地铁车站空调系统模式及能耗分析

地铁车站空调系统模式及能耗分析

李琨杜丽娜

（天津市地下铁道集团有限公司天津市300380）

摘要：地铁通风空调系统，其能耗约占运行总能耗的50%，其中地铁车站通风空调系统能耗占相当大的比例。在经过多年的地铁车站空调系统设计、运营技术经验积累后，车站空调系统的模式逐渐成熟及固定，但这种常规空调系统模式仍有进一步优化改进的空间。本文通过对地铁车站通风空调典型系统模式进行分析，从实现功能、节能角度，提出在车站应用温湿度独立控制空调系统，对比常规系统，采用模拟仿真分析计算空调系统及冷源的全年能耗。

关键词：地铁车站；空调系统模式；能耗

地铁是城市绿色出行的交通工具，具有运量大、速度快、安全、准点、保护环境、节约能源和用地等特点，轨道交通的快速发展在一定程度上缓解了城市化进程中的交通压力。但其能耗总量相当惊人，尽快找到大幅降低城市轨道交通运行能耗的方法，已成为保持中国城市轨道交通高速度可持续发展必须解决的重要问题之一。

1系统模式

1.1常规系统模式

车站通风空调系统由车站公共区空调通风和防排烟系统（简称大系统）、车站管理及设备用房空调通风和防排烟系统（简称小系统）及车站空调冷源水系统（简称水系统）组成。常规大、小系统主要采用一次回风全空气系统，空调冷源采用水冷冷水机组，空调末端设备为组合式空调机组及风机盘管，7℃/12℃的空调冷水作为系统中间载冷剂，由冷水泵输送至末端空调设备，特点是冷水作为空调系统载冷剂，水冷表面式空气冷却器处理室内余热余湿。车站公共区一次回风全空气系统．即回风和新风混合在空调箱中进行集中处理后，再通过风管送入车站公共区，空调机组承担车站公共区负荷和新风负荷。其特点是采用冷凝除湿的方法，将被处理空气处理至低于室内露点温度（也必然低于室内干球温度），进行热湿联合处理，使其能够同时去除区域内的余热和余湿。

1.2地铁车站空气-水空调系统

地铁车站内热环境的控制，其换热媒介有三种，分别是空气、水、制冷剂，如用空气循环处理，则1m3/h空气，温差10℃可带走12kJ热量；水循环处理空气，0.1m3/h水，温差5℃可带走2090kJ，故输送相同的热量，所需的水量远小于风量（按体积计）。另外地铁车站地形是狭长平面，冷水机组设置端头，与全空气系统相比，从能量输配的角度看：空气-水系统将空气处理设备化整为零，冷水管途经公共区时“就地”取冷，处理热湿空气，无“空跑”，可最大限度地减少风侧、水侧二次输配能耗及简化系统设备。另外，空气-水系统末端设备不需设置挡水段、消声段，阀门、弯头、三通等管件少，空气侧阻力进一步减小。对于车站小系统而言，设备用房空调运行时间长，采用空气-水系统在空调季的节能潜力更大。空调水管可不接进机房，电气安全有保障。

1.3地铁车站温湿度独立控制空调系统

空调系统承担着排除室内余热、余湿、CO2与异味的任务，由于排除室内余湿与排除CO2、异味所需要的新风量与变化趋势一致。可以通过新风同时满足排余湿、CO2、与异味的要求、而排除室内余热的任务则通过其他系统（独立的温度控制方式）实现。由于无需承担除湿任务，因而可用较高温度的冷源实现排除余热的控制任务，温湿度独立控制空调系统中，通常采用温度与湿度两套独立的空调控制系统，即双冷源，分别控制、调节室内的温度与湿度，从而避免热湿联合处理所带来的冷量损失。

车站公共区的显热可以用高温冷水机组解决，从而实现很高的COP（供水温度18℃），即组合式空调机组的表冷器采用冷水温度为18℃/23℃，高温冷水机组的进出水温度为18℃/25℃，车站公共区的新风量仅为总通风换气量的10%~20%，可单独处理到低温、干燥状态，同时解决地下空间排湿，新风机组为直膨机组（冷媒直接蒸发制冷水冷却空调机组），新风机组的冷却水与空调箱表冷器冷却水管路为串联，新风机组冷却水进出水温度为23℃/28℃，低于冷媒机组进出水温度额定工况30℃/35℃，降低新风压缩机的冷凝温度，提高新风机的能效比。COP值可提高约20%。对车站管理及设备用房空调通风系统（简称小系统）而言，除管理用房有人员外，设备用房很少有人员，其室内冷负荷主要由显热冷负荷构成，因此采用高温冷水机组可以大幅提高机组的能效比。高温冷水系统的总温差为7℃，组合式空调箱及新风机的冷水温差为5℃，冷水环路为串联，中间有一旁通混水过程，其冷负荷的调节及水温差的控制为PID调节，由于温差控制不能及时反映冷负荷的变化，要达到系统要求，控制系统运算复杂，控制环节较多，成本较大。这是该系统的不足之处。

2空调系统全年能耗计算

车站空调系统，主要耗能设备为冷水机组、空调末端设备柜机及风机盘管、水泵、冷却塔。空调系统的能耗模拟采用顺序模拟法，冷源设备的能耗模拟是关键，首先计算车站的全年空调冷负荷，对冷源设备采用回归模型，通过设备厂家提供的性能数据分析回归得到设备性能曲线，建立数学模型，利用Matlab/Simulink进行能耗仿真计算，计算步长为1h，计算分析冷源设备的运行特性与能耗。限于篇幅，水泵及冷却塔的能耗模拟计算不再赘述。

2.1全年逐时冷负荷计算

采用DeST-c软件模拟计算广州某车站大小空调系统全年逐时冷负荷，表1列出在计算全年冷负荷所设置的设备、人员、照明值。表2为地铁站空调系统冷负荷率对应的运行小时数统计表。

表1地铁站内负荷计算的设备、人员、照明设定值

表2车站冷负荷率对应的运行小时数统计

2.2冷水机组能耗模型建立

冷水机组性能曲线主要有以下三条性能曲线组成。由某型冷水螺杆机测试性能参数进行回归分析模拟。

（1）冷量随温度变化的性能曲线

数学回归模型如式（1）：

F1=a+b.Tcw.j+c.Tcw.j2+d.Tcond.c+e.Tcond.c2+f.Tcw.j.Tcond.c（1）

式中：f1为制冷量因子，额定工况下等于1；Tcw，j为冷冻水出水温度；Tcond，c为冷却水进水温度，即冷凝器入口水温。

（2）EIR随温度变化的性能曲线

此处EIR定义为COP的倒数即COP=1/EIR，即耗功率与制冷量的比值。EIR性能曲线如式（2）所示，f2表示任意工况下，冷却水、冷冻水温与机组COP的关系。

f2=a+b.Tcw.j+c.Tcw.j2+d.Tcond.c+e.Tcond.c2+f.Tcw.j.Tcond.c（2）

f2为耗功率与制冷量的比例因子，额定工况下等于1，即机组EIR为额定COP的倒数。

（3）部分负荷率的EIR性能曲线

为优化方便，Energyplus把耗功率与制冷量的比例因子（EIR）与部分负荷率（PLR）之间的关系定义为式（3）：

f3=a+b.PLR+c.PLR2（3）

f3为耗功率与制冷量的比例因子，额定工况时为1。

式（3）中PLR为部分负荷率，EnergyPlus对PLR的定义是实际负荷与额定工况下制冷量的比值：

PLR=Q/Qavail（4）

式中：Q为实际负荷；Qavail为额定工况下的负荷。

根据以上三条性能曲线，可以得到冷水机组任意工况下的耗功率曲线函数，即冷水机制耗功率的数学模型，如式（5）：

Pchiler=（Qavail/COPret）f2f3=Pref.f1.f2.f3（5）

式中：Pchiler为冷水机组耗功率；COPref为冷水机组额定功率下的cop；Pref为冷水机组额定工况下的输入功率。

对于水冷式螺杆机组，冷冻水供水温度取7℃，回水温度取12℃，COP按设备额定工况下的COP，本文取值4.04。对于高温水冷式螺杆机组，冷冻水供水温度取18℃，回水温度取26℃，COP值则取值为7.5。

地铁车站常规空调大小系统均采用全空气系统，空调末端为柜式空调机采用变风量运行；空气-水系统大小系统均采用新风系统+风机盘管系统，空调末端为风机盘管；地铁车站温湿度独立控制空调系统大系统采用组合式柜机处理全空气系统+新风系统，小系统采用新风系统+干式风机盘管。这三种系统的全年运行能耗比较见表3。

结论

三种空调系统模式相比较，在地铁公共区中应用都能满足使用要求，但空调系统能耗高低不一，以往认为空气-水系统比全空气系统节能要高很多，但由于现在大系统空调柜机都采用变风量运行，风机能耗大幅减少，因此空气-水系统节能优势不明显。对于设备管理用房，需要考虑过渡季节的排热降温，保留通风降温功能是必要的，尤其是一些北方地区。

参考文献：

[1]王峰.地铁通风空调系统变频节能研究[D].西南交通大学，2007.

[2]赵杰.地铁通风空调系统能耗分析与研究[D].武汉理工大学，2014.

[3]张浩.地铁车站通风空调大系统节能控制的设计与实践[D].华北电力大学（北京），2015.

[4]徐波.地铁安全门系统和屏蔽门系统舒适性与能耗性研究[D].天津大学，2007.