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题
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——车内空气设计计算温度(℃)；

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表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）
 

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。

虽然压缩机标准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