的散热量，试验台架如图 4 所示。
试验空调机组在设定的名义工况下运行稳定后再进行数据采集，各参数分别记录五组数据，计算取其平均值。在名义工况下，对模型进行仿真运行，得到的仿真值与试验值进行对比，如表 1 所示。
结果表明仿真模型具有较高的准确度，平均相对误差在 10% 以内，验证了模型的准确性。
城市轨道交通车辆在夏季全日运营时室外环境温湿度跨度大，并且，客流量在时空分布上具有巨大差异，会导致车厢内温湿度变化显著。本文通过改变车内外环境温湿度探究其对制冷系统性能的影响。在车内环境温度为 29.6 ℃，空气湿度为 65% ，车外环境湿度为 60% 的工况条件下，车外环境温度从 34 ℃ 逐步增加到 43 ℃，探究车外环境温度对制冷系统性能的影响。
随着车外环境温度的升高，得到如下发现，如图5和图6所示：
（1）制冷量从 37.61 kW 下降到 36.87 kW；
（3）冷凝压力随着车外环境温度提高而急剧上升，从20.67 bar上升到 25.52 bar；
（4）蒸发压力上升不明显从 5.3 bar上升 5.86 bar。
同时，在车内环境温湿度保持不变，车外空气温度为 35 ℃的工况条件下，车外空气相对湿度分别设置成 20% 、 60% 、 90% 进行仿真模拟，分析发现制冷系统对车外空气相对湿度变化敏感度较低，如表 2 所示。
在车外环境温度为 35 ℃，空气湿度 60% 的工况条件下，车厢内空气相对湿度分别设置为 40% 、 65% 、 90% ，车厢内空气温度从 24 ℃逐步增加到 34 ℃，探究车内环境温湿度对制冷系统性能的影响。
在车内空气相对湿度为 65% 时，随着车内环境温度不断升高，制冷量从 25.54 kW 上升到 38.94 kW ，并且，车厢内空气相对湿度越大制冷量越高，如图 7 所示。随着车内环境温度不断升高，蒸发压力和冷凝压力也逐渐提高，车内空气相对湿度为 65% 时，蒸发压力从 3.94 bar 上升到 5.53 bar ，冷凝压力从 18.38 bar 上升到 21.37bar ，如图 8 所示。
（1）蒸发器、冷凝器外表面洁尘、结垢会阻碍空气流动，导致换热器风量减少；
（2）回风过滤网、新风滤芯、室外过滤网等空气过滤装置没有定期清理更换或者结垢过多，也会导致换热器风量减少;
（3）蒸发风机或冷凝风机出现转速降低、损坏等故障，同样会导致换热器风量降低。
本文通过按比例依次减少送风机和冷凝风机的风量，仿真分析风量减少对制冷系统性能的影响。本文以 10% 为区间，通过将额定蒸发风量依次递减 40% ，探究蒸发风量减少对制冷系统性能的影响。
（1）制冷量从37.57 k W 下降到22.78 kW，并且，在蒸发风量减少至额定风量的70% 时，制冷量的下降速率开始急剧上升，如图 9 所示。
（2）蒸发压力从 5.38 bar下降到 3.57 bar；
（3）冷凝压力从21.18 bar 下降到 17.89 bar，同样在风量减少至 70% 时，下降速率急剧上升，如图 10所示。
本文以 10% 为区间，通过将额定冷凝风量依次递减至 40% ，探究冷凝风量减少对制冷系统性能的影响。
（1）制冷量初始下降不明显，60% 额定风量时制冷量仅下降了0.15 kW ，在冷凝风量降低至 60% 时下降速率急剧升高，40% 额定风量时制冷量仅 35.3 kW。
（2）COP 随冷凝风量的减少而逐渐减少，COP 从 2.66下降至 2.06，如图 11 所示；
（3）冷凝压力显著上升，从 21.18 bar 上升至28.39 bar，蒸发压力上升不明显，从 5.37 bar上升到 6.09 bar，如图 12 所示。
综上，蒸发风量和冷凝风量的减少，均会导致空调制冷系统性能下降，引起地铁车厢内制冷效果变差，从而影响车厢内旅客的舒适性。因此，对于城市轨道车辆空调机组的及时维护与检修至关重要。
（ 1 ）毛细管一旦尺寸被确立并应用，将很难进行更改；
（ 2 ）毛细管节流是沿整个管长逐步进行的，有别于膨胀阀节流是通过阀孔瞬间进行；
（ 3 ）毛细管长度如果过小，节流阻力会降低，引起从毛细管流入蒸发器的制冷剂流量过多，导致蒸发器中制冷剂相变吸热困难，潜热量急剧降低 ;
（ 4 ）毛细管长度如果过大，节流阻力会增大，引起毛细管中制冷剂的闪蒸量增大，并且从毛细管流入蒸发器的制冷剂流量减少，导致蒸发器得不到充分利用。
本文以 25 mm 为间隔，对毛细管长从 300mm 到 475 mm 依次进行仿真计算，分析发现制冷量和系统 COP 随着毛细管长度的增加均呈现先增长后下降的趋势，并且趋势保持同步，如图 13 所示。
在毛细管长度为 375mm 时，制冷量和系统 COP 出现峰值，制冷量达到 39.27 kW ， COP 达到 2.789 ，进而确定系统最佳毛细管长度为 375 mm 。
（1）换热器翅片间距如果过小，虽然翅片数量增多，传热面积增大，但空气流动阻力会骤增，导致换热性能下降;
（2）翅片间距如果过大，翅片数量会减少过多，引起换热面积降低，同样导致换热性能降低。
如图 14 所示，本文以 0.2 mm 为间距，对翅片间距从 1.8 mm 到 2.6 mm 依次进行仿真计算，分析发现在翅片间距为 2.2 mm 处制冷量和系统 COP 出现峰值，制冷量达到最大值 37.57 kW ，系统 COP 达到最大值 2.66 ，进而确定蒸发器翅片间距最优值为 2.2 mm ，与工程实际相吻合。
( 1) 制冷系统对车外环境温度、车内环境温湿度具有较高敏感度，对车外环境湿度敏感度较低。随着车外环境温度的升高，制冷系统性能逐渐下降，随着车内环境温湿度的升高，制冷量、蒸发压力、冷凝压力显著上升，并且，相对湿度越高，涨幅越小。
( 2) 通过仿真模拟换热器风量等比例减少，分析发现在蒸发风量减少至 70% 时，制冷量、蒸发压力、冷凝压力开始显著下降， 40% 额定蒸发风量时，制冷量仅有 22.78 kW ，蒸发压力下降至 3.57 bar ，冷凝压力下降至 17.89 bar; 冷凝风量降低至 60% 时，制冷量开始显著下降，冷凝压力急剧上升， 40% 额定冷凝风量时， COP 下降至 2.06 ，冷凝压力上升至 28.39 bar 。因此，对于城市轨道车辆空调机组的及时维护与检修至关重要。
( 3) 通过仿真模拟毛细管长度变化，分析发现制冷量和系统 COP 均随毛细管长度的增加呈现先增大后减小的趋势，存在最优毛细管长度 375 mm ，使得制冷系统性能达到最佳。
( 4) 通过仿真模拟蒸发器翅片间距变化，分析发现随着蒸发器翅片间距的增加，制冷量和系统 COP 均在 2.2 mm 处出现峰值，此时制冷系统性能达到最佳，进而确定蒸发器翅片间距的最优值为 2.2 mm ，与工程实际相吻合。
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