熱泵式空調取暖管理論文

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摘要：目前我國鐵路空調客車冬季取暖仍然以電加熱器取暖為主，電加熱器取暖方式操作簡單、基本滿足客車取暖的要求。但是，由于現在能源狀況趨于緊張，對于冬季取暖仍然以電加熱器取暖為主的鐵路客車而言，就顯得有些浪費能源。借助已得到廣泛應用的房間熱泵空調技術，通過理論計算與分析，對在南方地區運行的鐵路空調客車冬季采用熱泵取暖的可行性、經濟性、可靠性等方面進行分析，認證了鐵路空調客車冬季采用熱泵空調取暖的可行性。

關鍵詞：鐵路客車熱泵供熱分析

1鐵路客車供熱現狀及問題

隨著鐵路運行速度的不斷提高，客車空調化是必然的進程，如何使鐵路空調客車安全、快速、舒適、健康、高效運行，是鐵路大提速的重要課題。目前我國鐵路客車冬季取暖以電加熱器取暖為主，電加熱器取暖方式操作簡單、基本滿足客車取暖的要求；北方地區部分客車采用燃煤爐獨立溫水取暖裝置，該裝置也能達到客車取暖的要求，但乘務員操作強度增加，客室空氣易被煤灰與煤煙污染；而電加熱器耗電量太大，熱效率不高，使用成本偏高，有的客車為了降低能耗，或避免火災隱患，確保行車安全，行車中關閉車頂空調機組內新風預熱器或通風機，以減少新風量，這樣嚴重影響了客室的空氣品質，在南方地區運行的客車，其車廂兩側的電加熱器使用時間極短，使用效率極低。因此上述兩種取暖都不是理想的取暖方式。近年來熱泵技術在空調制冷行業得到廣泛應用，技術也日益成熟，本文側重于對鐵路客車空調冬季采用熱泵取暖進行探討。

2熱泵技術在空調客車上使用的可行性分析

2．1冬季客車熱負荷計算

2．1．1車內所需要的供熱量

冬季鐵路客車車內所需熱量的計算公式為：Q=Q1+Q6-Q3-Q5(kW)

式中：

Q1——車內外溫差通過車體隔熱壁損耗的熱量，并考慮車門窗泄漏的熱損失，一般泄漏熱損失按(0．1～0．15)Q1計算，則：Q1=(1．1～1．15)KF(tB—tH)(kW)

Q6——送入車內Gkg／s空氣所需的加熱量，Q6=GC’p(tn—tc)=GHC’p(tB—tH)(kW)

其中tH——車內空氣設計計算溫度(℃)；

tB——外氣設計計算溫度(℃)；

tn——空氣加熱后的送風溫度(℃)；

tc——空氣加熱前的混合空氣溫度(℃)；

C’p——一空氣比熱(kJ／kg.K)；

Q3——n名旅客每小時散發的顯熱量，每人小時按64.55W計算；

Q5——通風機與照明等散發的熱量。

計算時，取外氣溫度為-7℃，車內溫度為18℃，泄漏的熱損失系數為1.15，車體傳熱系數K=1.5W/(m2.K)，車體傳熱面積F=310m2來計算，則有：

Q1=1．15KF(tB—tH)=1.15*1.5*310*（18-（-7））=13.369（kW）

硬座車所需熱量：取定員為119人，新風量為20m3/h.人，則：

Q6=GHC’p(tB—tH)=16.726kW

Q=22.414kW

硬臥車所需熱量：取定員為67人，新風量為20m3/h人

Q6=9.417(kW)

Q=18.461kW

軟臥車所需熱量：取定員為37人，新風量為20m3/h人

Q6=5.2(kW)

Q=16.181kW

2．1．2單元式空調機組熱泵循環供熱量的理論計算

根據不同工況下制冷量換算公式Q0b=Q0aλbqvb/λaqva，可計算出不同工況下的制冷量。對于KLD-29PQ和KLD-40PQ而言，其名義制冷量Q0a=29.07kW和Q0a=40.7kW時，查相關圖得λb、λa；再由制冷系統換熱器計算公式QK=Q0+W，可得到在不同外氣條件下，單元式空調機組一個制冷系統熱泵循環時的產熱量分別如表1所示：

不同外氣溫度條件下單元式熱泵式空調機組的供熱量表1

70C

00C

-70C

-150C

KLD-29PQ（1個系統）

17．751kW

14．104kW

12．686kW

10．307kW

KLD-40PQ（1個系統）

25．105kW

19．997kW

18．011kW

14．679kW

冬季不同客車車種在-70C時，其所需熱量與電加熱器、單元式空調機組熱泵的產生熱量如表2所示：

電加熱與單元式空調熱泵方式供熱量比較表2

電加熱器供熱量

熱泵供熱量

車廂需要的熱量

YZ25

24．15kW

25．372kW（2個制冷系統）

22．414kW

YW25

20．7kW

18．011kW（1個制冷系統）

18．461kW

RW25

20．7kW

18．011kW（1個制冷系統）

16．181kW

注：YZ25車用兩臺KLD-29機組，共4個制冷系統；YW25與RW25車均用一臺KLD-40機組，共2個制冷系統。

2．2用電量比較

現行的客車冬季的供熱都采用電加熱的方式，每車種所耗電量及單元式空調熱泵循環時的耗電量如表3所示：

電加熱器與單元式空調熱泵耗電量表3

電加熱器用電量（全負荷）

熱泵用電量

YZ25

24．15KW

16KW（13KW）（2個制冷系統）

YW25

20．7KW

11KW（單個制冷系統）

RW25

20．7KW

11KW（單個制冷系統）

2．3經濟性比較

房間空調器的運行經濟性與室內、室外的空氣狀態有十分密切的關系，性能系數是通常用來定量反映運行經濟性的理論指標，熱泵系統的性能系數為：

COPT=供熱量／消耗功率=T0／(T0-T1)

式中：COPT--理論性能系數，W／W；

T0--室內空氣溫度，K；

T1--室外空氣溫度，K。

考慮到種種熱力不完善因素對實際熱泵系統效率的影響，實際熱泵系統的性能系數可以用下式表示為：COP=ξCOPT=ξ[T0／(T0-T1)]

式中：COP--實際性能系數，W／W；

ξ--熱力完善度。

根據有關資料表明，當T1=-19℃，T0=20℃時，性能系數的計算值僅為COP=1.0W/W。此計算結果的物理意義就是，如果系統的熱力完善度不變，當室外氣溫降低至-19℃時，熱泵系統的耗電量等于供熱量，從運行經濟性的角度而言，熱泵循環與電熱供熱方式已經相等，隨著氣溫進一步將降低，熱泵系統的運行經濟性將低于電熱器。而在我國的長江流域及其以南地區，冬季氣溫一般都在-5℃以上（表4），即使特殊氣候也不會起過-19℃。因此在這些地區采用熱泵制熱所消耗的電量肯定小于純粹的電加熱所需要的用電量。

同理現在的客車供熱如采用熱泵供熱，其消耗的電量小于現行的電加熱所需要的用電量（上面的理論分析也證明了這點），客車運行的經濟性是顯而易見，同時，單元式空調機組的電加熱器和客車車廂兩側的電加熱器也可以取消，降低了客車的制造成本。

長江以南主要城市冬季空氣參數表：表4

室外干球溫度（℃）

室外相對濕度（%）

南京

-6

73

上海

-4

75

無錫

-4

74

杭州

-4

77

寧波

-3

78

南昌

-3

74

廈門

6

73

福州

4

74

長沙

-3

81

武漢

-5

76

桂林

71

汕頭

6

79

廣州

5

70

南寧

5

75

重慶

2

82

成都

1

80

貴陽

-3

78

昆明

1

68

2．4可靠性分析

熱泵技術的廣泛應用是由于，在一定的運行條件下，與相同耗電量的電熱器相比，熱泵能夠提供數倍的供熱量，但是，熱泵的運行特性受運行條件影響很大，尤其是室外氣溫。在室外氣溫較低時（比如-7℃以下），南方地區濕度較大時，熱泵空調面臨的主要問題是室外換熱器的融霜和壓縮機的運行情況。根據GB/T7725-1996《房間空氣調節器》規定，熱泵制熱運行超低溫工況是室外空氣溫度為干球溫度-7℃，對應的濕球溫度-8℃。而GB／T15765-1995《房間空氣調節器用全封閉型電動機一壓縮機》規定，其適用范圍是蒸發溫度在-15～15℃之間的房間空氣調節器用全封閉型電動壓縮機。

雖然壓縮機標準沒有直接說明對應的空調器在熱泵運行方式時，室外溫度是多少，不過，根據目前房間空調器的實際技術配置狀況，在熱泵制熱運行時，熱泵系統的蒸發溫度與室外側空氣進風溫度相差5～10℃來推算，在蒸發溫度為-15℃時，室外空氣溫度約為-5～10℃之間。而在我國的長江流域（比如上海、杭州等地區）及其以南地區，冬季氣溫一般都在-5℃以上，一年中氣溫低于-7℃的時間也是很少的。從而說明在我國的長江流域（比如上海、杭州等地區）及其以南地區客車如采用熱泵循環還是可靠的。

3結論

從理論分析可知，雖然熱泵供熱量隨著氣溫的下降而減弱，但我國長江以南地區運行的鐵路空調客車冬季取暖可采用熱泵供熱，即能保證乘客所需的新風量，也能滿足冬季客車舒適、健康的要求。

由經濟性比較，采用熱泵取暖不僅熱效率高，耗電量小，降低了客車日常費用，還可以取消車廂兩側電加熱器，降低客車制造成本。

如果能解決熱泵空調冬季結霜與融霜的問題，熱泵技術在空調客車上使用是完全可行，且能確保行車安全。

參考文獻：

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2、蔣能照．空調用熱泵技術及應用．北京：機械工業出版社，1997年

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