夏熱冬暖地區地鐵車站水冷直膨式空調機組的綜合部分負荷性能指標評價*

李 峰 楊鑫澤 黃冠英

(1. 廣州大學建筑設計研究院，510006，廣州; 2. 廣東西屋康達空調有限公司，528216，佛山//第一作者，高級工程師)

水冷直膨式空調系統是一種新型且適用于地鐵車站公共區的空調系統[1](見圖1)，其核心設備是水冷直膨式空調機組。該系統綜合了單元式空調機與組合式空調機組兩者的優點，不需要載冷劑冷水的二次換熱，采用冷媒直接膨脹蒸發冷卻空氣來處理地鐵站臺公共區的熱濕負荷，可提高制冷壓縮機的蒸發溫度，省去空調冷水系統的設置，使得車站空調系統的節能率大為提高[1]。目前國內地鐵車站已有試點應用，節能效果符合預期。

地鐵車站公共區的制冷機組，絕大部分時間運行在變工況和部分負荷工況下，僅用名義工況下的制冷系數COP難以衡量其部分負荷運行時的效率。因此，考核地鐵車站公共區直膨式空調機組能效性能時，必須考核機組的綜合部分負荷性能指標IPLV,這樣才能更為合理地評價直膨式空調機組性能的優劣，為建立地鐵車站水冷直膨式空調系統評價體系及直膨空調機組性能評價標準打基礎。

1 水冷直膨式空調機組IPLV的評價

IPLV是由美國空調制冷學會(ARI)最早提出的。在ARI 550/590—1998標準[2]中，給出了修正后的IPLV的計算公式：

IPLV=aA+bB+cC+dD

(1)

式中:

A、B、C、D——表示冷水機組在標準工況下負荷分別為100%、75%、50%和25%時的COP；

a、b、c、d——表示各負荷率下COP所對應的權重系數[3]， 對應于機組在各負荷率下運行時間與總負荷率下運行時間的比例。

圖1 地鐵車站水冷直膨式空調系統原理圖

我國在GB 50189—2015《公共建筑節能設計標準》[4]中也定義了適用于本國氣候與建筑特點的IPLV計算公式，但是此IPLV指標只適用于地面公共建筑，對于地鐵車站而言,其外部空調負荷特性與地面建筑差異較大，沒有太陽輻射熱這一主要影響因素。另外該規范定義的IPLV針對的是冷水機組，因此地鐵車站水冷直膨式空調機組的部分負荷特性不能直接套用該標準推薦的IPLV計算公式。

近年來,在地鐵車站公共區采用水冷直膨式空調機組已成為業內的普遍共識。但與地鐵車站采用的水冷直膨式機組產品類型及適用范圍與國內相關標準差異較大，不宜直接引用標準中的相關指標，因此對公式(1)中COP所對應的權重系數應根據不同地區地鐵車站的負荷特性進行修訂，并對COP的測試工況進行規定。

2 COP的名義工況條件

水冷直膨式空調機組壓縮機的制冷量、軸功率等性能參數會隨著冷凝溫度、蒸發溫度的變化而變化，因此要確定壓縮機的容量大小并比較同類產品的性能優劣，就必須確定名義工況。名義工況包括了5個條件:①蒸發溫度；②吸氣溫度(或過熱度)；③冷凝溫度；④過冷度；⑤壓縮機工作的環境溫度。

帶屏蔽門典型地鐵車站公共區的冷負荷一般為600～1 200 kW，分設2個空調機組的冷負荷為300～600 kW，冷量范圍較適合選用螺桿壓縮機及磁懸浮直流變頻離心壓縮機。按照國標GB 19410—2008《螺桿式制冷壓縮機》[5]，壓縮機設計和使用條件如表1所示。

表1 螺桿式壓縮機設計和使用條件 ℃

對于冷水機組,設計工況下冷凍水供回水溫度為7/12 ℃，因此對應的采用高溫冷媒的壓縮機制冷蒸發溫度一般為5 ℃。

廣州地鐵車站公共區的設計溫度一般為27～29 ℃，相對濕度為60%。根據實際工程案例，通常空調系統的送風點溫度為17～18 ℃，濕球溫度為16～17 ℃。按照制冷蒸發器的處理過程，采用六排管的常規換熱器，迎面處理風速為2.0 m/s,由此可計算得出蒸發溫度約為10 ℃左右。對比原空調冷水系統，直膨式空調機組制冷的蒸發溫度提高了一倍，這將使制冷循環的制冷系數提高21.4%，耗功量減少16%[1]。

廣州夏季室外濕球溫度較高，壓縮機冷凝器采用水冷方式具有較高的COP，因此地鐵車站水冷直膨式空調機組的測試滿負荷名義工況建議蒸發溫度為10 ℃，冷凝溫度為40 ℃。

GB 50189—2015《公共建筑節能設計標準》中規定了冷水機組冷凝側的工況條件，水冷直膨式空調機組與冷水機組蒸發器側雖略有不同，但熱工原理完全相同，因此可按照該規范4.2.13條執行，即水冷直膨式空調機組冷凝側的工況條件為：①100%負荷時，冷卻水進水溫度為30 ℃；②75%負荷時，冷卻水進水溫度為26 ℃；③50%負荷時，冷卻水進水溫度為23 ℃；④25%負荷時，冷卻水進水溫度為19 ℃[6]。

3 確定IPLV各權重系數的方法

本文采用DeST軟件計算車站公共區的全年冷負荷，并借用ASHRAE的溫頻法(BIN)的形式來整理負荷數據。

根據BIN，首先對室外干球溫度進行溫頻段劃分。參考美國空調、供熱及制冷工業協會最新標準AHR 1550/590—2015[7]，以2.8 ℃(5℉)為一個溫頻段,因此可將空調季的室外干球溫度劃分為k個溫頻段。按照該標準所采用的Ton-Hour方法，確定出每個溫頻段的冷噸小時數Tch。并且遵循該標準附錄D中Table D1的劃分方式，確定a、b、c、d中溫頻段的范圍劃分。

4 典型地鐵車站公共區全年冷負荷與采用濕球溫度為基準的IPLV評價

從地理位置、氣候特征、建設水平等綜合因數評估，建議選用廣州作為夏熱冬暖地區地鐵車站公共區水冷直膨式空調機組IPLV評價的基準城市。

以廣州地鐵某典型車站公共區為例，該站為2層地下島式車站，包括了負一層的地鐵站廳和負二層的地鐵站臺，站廳面積為1 734.6 m2，站臺面積為1 118.2 m2。車站公共區的冷負荷由車站兩端環控機房內設置的2臺水冷直膨式空調機組承擔，各負擔公共區一半的空調負荷。由于廣州地鐵空調季為4月初至11月底，其余時間段空調機組全新風運行，所以模擬的時間段為4月1日—11月30日。使用DeST軟件建立地鐵站模型，對于影響地鐵站公共區冷負荷的人員、設備、新風量、屏蔽門和出入口漏風量的參數；按照地鐵公司所提供的數據進行設定，對于客流量的變化，則按照廣州地鐵某標準日客流量變化(見圖2)進行參數設定。

地鐵公共區的冷負荷組成部分，與普通公共建筑有所不同。原因在于地鐵公共區位于地下，受太陽輻射傳熱影響小，所以新風冷負荷占了冷負荷更大的比重。由于在空調工況下，室外新風焓值是濕球溫度的單值函數，因此分析采用濕球溫度作為IPLV的評價的可能性。

為分析濕球溫度和冷負荷的關聯性，首先排除非空調季的時間段和地鐵非運營時間段后，利用DeST軟件對地鐵站廳站臺進行模擬，得到剩余的4 392 h對應的冷負荷。以剩余4 392 h對應的干球溫度和濕球溫度分別作為橫坐標，對應的冷負荷作為縱坐標,作冷負荷散點圖，如圖3所示。

圖2 廣州地鐵某標準日客流量變化曲線圖

圖3 干球溫度和濕球溫度對應的冷負荷散點圖

從圖3可發現，濕球溫度與其對應的最大冷負荷在濕球溫度最低值到最高值之間都存在明顯的線性關系，而干球溫度和冷負荷無明顯線性關系。其原因在于地鐵站廳和站臺的冷負荷主要是由設備、人員及新風三部分冷負荷構成的。設備冷負荷不隨時間和濕球溫度的變化而發生變化，可近似看作定值；人員冷負荷不隨濕球溫度變化但隨人流量變化，因此影響的是同一濕球溫度下縱坐標的最小值與最大值之差；而新風冷負荷受濕球溫度影響較大，因此在最大冷負荷(設備、人員冷負荷均為最大值)下，室外新風焓值是濕球溫度的單值函數，因此存在明顯的線性關系。從以上分析可知，對于IPLV評價，在地鐵車站環境中采用濕球溫度比采用干球溫度更為準確。

因此利用剩余的4 392 h對應的室外濕球溫度進行溫頻段的劃分，得到如圖4所示的室外濕球溫度頻率圖。各溫頻段單臺機組承擔的冷負荷率分布圖如圖5所示。

圖4 室外濕球溫度各溫頻段的供冷小時數分布

圖5 室外濕球溫度各溫頻段的冷負荷率分布

最后按圖6求得各頻段的冷噸小時數。然后根據AHRI 550/590—2015將溫頻段劃分為：設計溫頻、高峰溫頻、低峰溫頻和最小溫頻4個部分。

圖6 室外濕球溫度各溫頻段的供冷量分布圖

劃分溫頻數之后可進行系數a、b、c、d的確定，計算結果為：當大溫頻小時數為17 h，大溫頻負荷率為100%時，a為0.8%；當大溫頻小時數為2 664 h、大溫頻負荷率為82.3%時，b=81.1%；當大溫頻小時數為536 h、大溫頻負荷率為51.2%時，c=16.3%；當大溫頻小時數為57 h、大溫頻負荷率為34.9時，d=1.8%。

以濕球溫度為基準，以廣州夏熱冬暖地區典型地鐵車站公共區為代表的水冷直膨式空調機組綜合部分IPLV的計算式為：

IPLV=0.8%A+81.1%B+16.3%C+1.8%D

(2)

5 結語

夏熱冬暖地區地鐵車站公共區適宜使用水冷直膨式空調系統，水冷直膨式空調機組供冷季大部分工作時間將在部分負荷工況下長時間運行，采用IPLV來評價機組在整個供冷季的能源利用效率更為客觀與真實。在目前行業標準缺失的情況下，本文結合廣州地區氣象條件與典型地鐵車站建筑的負荷特性，通過理論分析與全年冷負荷數據統計，給出了適用于我國夏熱冬暖地區地鐵車站公共區水冷直膨式空調機組的IPLV計算公式，以及名義工況及部分負荷率下COP測試工況條件，希望為我國城市軌道交通車站水冷直膨式空調機組國家標準制定提供參考。