工学论文-铁路客车冬季热泵式空调取暖可行性分析

工学论文-铁路客车冬季热泵式空调取暖可行性 作者:徐仁 龚伟申 陈泽民 摘要: 目前我国铁路空调客车冬季取暖仍然以电加热器取暖为主，电加热器取暖方式操作简单、基本满足客车取暖的要求。但是，由于现在能源状况趋于紧张，对于冬季取暖仍然以电加热器取暖为主的铁路客车而言，就显得有些浪费能源。借助已得到广泛应用的房间热泵空调技术，通过理论计算与分析，对在南方地区运行的铁路空调客车冬季采用热泵取暖的可行性、经济性、可靠性等方面进行分析，认证了铁路空调客车冬季采用热泵空调取暖的可行性。 关键词: 铁路客车 热泵 供热 分析 1 铁路客车供热现状及问随着铁路运行速度的不断提高，客车空调化是必然的进程，如何使铁路空调客车安全、快速、舒适、健康、高效运行，是铁路大提速的重要课题。目前我国铁路客车冬季取暖以电加热器取暖为主，电加热器取暖方式操作简单、基本满足客车取暖的要求;北方地区部分客车采用燃煤炉独立温水取暖装置，该装置也能达到客车取暖的要求，但乘务员操作强度增加，客室空气易被煤灰与煤烟污染;而电加热器耗电量太大，热效率不高，使用成本偏高，有的客车为了降低能耗，或避免火灾隐患，确保行车安全，行车中关闭车顶空调机组内新风预热器或通风机，以减少新风量，这样严重影响了客室的空气品质，在南方地区运行的客车，其车厢两侧的电加热器使用时间极短，使用效率极低。因此上述两种取暖都不是理想的取暖方式。近年来热泵技术在空调制冷行业得到广泛应用，技术也日益成熟，本文侧重于对铁路客车空调冬季采用热泵取暖进行探讨。 2 热泵技术在空调客车上使用的可行性分析2(1 冬季客车热负荷计算 2(1(1 车内所需要的供热量 冬季铁路客车车内所需热量的计算公式为:Q=Q1+Q6-Q3-Q5 (kW) 式中: Q1——车内外温差通过车体隔热壁损耗的热量，并考虑车门窗泄漏的热损失，一般泄漏热损失按(0(1,0(15)Q1计算，则:Q1=(1(1,1(15)KF( tB—tH) (kW) Q6——送入车内Gkg,s空气所需的加热量，Q6=GC’p(tn—tc)=GHC’p(tB—tH) (kW) 其中tH——车内空气计算温度(?); tB——外气设计计算温度(?); tn——空气加热后的送风温度(?); tc——空气加热前的混合空气温度(?); C’p——一空气比热(kJ,kg.K); Q3——n名旅客每小时散发的显热量，每人小时按64.55W计算; Q5——通风机与照明等散发的热量。 计算时，取外气温度为-7?，车内温度为18?，泄漏的热损失系数为1.15，车体传热系数K=1.5W/(m2.K)，车体传热面积F=310m2 来计算，则有: Q1=1(15KF( tB—tH)=1.15*1.5*310*(18-(-7))=13.369 (kW) 硬座车所需热量:取定员为119人，新风量为20m3/h.人，则: Q6=GHC’p(tB—tH)=16.726 kW Q=22.414 kW 硬卧车所需热量:取定员为67人，新风量为20 m3/h 人 Q6= 9.417 (kW) Q= 18.461kW 软卧车所需热量:取定员为37人，新风量为20 m3/h 人 Q6= 5.2(kW) Q= 16.181kW 2(1(2 单元式空调机组热泵循环供热量的理论计算 根据不同工况下制冷量换算公式Q0b=Q0aλbqvb/λaqva，可计算出不同工况下的制冷量。对于KLD-29PQ和KLD-40PQ而言，其名义制冷量Q0a=29.07 kW和Q0a=40.7 kW时，查相关图得λb、λa;再由制冷系统换热器计算公式QK=Q0+W，可得到在不同外气条件下，单元式空调机组一个制冷系统热泵循环时的产热量分别如1所示: 不同外气温度条件下单元式热泵式空调机组的供热量 表1 70C 00C -70C -150C KLD-29PQ(1个系统) 17(751kW 14(104kW 12(686kW 10(307kW KLD-40PQ(1个系统) 25(105kW 19(997kW 18(011kW 14(679kW 冬季不同客车车种在-70C时，其所需热量与电加热器、单元式空调机组热泵的产生热量如表2所示: 电加热与单元式空调热泵方式供热量比较 表2 电加热器供热量 热泵供热量 车厢需要的热量 YZ25 24(15kW 25(372kW(2个制冷系统) 22(414kW YW25 20(7kW 18(011kW(1个制冷系统) 18(461kW RW25 20(7kW 18(011kW(1个制冷系统) 16(181kW 注:YZ25车用两台KLD-29机组，共4个制冷系统;YW25与RW25车均用一台KLD-40机组， 共2个制冷系统。 2(2 用电量比较 现行的客车冬季的供热都采用电加热的方式，每车种所耗电量及单元式空调热泵循环时的耗 电量如表3所示: 电加热器与单元式空调热泵耗电量 表3 电加热器用电量(全负荷) 热泵用电量 YZ25 24(15KW 16KW(13KW)(2个制冷系统) YW25 20(7KW 11KW(单个制冷系统) RW25 20(7KW 11KW(单个制冷系统) 作者:徐仁 龚伟申 陈泽民 2(3 经济性比较 房间空调器的运行经济性与室内、室外的空气状态有十分密切的关系，性能系数是通常用来定量反映运行经济性的理论指标，热泵系统的性能系数为: COPT=供热量,消耗功率=T0,(T0-T1) 式中:COPT--理论性能系数，W,W; T0--室内空气温度，K; T1--室外空气温度，K。 考虑到种种热力不完善因素对实际热泵系统效率的影响，实际热泵系统的性能系数可以用下式表示为: COP=ξCOPT=ξ[T0,(T0- T1)] 式中:COP--实际性能系数，W,W; ξ--热力完善度。 根据有关资料表明，当T1=-19?，T0=20?时，性能系数的计算值仅为COP=1.0W/W。此计算结果的物理意义就是，如果系统的热力完善度不变，当室外气温降低至-19?时，热泵系统的耗电量等于供热量，从运行经济性的角度而言，热泵循环与电热供热方式已经相等，随着气温进一步将降低，热泵系统的运行经济性将低于电热器。而在我国的长江流域及其以南地区， 冬季气温一般都在-5?以上(表4)，即使特殊气候也不会起过-19?。因此在这些地区采用 热泵制热所消耗的电量肯定小于纯粹的电加热所需要的用电量。 同理现在的客车供热如采用热泵供热，其消耗的电量小于现行的电加热所需要的用电量(上 面的理论分析也证明了这点)，客车运行的经济性是显而易见，同时，单元式空调机组的电加 热器和客车车厢两侧的电加热器也可以取消，降低了客车的制造成本。 长江以南主要城市冬季空气参数表: 表4 室外干球温度(?) 室外相对湿度(%) 南京 -6 73 上海 -4 75 无锡 -4 74 杭州 -4 77 宁波 -3 78 南昌 -3 74 厦门 6 73 福州 4 74 长沙 -3 81 武汉 -5 76 桂林 0 71 汕头 6 79 广州 5 70 南宁 5 75 重庆 2 82 成都 1 80 贵阳 -3 78 昆明 1 68 2(4 可靠性分析 热泵技术的广泛应用是由于，在一定的运行条件下，与相同耗电量的电热器相比，热泵能够提供数倍的供热量，但是，热泵的运行特性受运行条件影响很大，尤其是室外气温。在室外气温较低时(比如-7?以下)，南方地区湿度较大时，热泵空调面临的主要问题是室外换热器的融霜和压缩机的运行情况。根据GB/T 7725-1996《房间空气调节器》规定，热泵制热运行超低温工况是室外空气温度为干球温度-7?，对应的湿球温度-8?。而GB,T 15765-1995《房间空气调节器用全封闭型电动机一压缩机》规定，其适用范围是蒸发温度在-15,15?之间的房间空气调节器用全封闭型电动压缩机。 虽然压缩机没有直接说明对应的空调器在热泵运行方式时，室外温度是多少，不过，根据目前房间空调器的实际技术配置状况，在热泵制热运行时，热泵系统的蒸发温度与室外侧空气进风温度相差5,10?来推算，在蒸发温度为-15?时，室外空气温度约为-5,10?之间。而在我国的长江流域(比如上海、杭州等地区)及其以南地区，冬季气温一般都在-5?以上，一年中气温低于-7?的时间也是很少的。从而说明在我国的长江流域(比如上海、杭州等地区)及其以南地区客车如采用热泵循环还是可靠的。 3 结论从理论分析可知，虽然热泵供热量随着气温的下降而减弱，但我国长江以南地区运行的铁路空调客车冬季取暖可采用热泵供热，即能保证乘客所需的新风量，也能满足冬季客车舒适、健康的要求。 由经济性比较，采用热泵取暖不仅热效率高，耗电量小，降低了客车日常费用，还可以取消车厢两侧电加热器，降低客车制造成本。 如果能解决热泵空调冬季结霜与融霜的问题，热泵技术在空调客车上使用是完全可行，且能确保行车安全。 参考文献:1、滕兆武，王刚(车辆制冷与空气调节(北京:中国铁道出版社，1996年 2、蒋能照(空调用热泵技术及应用(北京:机械工业出版社，1997年 3、陈沛霖，岳孝芳(空调与制冷技术手册(上海:同济大学出版社，1990年 4、黄逊青(家用电器科技(2002，7:60,63