利用空调余热的列车给水预热系统研发

利用空调余热的列车给水预热系统研发

上海理工大学 王振奇 杨云 马娟侠

指导教师 余敏 教授

摘要：本文以列车空调系统为载体，研究空调余热利用节能装置。进行了热力计算、给水预热系统方案确定、换热器设计、经济性分析等研究，利用套管式换热器将冷凝器排放的废热回收利用预热列车给水。为列车空调余热利用提供了一种新的节能减排方案。 关键词：列车空调、余热利用、换热器、经济性分析、节能减排

一、前言

当今世界，经济发展与资源环境的矛盾日趋尖锐，节能减排则成为了解决问题的核心所在。本文所研究的利用空调余热的列车电热水器给水预热系统就是以此为出发点进行设计的。

酷夏，列车由于车体密封性较好及外界空气温度较高，使得车内的温度越来越高。为此不得不采用大功率的空调保证乘客的舒适及列车运行的安全。空调耗费高品位电能并将车内热量排放到环境中，列车内热水箱却利用电能加热水，这无疑造成了能量的极度浪费。本文采用高效换热器回收冷凝器放热中的废能加热列车车载热水器给水。由于压缩机出口温度的限制，只能加热热水温度至70℃，一部分用于旅客热水使用，一部分通过电加热器继续将热水加热至沸水供旅客饮用。本给水预热系统利用空调冷凝热预热给水，即节约能源，减少冷凝器的热负荷，减少环境热污染。成本低，操作方便，经济投资少，节能效益大，真正达到节能减排的目的。

二、系统设计及热力计算

1.系统提出

列车空调制冷剂从压缩机出来时温度较高，约为75℃，因此可在压缩机出口处串联一小型紧凑式热交换器用于冷凝蒸汽与水换热。在列车空调原管路基础上，将水箱至电热水器的管路加上一个三通通向空调，通过合理布置管路，让压缩机出口的过热蒸汽先通过换热器与来自水箱的热水器给水进行热交换，使给水达到较高的温度再送入车载热水器中。系统示意如下图1所示。

1—节流阀 2—蒸发器 3—压缩机 4—三通阀 5—水泵 6—单向阀

7—新增汽水换热器 8—冷凝器

图1 给水预热系统示意图

2.系统热力计算

工质：R134a工况：压缩机功率 9kw（压缩机效率

）制冷量 22kw 冷凝温度 54℃ 过

冷度 5℃ ，蒸发温度 5℃ 过热度10℃。实际制冷循环lgP-H示意图如图2下：

图2 制冷循环示意图

1）空调系统热力计算

由已知条件经计算可确定理想循环各状态点参数，如表1所示。

表1 各点参数 状态点 0 1 2s 2 3 4 5 6 压强（kPa） 349.7 349.7 1455.5 1455.5 1455.5 1455.5 1455.5 349.7 温度（℃） 比容（m3/kg） 比焓（kJ/kg） 比熵kJ 5 15 68.0314 74.8343 54 54 49 5 0.0614 0.0151 0.0157 0.000902 0.00065 401.4923 410.6158 441.9335 449.7629 424.8276 277.8855 270.0076 270.0076 1.7567 1.7567 1.7794 1．7055 1.2321 0.8707

2）改装后系统的热力计算

本系统所选用的换热器的功率为P=9kw，利用换热器预热给水从20℃加热到70℃， 水的定性温度tm=45℃查得定压比热Cp=4.1823kJ/(kg?℃)。 水的流量 qm2?由于过热区可传递热量为

换热段制冷剂出口比焓

Q2?0.043kg/s

Cp(t\?t')h3?h3''?Q?Q29?4.1717?424.8276??395.97kJ/kg?h4 qm0.1673所以本装置热力计算分为两部分即两相区和过热区。

三、换热器的选定与设计

1.换热器初步选定

考虑到列车车顶空间较小以及不易对列车系统做很大改动，故所选换热器应体积小；而套管式换热器结构紧凑，不易结垢、构造简单、拆装方便、换热系数较高且可承受高压，是最合适的选择。故本文选用套管式换热器。

2.套管式换热器的设计计算

（1）套管式换热器的理论热力计算

a）设计条件

本文采用逆流式套管换热器，选定的换热器功率为9kw。换热器热力设计参数见表2。

表2 换热器热力设计参数 进口水温 出口水温 制冷剂进口温度 制冷剂出口温度 水侧中间温度 两相区对数平均温差 过热区对数平均温差 tw1℃ tw2℃ tc1℃ tc2℃ tx℃ △tm1℃ △tm2℃ 20 70 74.8 54 47 30.47 12.95 设计过程中使用的内管为紫铜材质轧制加工而成，外管采用不锈钢光管，属于当前较常用的换热器材料，其尺寸见表3。

表3 换热器内管和外管的尺寸

名称 管径mm 槽深mm 节距mm

不锈钢外管do

25×1.5

紫铜光管di

11×1.5

紫铜螺旋槽管di’

11×1.5 1.5 5.6

由于换热器的目标是提高出水温度，选择水作为内管流体，制冷剂R134a流经内外管间的环形空间。

冷却水在内管管内进行热交换。R134a制冷剂在环形空间内相变换热，流动情况见图3。

内管(光管或螺旋槽

外管(光管)

R134a

冷却水

套管式换热器结构示意图

图3 换热器结构示意图

流动示意图

b）理论热力计算

对于管内Re1>10000，采用迪图斯—贝尔特公式：

0.80.4 (1) Nu?0.023RePr111

由于管内Re1<10000，采用公式：

f=(1.82lgRe-1.64)^(-2)

(2)

换热系数h h=Nu?λ/d (3)

将套管盘成曲率半径R＝150mm的螺旋盘管，对流体在螺旋管内的对流换热计算，换热系数需乘以修正系数εr。 c）总传热系数K

R134a侧污垢热阻r2=0，水侧污垢热阻r1=0.000172㎡·K/w；对数平均直径dm为

dm?(do?di)/LN(do/di)(4)

K?11?do1do?r??(r?)21'’h2?dmh1di (5)

d）传热面积A及传热管长L的确定

?以光管内管外表面积的传热系数K，计算换热面积A。 A 0 ? (6)

管长Lo L ? A o (7)

0K?tm该换热器所需总管长L

?doL=L1+L2=16.76 m

考虑到换热器前端各留有300mm的直管段，所以总管程数nt：

nt=(L- 2*0.3)/πdo≈16 (8)

根据相关文献和实验研究，图4所示单螺旋槽管可提升换热能力约1.5倍，计算单螺旋槽管管长时需要在光管的管长上乘以一个折算系数?=1.5，所以实际所需管长：

=L/?=16.76/1.5=11.17 m (9)

考虑换热器有18％的设计裕量，所以实际所需管长L实际：L实际≈13.18m

将其绕成曲率半径R为150mm的套管式换热器，单程长为1.02m。可得程数nt’为

实际 t'取程数为13，占空间体积约为φ0.325×0.325m3。

n?(L-2*0.3)/l=12.33 (10)

图4 单螺旋槽管示意图

（2）压降计算

a）总压降ΔP包括沿程压降ΔPi，回弯压降ΔPr，进出口压降ΔPN。即

(11) ?P??Pi??Pr??PN

管内沿程压力损失公式 V2?Lf ? P i?2d?式中，V为流体的流速，m/s；L为管长，m；φ为管程粘度修正系数， 管程摩擦系数f

(12)

f?0.3164/Re回弯压降ΔPr

14135(4?10?Re?10) (13)

?Pr??nt?V/2进出口压降ΔPN

(14)

(15)

?PN?W?1.52?2N式中, WN为进出管处质量流速。

换热器两个区域（过热区和两相区）中，水侧和R134a侧的各部分压损计算结果详见表4。

表4压力损失数据汇总表 单位：Pa

水侧

沿程压降ΔPi 回弯压降ΔPr 进出口压降ΔPN 总压降ΔP

制冷剂侧

b）管内水侧总压损

ΔP１= 3808.11+37378.81=41186.92Pa<50kPa

套管环系内R134a总压损

ΔP2=45006.49+2739.81=47746.30Pa<50kPa

由于采用的内管是单螺旋槽管，由于波纹管增加流体扰动，故压损较光管增加较大，根据相关文献及经验数据得知，对于单螺旋槽管：

管内水侧总压损

=ΔP１×2.2=90611.22Pa

套管环系内R134a总压损

≈ΔP2=47.5kPa

(3) 套管式换热器设计计算结果汇总

沿程压降ΔPi 回弯压降ΔPr 进出口压降ΔPN 总压降ΔP

过热区

3616.36 91.75 100.00 3808.11 37596.80 4339.62 3070.067 45006.49

两相区

30969.66 1054.22 5354.93 37378.81 1094.28 382.95 1262.58 2739.81

表5 设计结果汇总表

热负荷 水流量 R134a流量 总的传热系数 总的换热面积 换热器长度 冷却水的流动损失 R134a的流动损失 光管 9000 0.043 0.167 804.59 0.5972 16.76 41.187 47.488 单螺旋槽管 9000 0.043 0.167 984.05 0.4748 13.18 90.611 47.521 W W kg/s kg/s W/(㎡·K) ㎡ m kPa kPa M1 M2 K A L ?P1 ?P2 可以看出，单螺旋槽的套管式换热器的结果与光管套管式换热器的相比，换热面积有较大的减少，原因是它所使用的双面强化管起到了强化换热的效果，这使得单螺旋槽的换热器占空间较小，有利于其在列车空调机组这一狭小空间的使用；但水侧阻力有所增大。在相同的负荷，允许的压降下，使用单螺旋槽套管式换热器可以减小换热面积，以降低成本，减少换热器的占用空间。

四、给水预热系统效益分析

本文所设计的系统结构简便，安装操作方面，在节能减排方面效果可观，可进行大力推广。表6为给水预热系统经济性分析表。

表6 给水预热系统经济性分析表 未采用本装置 采用本装置 40L/h 20℃-100℃ 4.0kw 4.0kw 80L/h 20℃-70℃ 5.0kw 31 kw 饮用水量 给水预热温度 热水加热温度 所耗电量 盥洗间用水量 目标温度 所耗电量 空调机组向环境排热量 7×16=112kw.h 112×1.0=112.0元 112.0×90=10080元 10080×16=161280元 1000元,10年 161280-1000÷10=161180元 29260KJ 29260×40%=11704KJ 7×16×3600×16÷11704=551.2kg 551.2kg×90=49608kg≈50t 29260KJ×49608kg=1.45×10KJ 7饮用水量 目标温度 电加热器功率 所耗电量 盥洗间用水量 目标温度 所耗电量 空调机组向环境排热量 40L/h 20℃-70℃ 70℃-100℃ 1.5kw 80L/h 20℃-70℃ 0 24kw 一天一趟列车少排放热量(按16节车厢、16小时) (31-24)×16×3600×16=6451200 KJ 一天一节列车节约用电量（按16小时） 一天一节列车节省电费（按1.0元/度） 一个夏季一节列车节省电费（按3个月） 一个夏季一趟列车节省电费（按16节车厢） 一套换热器、水泵及阀门等初投资,使用寿命 一个夏季一趟列车净节省电费 1kg标煤放出的热量约为 该热量转换成电能约为（发电效率取40%） 一趟列车一天内节约标煤 一趟列车一个夏季节约标煤 一趟列车一个夏季少排放标煤燃烧放热量

表中数据说明，利用空调余热列车给水预热系统，使一节车厢向大气环境少排放约7kw的热

7

量，一个夏季节约标煤50t，向环境少排放的热量约1.45×10KJ，节能减排效果明显。本列车给水预热系统是在原热水系统和空调系统管路均改变不大的情况下改造而成的，初投资少，操作维修方便。对于列车上需要加热的装置如列车餐厅或车厢内其他采用电加热的热水系统，在夏季均可使用此装置。

参考文献

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[5] 工程热物理学报，余敏，郭莹等，螺旋升角对凝结换热特性影响的研究，2007.28(3)499-501 [6] 化工学报，吴慧英 凝结换热器采用螺旋槽管的强化传热研究， 1997.48(5)，626-630

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/zer5.html