康 偉 崔軍勝 陳思宇

(中車長(zhǎng)春軌道客車股份有限公司國(guó)家軌道客車工程研究中心, 130062， 長(zhǎng)春∥第一作者， 正高級(jí)工程師)

為了滿足寒冷地區(qū)冬季采暖需求，提高空調(diào)系統(tǒng)的制熱能耗比，開發(fā)了新型的適用于城市軌道交通車輛的采用變?nèi)萘靠刂萍夹g(shù)的低溫?zé)岜眯涂照{(diào)機(jī)組，并對(duì)其進(jìn)行了樣機(jī)制造與測(cè)試。結(jié)果表明，低溫?zé)岜眉夹g(shù)在軌道交通車輛領(lǐng)域具有一定的競(jìng)爭(zhēng)力，為寒冷地區(qū)冬季采暖提供了更優(yōu)的解決方案。

1 低溫?zé)岜眉夹g(shù)基礎(chǔ)方案確定

現(xiàn)階段存在多種方案用來提高城市軌道交通車輛熱泵機(jī)組在寒冷地區(qū)的運(yùn)行可靠性和低溫適應(yīng)性。但受軌道交通車輛運(yùn)行條件的限制，需要對(duì)各種方案的優(yōu)缺點(diǎn)進(jìn)行綜合分析，既要考慮提高機(jī)組制熱時(shí)的能耗比，也要兼顧可調(diào)節(jié)性、可靠性，以及實(shí)際工程應(yīng)用的可操作性。

1.1 低溫?zé)岜眉夹g(shù)方案對(duì)比

目前，針對(duì)熱泵技術(shù)的低溫適用性有多種技術(shù)措施：①低溫工況下，加大壓縮機(jī)容量；②噴液旁通技術(shù)；③兩級(jí)熱泵循環(huán)系統(tǒng)；④單、雙級(jí)耦合熱泵循環(huán)系統(tǒng)；⑤準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)。

經(jīng)對(duì)比，準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)是在兩級(jí)熱泵循環(huán)系統(tǒng)的基礎(chǔ)上進(jìn)行改進(jìn)的，其通過噴氣或噴液實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)內(nèi)部的制冷劑噴射，同時(shí)可以在壓縮過程中提升制冷劑循環(huán)量，降低壓縮機(jī)排氣溫度，提升系統(tǒng)性能。因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，對(duì)既有車輛熱泵空調(diào)機(jī)組整體結(jié)構(gòu)改動(dòng)不大，可較易實(shí)現(xiàn)機(jī)組互換安裝。

對(duì)比帶經(jīng)濟(jì)器和帶閃發(fā)器的兩種準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)，雖帶閃發(fā)器的準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)制熱效率更高；但帶經(jīng)濟(jì)器的準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)補(bǔ)氣運(yùn)行時(shí)調(diào)節(jié)范圍更寬，更適用于軌道交通車輛空調(diào)負(fù)荷的大范圍變化。

城市軌道交通車輛空調(diào)變頻控制技術(shù)的應(yīng)用可通過制冷劑的流量調(diào)節(jié)，使空調(diào)制冷量/熱量與負(fù)荷相匹配，較采用2臺(tái)定容量壓縮機(jī)的空調(diào)系統(tǒng)通過壓縮機(jī)啟、停調(diào)節(jié)制冷量/熱量更節(jié)能、更穩(wěn)定。

綜上，選擇帶經(jīng)濟(jì)器的準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵系統(tǒng)進(jìn)行樣機(jī)開發(fā)與測(cè)試。

1.2 制冷劑選型

城市軌道交通車輛空調(diào)機(jī)組的常用制冷劑有R22、R407C、R410A、R32及R134a等，見表1[1]。

通過對(duì)表1中常用制冷劑的低溫?zé)岜美碚撗h(huán)計(jì)算，以及環(huán)保、設(shè)備選型、使用安全性、既有設(shè)備的使用經(jīng)驗(yàn)、成本等進(jìn)行比較，確定樣機(jī)采用R410A制冷劑。

表1 軌道交通車輛空調(diào)機(jī)組常用制冷劑物理特性Tab.1 Physical property of common refrigerants used in air conditioning unit for urban rail transit vehicle

2 低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)方案

2.1 低溫?zé)岜脵C(jī)組運(yùn)行模式

為了保證軌道交通車輛空調(diào)機(jī)組使用過程中的系統(tǒng)冗余以及設(shè)備安裝空間等的需求，低溫?zé)岜脵C(jī)組采用雙系統(tǒng)模式，具體見圖1。2個(gè)獨(dú)立系統(tǒng)共用車內(nèi)換熱器，既可以保證對(duì)應(yīng)車內(nèi)送風(fēng)系統(tǒng)送風(fēng)參數(shù)相同，同時(shí)也可以實(shí)現(xiàn)雙系統(tǒng)中任一系統(tǒng)除霜、另一系統(tǒng)供熱的目標(biāo)，以提高乘客乘坐舒適性。

圖1 帶經(jīng)濟(jì)器的準(zhǔn)二級(jí)壓縮熱泵機(jī)組系統(tǒng)流程Fig.1 System flow of the pseudo-second-level compression heat pump with economizer

根據(jù)車輛使用條件，低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)系統(tǒng)包括3種不同的運(yùn)行模式：?jiǎn)渭?jí)壓縮制冷循環(huán)，單級(jí)壓縮制熱循環(huán)，準(zhǔn)二級(jí)壓縮制熱循環(huán)。具體如下：

1) 單級(jí)壓縮制冷循環(huán)流程為：壓縮機(jī)—四通換向閥—車外換熱器—干燥過濾器—電子膨脹閥1—中間換熱器—分液器—2個(gè)車內(nèi)換熱器—四通換向閥—?dú)庖悍蛛x器—壓縮機(jī)。

2) 單級(jí)壓縮制熱循環(huán)流程為：壓縮機(jī)—四通換向閥—分液器—2個(gè)車內(nèi)換熱器—中間換熱器—干燥過濾器—電子膨脹閥1—車外換熱器—四通換向閥—?dú)庖悍蛛x器—壓縮機(jī)。

3) 準(zhǔn)二級(jí)壓縮制熱循環(huán)(中間補(bǔ)氣模式)流程有兩種，分別為：①壓縮機(jī)—四通換向閥—分液器—2個(gè)車內(nèi)換熱器—四通換向閥—?dú)庖悍蛛x器—電子膨脹閥2—中間換熱器—單向閥—壓縮機(jī)；②壓縮機(jī)—四通換向閥—分液器—2個(gè)車內(nèi)換熱器—四通換向閥—?dú)庖悍蛛x器—中間換熱器—電子膨脹閥1—車外換熱器—壓縮機(jī)。

2.2 低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)部件選型

由于低溫?zé)岜脵C(jī)組運(yùn)行時(shí)的室外環(huán)境溫度范圍較大，因此需考慮制冷、常規(guī)制熱、低溫制熱等3種模式進(jìn)行分析，以確定部件選型(見表2)。

3 低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)測(cè)試

3.1 測(cè)點(diǎn)布置

在低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)開發(fā)的基礎(chǔ)上對(duì)其進(jìn)行性能測(cè)試，測(cè)點(diǎn)位置如圖2所示。低溫?zé)岜脵C(jī)組分為A、B兩個(gè)系統(tǒng)，每個(gè)系統(tǒng)均設(shè)有8個(gè)壓力測(cè)點(diǎn)和多個(gè)溫度測(cè)點(diǎn)。此外，A系統(tǒng)中還設(shè)有制冷劑質(zhì)量流量測(cè)點(diǎn)。低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)測(cè)試所用儀表及精度見表3。

3.2 測(cè)試工況和測(cè)試結(jié)果

低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)測(cè)試在標(biāo)準(zhǔn)焓差實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行，測(cè)試工況見表4。典型工況測(cè)試結(jié)果見表5。

3.3 不同工況下的低溫?zé)岜脵C(jī)組性能

3.3.1 室外環(huán)境溫度變化對(duì)低溫?zé)岜脵C(jī)組性能的影響

僅針對(duì)雙系統(tǒng)中的一個(gè)系統(tǒng)(A系統(tǒng))進(jìn)行低溫?zé)岜脵C(jī)組性能測(cè)試。圖3顯示了室外進(jìn)風(fēng)溫度由-20 ℃下降至0 ℃時(shí)低溫?zé)岜脵C(jī)組的性能。

由圖3可見，隨著室外進(jìn)風(fēng)溫度的降低，制熱量降低，排氣溫度升高，系統(tǒng)總功率和壓縮機(jī)功率降低；補(bǔ)氣系統(tǒng)各項(xiàng)性能均好于不補(bǔ)氣系統(tǒng)。

表2 低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)部件選型Tab.2 Component selection of low temperature heat pump prototype

圖2 低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)測(cè)點(diǎn)布置圖Fig.2 Layout of measuring points for low temperature heat pump prototype

表3 低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)測(cè)試儀表類型及精度Tab.3 Types and accuracy of measuring instrument for low temperature heat pump prototype

在不同室外進(jìn)風(fēng)溫度下，補(bǔ)氣系統(tǒng)的能耗比均高于不補(bǔ)氣系統(tǒng)；且在室外進(jìn)風(fēng)溫度為-20 ℃時(shí)，補(bǔ)氣系統(tǒng)的能耗比提升最大。

表4 低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)測(cè)試工況Tab.4 Test conditions for low temperature heat pump prototype

3.3.2 低溫?zé)岜脵C(jī)組變?nèi)萘啃阅苎芯?/p>

1) 室外溫度為-5 ℃時(shí)的機(jī)組性能:不同回風(fēng)溫度下低溫?zé)岜脵C(jī)組的制熱量、熱泵機(jī)組能耗比、總輸入功率、送風(fēng)溫度見圖4。

2) 室外-20 ℃時(shí)的機(jī)組性能:① 回風(fēng)溫度為15 ℃時(shí)，低溫?zé)岜脵C(jī)組的性能見圖5。② 回風(fēng)溫度為10 ℃時(shí)，低溫?zé)岜脵C(jī)組的性能見圖6。③ 回風(fēng)溫度為5 ℃時(shí)，低溫?zé)岜脵C(jī)組的性能見圖7。由圖7可見：在不同壓縮機(jī)頻率下,補(bǔ)氣系統(tǒng)的制熱量均高于不補(bǔ)氣系統(tǒng)；隨著壓縮機(jī)頻率的升高，制熱量提升，送風(fēng)溫度提高；不同回風(fēng)溫度下，低溫?zé)岜脵C(jī)組均存在一個(gè)最大能效對(duì)應(yīng)的壓縮機(jī)最優(yōu)頻率；排氣溫度隨壓縮機(jī)頻率的升高而增加，補(bǔ)氣系統(tǒng)的排氣溫度低于不補(bǔ)氣系統(tǒng)。

表5 低溫?zé)岜脵C(jī)組典型工況測(cè)試結(jié)果Tab.5 Test result of low temperature heat pump prototype under typical working condition

圖3 不同室外進(jìn)風(fēng)溫度條件下補(bǔ)氣和不補(bǔ)氣時(shí)低溫?zé)岜脵C(jī)組的性能Fig.3 Performances of low temperature heat pump with and without vapor injection under different outside inlet air temperatures

圖4 不同回風(fēng)溫度下低溫?zé)岜脵C(jī)組的性能Fig.4 Performances of low temperature heat pump under different recycled air temperatures

圖5 回風(fēng)溫度為15 ℃時(shí)的低溫?zé)岜脵C(jī)組性能Fig.5 Performance of low temperature heat pump when recycled air temperature is 15 ℃

圖6 回風(fēng)溫度為10 ℃時(shí)的低溫?zé)岜脵C(jī)組性能Fig.6 Performance of low temperature heat pump when recycled air temperature is 10 ℃

圖7 回風(fēng)溫度為5 ℃時(shí)的低溫?zé)岜脵C(jī)組性能Fig.7 Performance of low temperature heat pump when recycled air temperature is 5 ℃

4 低溫?zé)岜眉夹g(shù)的應(yīng)用

室外溫度為0 ℃時(shí)，低溫?zé)岜脵C(jī)組樣機(jī)的系統(tǒng)綜合能耗比達(dá)到1.82，熱泵機(jī)組能耗比達(dá)到2.60；室外溫度為-20 ℃時(shí)，系統(tǒng)綜合能耗比達(dá)到1.31，熱泵機(jī)組能耗比達(dá)到1.79。

表6～7為城市軌道交通車輛在“客室電熱+機(jī)組電熱”和“客室電熱+低溫?zé)岜谩钡炔煌ぷ髂Ｊ较孪到y(tǒng)功耗的對(duì)比分析。目前，國(guó)內(nèi)城市軌道交通車輛主要采用根據(jù)載客量而調(diào)節(jié)的新風(fēng)方案，且新風(fēng)負(fù)荷的計(jì)算較為復(fù)雜，表6～7中所取工況主要考慮車體傳熱部分，僅為簡(jiǎn)單對(duì)比兩種工作模式下系統(tǒng)功耗的差異。

表6 “客室電熱+機(jī)組電熱”工作模式下系統(tǒng)功耗分析Tab.6 System energy consumption analysis on the working mode of "saloon heater + HVAC unit heater"

表7 “客室電熱+低溫?zé)岜谩惫ぷ髂Ｊ较孪到y(tǒng)功耗分析Tab.7 System energy consumption analysis on the working mode of "saloon heater+low temperature heat pump"

由表6～7可知，采用低溫?zé)岜孟到y(tǒng)比采用機(jī)組電熱系統(tǒng)可以有效實(shí)現(xiàn)節(jié)能。

由此可見，開發(fā)中間補(bǔ)氣低溫?zé)岜孟到y(tǒng)可以提高熱泵機(jī)組的低溫適用性。隨著變?nèi)萘靠刂萍夹g(shù)的發(fā)展，以及對(duì)既有軌道交通車輛空調(diào)機(jī)組進(jìn)行的更多的低溫適應(yīng)性改進(jìn)，可以為解決寒冷地區(qū)冬季舒適性提供更優(yōu)的解決方案。