某高鐵樞紐車站夾層旅服空調系統改造可行性研究

陳浩瑋

湖南鐵路聯創技術發展有限公司

由于車站的高架夾層旅服商家單位陸續入駐，原預留全空氣集中空調系統無法實施，使用單位分別自行設置分體空調或吊扇，空調室外機設于夾層，熱量排入候車室大空間內，在此前提下新增部分空調末端設備，但在交付使用后此部分空調末端制冷量嚴重不足，室內熱環境遠差于人體對舒適溫度的要求，收到了商家和旅客的大量投訴，因此對系統進行問題分析和改造是很有必要的。

1 空調系統的設計

1.1 原有空調系統

1）冷凍水采用一次泵變流量系統，供回水溫度7/12 ℃。冷凍水泵采用變頻控制，水泵與冷水機組采用共用集分水器的連接方式，冷凍機房分集水器間設旁通管及壓差控制閥。水系統劃分為三個支路，其中支路一、二分別服務于高架層南側、高架層北側空調末端，支路三服務其余空調末端。水系統干管采用同程式布置，局部末端采用異程式布置。各大型組合式空調器，柜式空調器及新風機組的回水管上設置動態平衡電動調節閥，風機盤管的回水管上設置電動兩通閥。冷卻水采用一次泵定流量系統，供回水溫度32/37 ℃。

2）15.20 m 標高層高架夾層區域（旅服空調系統層）按預留集中空調考慮，9.20 m 標高空調機房（原有風柜層）預留其空調末端安裝位置及空調冷凍水供、回水管接管條件。

1.2 新增空調末端

1）受供電條件限制，原設計四臺冷水機組目前僅運行兩臺，供冷量不足。待冷水機組供電電源改造工程完成后，冷水機組全部開啟，可滿足此站集中空調及15.20 m 標高層空調系統供冷需求。15.20 m 標高層新增風機盤管納入集中空調系統。

2）拆除夾層使用單位自設空調設備，統一配置風機盤管，并配置溫控器及三速開關，根據室內溫度自動控制風機盤管啟停。風機盤管水系統分區域集中連接，納入站房既有集中空調水系統，由9.20 m 標高層空調機房內為夾層預留的集中空調冷凍水供、回水管道引出供水管路供水。

2 現狀分析

2.1 實際情況

在新增加部分空調末端（由于新增空調末端水系統集中連接，為方便理解以下稱為新增空調系統）之后，原有系統的空調末端的運行工況基本沒有變化，而且冷水機組的負荷與新增空調系統前的負荷保持一致，由此可推斷問題出在新增新增空調系統上。

以東側C 區為例，此區域的新增系空調系統的水系統圖見圖1，從圖上可知新增空調系統與原有空調系統的一個既有風柜呈并聯狀態，而流體的特性標志著此既有風柜的水力工況對新增空調系統的影響是較大的。

圖1 新增空調系統圖

為了防止原有管道上原有的壓力表由于損壞、磨損、腐蝕等對壓力表的準確性、精度的影響，在現場實測水壓時分別記錄原有壓力表和新壓力表讀數以作對比，兩表的誤差均在10 kPa 以內。

使整個空調系統全部運行，在運行工況穩定后測得原有風柜和新增空調系統干管的進出水壓差均為30 kPa，從設備表上查到原有部分上連接的風柜的設備水阻為33.4 kPa，可設此風柜在近似于設計工況下運行，但是設計圖和現場實際勘測都顯示新增空調系統的管道比干管到風柜的水管長度長太多，而且目前交付的資料和現場勘察都顯示新增空調系統的控制模塊未與原有系統的控制系統相銜接，可以推斷問題是新增系統存在水力失調。

2.2 新增系統設計工況的水力計算

水系統的水力計算使用鴻業設備設計暖通空調12.0 采用假定流速法計算[1]。

2.2.1 新增系統的流量

新增管道新設14 臺制冷量為13.5 kW 臥式明裝風機盤管，接入既有的兩個40 kW 的既有商鋪風柜，總制冷量為Q=269 kW，供回水溫度7/12 ℃，由于現場損耗量設定平均溫度為10 ℃。根據相關公式[2]：

式中：Qm-計算系統的水量（m3/h）；G-計算系統的負荷（kW）；Δt-供回水溫差（℃）。

各末端的流量詳見表1。

2.2.2 根據現有管徑和設計流量校核流量與阻力

可根據現有管徑和設計流量計算得出現有管道的沿程阻力和局部阻力，他們之和就是該管段的總壓力損失，各環路的總壓力損失詳見表1。

表1 各環路的總壓力損失

由表1 可得其最不利環路壓力損失ΣΔP最不利=213.9 kPa。

2.3 運行工況與設計工況比較分析

從設計圖和現場可發現，新增的系統呈異程式管路的布置方式，其水流經每個末端設備的路程是不同的，故各環路的阻力不平衡，從而導致了流量分配不均勻的可能性。

新增系統的不平衡率為：

遠大于GB50189-2015《公共建筑節能設計標準》規定的15%。

新增系統與原有部分上連接的風柜管路為并聯連接，各并聯管路的水頭損失相等，只表明通過每一并聯支管的單位重量液體的機械能損失相等。但各支路的長度、直徑及粗糙系數等條件是不同的，因此通過的流量也是大有區別，通過各并聯支管水流的總機械能損失是不相等的，流量大的總機械能損失相比也會較大。由于新增系統的管路較于原有風柜的管路長太多，單位流量液體的機械能損失也會比原有風柜的單位流量液體的機械能損失大很多，有公式[1]：

式中：S-管段的壓力特性系數，表示當管段通過1 kg/h水流量時的壓力損失值。

由式（2）可知，對已定管段來說，壓力損失與流量的平方成正比，因而新增系統的現運行工況流量在使新增系統管道整體機械損失為0.03 MPa。由表1 可設新增系統近似工況的總壓力損失為214 kPa，代入式（2），有：

可得Q實=17.26 m3/h，遠小于設計工況下的Qm=46.11 m3/h。（由于水力不穩定性，實際工況比17.26 m3/h 更小）新增系統與原有風柜管路的水力不平衡率為：

3 改造方案

空調水系統的水力失調會導致整個系統內的冷、熱不均勻、室內溫、濕度達不到設計要求等問題，事實上還影響著系統的正常運行從而導致能耗的增加。本區域的空調水系統可分離于整個水系統視為定流量系統，各末端的使用時間段基本一致，根據水力失調的類型只需要考慮靜態水力平衡，無需考慮動態水力平衡。

3.1 方案比較

3.1.1 平衡閥

平衡閥的工作狀態是通過控制開度控制流量和局部阻力損失，在電子元器件的控制下對于靜態水力平衡和動態水力平衡來說具有較好的調節效果，但是新增空調系統的控制模塊未與原有系統的控制系統相銜接，而且新增系統的設計工況阻力損失值大于原有風柜的設計工況下的阻力損失值180.5 kPa，在整個空調系統正常工況下運行時原有風柜的動態平衡調節閥是以管路上沒有新增系統的條件下工作，以平衡原有系統的其它末端水力條件為目標，對于新增系統的作用可以忽視。而新增系統部分相對于原有風柜在這個水系統支路上也是一個獨立整體，在正常運行時他們是相互并聯的，互相干擾的能力要大于原有風柜與新增系統組成的整體對原有系統的影響，所以新增系統與原有風柜的水力平衡很必要。在新增空調系統的控制模塊接入原有系統的控制系統后，如需新增空調系統與原有風柜正常同時運行，需要原有風柜的動態平衡調節閥平衡掉小于新增系統整體的設計工況阻力損失值，原有風柜與新增系統組成的整體的最不利條件是以新增系統的最不利環路為條件的，無法避免原有風柜與新增系統組成的整體對于原有系統水力平衡的影響，導致原有風柜與新增系統組成的整體通過的流量會比設計工況下的流量小很多，造成新的水力失調，違背了這次改造的初衷。

3.1.2 二次泵

新增系統管道與原有風柜管道阻力相差懸殊，且末端裝置的回水支管設置了電動兩通閥，采取變頻調速的二次泵平衡新增系統的阻力，以達到新增系統管道末端整個區域水系統的水力平衡。且原設計在原有立管處預留了兩臺280 kW 風柜的流量，新增系統的冷量小于此預留風柜的流量，對于整個系統的影響在原設計的設計工況考慮之內。

一般項目中可采取平衡閥，其從根本上克服水力失調現象創造了條件，本項目在設計和實施中采取了大量電動二通閥，但水利失調的最根本原因是新增空調系統整體與原有風柜的總壓力損失相差過大，可以在負荷側的冷凍水供水總管上增加二級泵來平衡過大的阻力損失。

3.2 水泵的選擇

3.2.1 循環水泵的流量

計算公式[2]：

式中：Q0-循環水泵的流量（m3/h）；Φ-計算系統的負荷（kW）；Δt-供回水溫差（℃）；K-水泵流量附加系數，取1.05～1.1。

水泵流量Q0=46.26×1.05=48.573 m3/h。

3.2.2 循環水泵揚程

由于二級泵的作用為平衡新增系統與原有風柜管的水力阻力損失，所以有：ΔH=ΔP新增-ΔP即有=213.94-33.4=180.54 kPa 級泵揚程應按負荷側的管路和管件阻力、自控閥、末端設備的整體阻力之合計算，且應增加5%～10%的附加值，即：H=1.05ΔH=189.57 kPa

3.2.3 水泵選型

根據計算流量和揚程，從南方泵業的樣本中選擇出CDM42-10 立式多級離心泵，其流量揚程特性曲線如圖2，按流量和揚程最不利的條件選型，滿足流量和揚程在設計條件下在高效區域內運行，滿足了校核的要求。

圖2 CDM42-10 立式多級離心泵流量揚程特性曲線

3.2.4 水泵輸送能效比

在選擇空調水系統循環泵時，必須根據GB50189-2015《公共建筑節能設計標準》的有關規定，校核其輸送能效比ER，確保符合節能原則。ER 值可按下列公式[2]計算：

式中：H-設計水泵揚程（m）；η-水泵在設計工作點的效率（%）；Δt-供回水溫差（℃）；計算可得ER=0.0125，小于GB50189-2015《公共建筑節能設計標準》規定的限值0.0241，滿足規范要求。

3.3 安裝調試

為了使空間利用合理、美觀和避免噪聲的影響，在位于9.20 m 標高空調機房的負荷側冷凍水供水總管上安裝了上述水泵。打開一次泵并使所有主機與末端開啟并穩定運行，記錄二次泵開啟與關閉情況下原有風柜進出水口、二次泵出水口、新增系統1 至5 環路側（左側）進出水管、新增系統6 至16 環路側（右側）進出水管的壓力值，為了評估二次泵對原有系統的影響，在原有系統的三個支路上分別取點A、B、C 設備末端的冷凍水進出水口壓力值作為參照，獲得數據如表2：

表2 二次泵開啟與關閉時各點的壓力值

從表2 可知，二次泵的加入使新增系統的水系統達到預設工況壓差，對原有系統的水力工況影響甚微，達到了此次改造的目標。

4 結語

根據計算結果顯示，高鐵夾層旅服空調系統存在的主要問題在于水力失調，而這個問題是很多大型中央空調系統某些末端制冷效果不佳的原因，特別是在只改造部分空調系統末端的項目中，造成使用不便、成本增加、能耗浪費等問題，有甚者更是影響使用或者無法使用，需要重新設計改造系統以達到系統的正常運行，各設計、施工、使用單位應當重視。在經過空調系統的重新設計及改造后，空調試行發現改造后包括原有空調系統末端在內的整個系統運行接近原設計工況，改造可行性良好，為空調水力失調的改造設計提供了一定的參考參考。