高速列车热回收技术可行性研究

王 升 毕海权 李 盎



高速列车热回收技术可行性研究

王 升 毕海权 李 盎

（西南交通大学机械工程学院 成都 610031）

以我国武广客运专线G1117次高速列车为研究对象，采用TRNSYS软件对列车空调系统安装热回收装置节能效果进行了模拟计算，通过计算结果对热回收装置的经济性进行了分析。研究结果表明：高速列车空调系统通过采用全热回收夏季的总节能量为1573.637kWh，节能率为34.6%；冬季全热回收总节能量为1152.780kWh，节能率为30%。安装热回收器的静态回收期为3.5年，因此，武广客运专线采用热回收装置的节能性和经济性较为显著。

高速列车；空调系统；热回收装置；模拟计算

0 引言

近年来我国高速铁路发展迅速，但随着高速列车运行速度的提高、运量的增加、运行距离的延长，对铁路运输行业的节能和环保提出了新的挑战。根据目前统计可知，高速列车辅助系统能耗约占总运行能耗的20%[1]，而空调系统能耗占辅助系统能耗70%左右，因此，对高速列车空调系统节能减排的研究具有重大意义。

在空调系统中，由于客室内外空气参数存在差异，新风送入车厢之前需要经过空调系统的处理，势必要消耗能量。在不同室温下，新风带来的显热和潜热负荷占冷热负荷的百分比为22.3%-36.0%[2]。由此可见，新风负荷占了冷热负荷的很大一部分。另一方面，为保持室内压力，需要将车厢内空气排入大气，如果直接排出，将会造成排风中能量的浪费。因此，在空调系统中设置热回收系统中，使新风与排风进行热量的交换，将排风带走的能量尽可能地转移给新风，以减少新风负荷，将是一种有效的节能措施。

本文以我国武广客运专线的G1117次高速列车为研究对象，采用TRNSYS对高速列车空调系统热回收技术的可行性进行仿真分析，并计算了其经济性。

1 热回收利用原理

1.1 热回收系统概述

目前主要研究的高速列车热回收系统是指在列车空调排风通道和新风通道加装热回收装置，利用交叉流（或对流）方式实现室外新风与车厢内排风的能量交换，利用排风中的能量对新风进行预冷或预热处理。这一举措不仅能节约能耗，而且有利于新风比的提高，从而改善车内空气品质。由于列车的使用环境的特殊性，目前研究表明[3,4]，板式热交换器、热管式换热器、及盘管热环式换热器等热回收系统形式在列车上使用有较大的潜力。图1、2为列车采用热回收系统原理图及示意图。

图1 列车热回收系统原理

图2 列车热回收系统示意图

热回收通风系统的主要设备有送风机、排风机、热回收器、过滤器、电动风阀及旁通装置，当热回收器不运行时，新风从旁通装置直接送向客室内。

1.2 能耗分析模型

为了研究热回收系统在高速列车中的可行性，需建立列车空调热回收系统能耗计算模型。具体分析如下所示：

（1）列车空调逐时新风负荷

Q=G(h-h) （1）

式中：Q为室外新风负荷，kJ/h；G为新风量，kg/h；h为室外空气的焓值，kJ/kg；h为室内空气的焓值，kJ/kg。

（2）余热回收的能量

（3）将回收的能量换算为消耗的电能

（4）排风侧与新风侧风机能耗的增加量

式中：N为风机所消耗的轴功率，kW；为风机输送风量，m3/s；为热回收增加的阻力，Pa；ηη为风机和电机的综合效率。

（6）增加热回收装置后某时段内系统节能量E

式中：1，2为根据热回收控制模式取0或1。

（7）热回收系统控制模式

当运行旁通装置时则根据全热交换器能效比（）和空调系统综合能效比（）的相对关系来确定是否启用旁通装置，＞时1=1，反之1=0。本文风机开启情况与热回收器一致，因此，2=1。

全热交换器能效比（）[5]表征全热交换器回收的能量与自身消耗的能量之间的关系，其值越大，全热交换器节能性越好。其定义为：

=Q/E（7）

式中：为某一时刻下全热交换器的能效比；Q为某一时刻全热交换器回收的冷量（热量），W；E为某一时刻因全热交换器而增加的运行能耗，W。

空调系统综合能效比（）：

式中：为输入到房间的制冷量（制热量），kW；E为冷源（热源）主机耗电量，kW；E为所有通风耗电量，kW。

若＞，则在相同能耗下，全热交换器相对于空调系统可提供更多的冷量（热量），此时应开启全热交换器；相反≤时，此时全热交换器起不到节能的作用，应关闭并由空调系统提供全部冷量（热量）。

2 仿真计算

2.1 气象参数确定

由于动车组客室外的气象参数不仅是时间的变量也是空间的变量，若需精确计算动车组全年沿途逐时气象参数变化，其过程相当复杂繁琐。本次研究的列车主要运行在湖南境内，为了简化计算，在TRNSYS仿真计算中采用长沙地区的气象参数。

铁路旅客列车空调参数要求为：夏季室外气温35℃时，车内应为23～27℃，最高不超过29℃，相对湿度为60%～70%，一般取车内计算温度为26℃，相对湿度为60%。冬季室外计算温度为 -14℃时，客室温度取18～20℃，相对湿度不低于30%，在此取计算温度20℃，相对湿度为40%。在TRNSYS中计算的长沙地区全年逐时焓值如图3所示。

图3 长沙地区全年逐时焓值

2.2 仿真条件设置

仿真采用G1117次列车的中间车为研究对象，定员量为88人。由列车时刻表可知，空调系统运行时间为每天12:00～16:00。

仿真模型的计算工况分为夏季和冬季两个工况。夏季工况为6月～9月，即TRNSYS中3624h～6552h；冬季工况为12月～2月，即8016h～8760h与0h～1416h。

列车空调系统采用风冷模式，制热方式采用电加热。全热交换器单独运行，运行时间与空调系统相同。为简化模型，全热交换器处理后的新风不经过新风机组处理而直接送入客室，由客室内风机盘管承担全部空调负荷，排风排出客室外，此方法不影响逐时能耗与节能量的计算。全热交换器上设旁通管，用于在运行期间全热交换器关闭时直接将新风通入客室。

在仿真模型POWERCONSUME模块中自动计算与，并对比两者的大小确定全热交换器的启闭状态。若＞时，则开启全热交换器，进行排风热回收；若≤时，关闭全热交换器，采用全热交换器的旁通管道引入新风，空调系统承担所有负荷。

2.3 模拟计算

在对列车空调系统进行模拟前，首先需要对列车自身的冷热负荷进行分析。图4为TRNSYS列车冷热负荷计算模型。

图4 列车负荷计算模型

（1）夏季工况客室冷负荷特性

夏季客室逐时负荷如图5所示。客室最大显热负荷为16362W，最大潜热负荷为21707W，最大全热负荷为37814W。

图5 客室冷负荷

空调系统在6月～9月中，客室总显热负荷与总潜热负荷分别为5118344W和5115923W。

（2）夏季工况新风冷负荷特性

从图6可知，新风负荷中显热负荷比潜热负荷稍小，且常出现负值，新风总显热负荷与潜热负荷分别为929861W和1299454W，新风潜热负荷占总潜热负荷的25.4%，显热负荷占总显热负荷的18.2%，计算结果与文献[6]研究结果结论一致。因此，使用全热回收在武广客运专线列车空调系统中具有较大节能潜力。

图6 夏季工况新风负荷

（3）全热回收系统冷负荷的影响

在现有空调系统仿真模型的基础上加入热回收模块，构建夏季工况动态仿真模型如图7所示。

图7 高速列车空调系统模型

根据动态仿真模型计算结果，增加全热回收后，空调系统承担的最大负荷为35425W，若在空调系统设计阶段，制冷机组选型容量可相对降低18%左右，可减少空调系统主机的初投资。

对比图6与图8可以得出，采用全热回收技术可有效降低空调系统承担的客室空调负荷，尤其是对降低潜热负荷效果更显著。增加全热回收系统后，空调系统承担的客室显热负荷量与潜热负荷量分别为213509W和920558W，相对于未进行全热回收时分别降低了77.0%和29.2%。

通过对比与的大小可以控制全热交换器的启停，与变化如图9所示。若空调系统运行时间内，全热交换器保持开启状态，一些时刻是小于的，甚至为负值，这些时刻全热回收是不节能的，全热交换器应关闭，并通过旁通管直接向室内引入新风。根据仿真计算结果，空调系统总运行时间为488h，其中大于的时间共有405h，即共有405h全热交换器应处于开启状态，并以这种控制方式运行动态仿真模型并计算全热回收逐时节能量。

图8 经热回收系统处理后的新风负荷

图9 TCOP与RECOP的比较

（4）节能量计算

由于全热交换器厂家一般不提供逐时焓效率数据，在节能量的计算中一般取全热交换器的额定焓效率。计算按照焓效率约60%定值算（热效率70%，湿效率70%），实际上额定焓效率波动较大，原因在于室外气象参数的不稳定。根据动态仿真模型计算结果，采用逐时焓效率计算方法所得逐时节能量如图10所示。

通过计算可知：高速列车空调系统通过采用全热回收的总节能量为1573.637kWh，不采用全热回收空调系统总能耗为4536.121kWh，节能率为34.6%。

图10 夏季工况逐时节能量

同理，根据冬季模型仿真计算结果，冬季全热回收总节能量为1152.780kWh，不采用全热回收空调系统总能耗为3836.121kWh，节能率为30%。

3 经济性分析

投资回收期是表征空调系统采用全热回收经济性的常用指标。考虑是在现有空调系统上增加全热回收设备，增加的初投资为全热交换器的投资。

对于以节能为目的的热交换器，当不考虑资金的时间价值时，其静态回收年限可用下式表 示[7,8]：

式中：P为热交换器的初投资；P为系统冷热源减少的初投资；Q为系统使用热回收装置节省的能源费和维护管理费用；Q为热交换器的年运行费用和增加的风机能耗费用以及维护管理费用。

表1 投资费用

计算投资回收期还要考虑年节省的费用，电价每kWh按1元计算。

表2 节省费用

按照动车组每天运行8小时，通过式（9）的计算，得出安装热回收器的静态回收期为3.5年，3.5年回收期是一个比较理想的时间。按照热回收装置预期的15年使用期，在余下的近11.5年时间为节能的收益期，从投资回收期的角度可以看出，武广客运专线采用热回收装置的节能性和经济性非常显著。

4 结论

通过对武广客运专线高速列车热回收利用技术的仿真计算，本文得出的主要结论包括以下几个方面：

（1）武广客运专线高速列车的新风潜热负荷占总潜热负荷的25.4%，显热负荷总显热负荷的18.2%，采用全热回收的方式节能更为显著。

（2）高速列车空调系统夏季通过采用全热回收的总节能量为1573.637kWh，节能率为34.6%。冬季全热回收总节能量为1152.780kWh，节能率为30%。

（3）安装热回收器的静态回收期为3.5年，从投资回收期的角度可以看出，武广客运专线采用热回收装置的节能性和经济性非常显著。

[1] 孙帮成,李明高,安超,等.高速列车节能降耗关键技术研究[J].中国工程科学,2015,17(4):69-82.

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[3] 唐强,张永恒,刘军强,等.用于RW25T型列车空调排风热回收的热管换热器的数值研究[J].制冷与空调, 2012,26(5):495-499.

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Feasibility Study on Heat Recovery Technology of High-speed Train

Wang Sheng Bi Haiquan Li Ang

( School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu, 610031 )

In this paper, the energy saving effect of the heat reclaimer of train air conditioning system is simulated by TRNSYS software, and the economic analysis of the heat recovery unit is carried out by using the calculation results of the G1117 high speed train. The results show that the total energy saving of the high - speed train air-conditioning system is 1573.637 kWh, and the energy saving rate is 34.6%. The total energy saving in winter is 1152.780 kWh and the energy saving rate is 30%. The static payback period for the installation of the heat recovery unit is 3.5 years. Therefore, the energy saving and economy of the heat recovery unit of Wuhan-Guangzhou Passenger Dedicated Line are more significant.

High-speed trains; Air Conditioning System; heat reclaimer; Simulation calculation

1671-6612（2017）06-647-06

TK09

B

王 升（1989-），男，在读硕士研究生，E-mail：361638221@qq.com

毕海权（1974-），男，教授，E-mail：bhquan@163.com

2017-05-10