夏热冬暖地区地铁车站水冷直膨式空调机组的综合部分负荷性能指标评价*

李 峰 杨鑫泽 黄冠英

(1. 广州大学建筑设计研究院，510006，广州; 2. 广东西屋康达空调有限公司，528216，佛山//第一作者，高级工程师)

水冷直膨式空调系统是一种新型且适用于地铁车站公共区的空调系统[1](见图1)，其核心设备是水冷直膨式空调机组。该系统综合了单元式空调机与组合式空调机组两者的优点，不需要载冷剂冷水的二次换热，采用冷媒直接膨胀蒸发冷却空气来处理地铁站台公共区的热湿负荷，可提高制冷压缩机的蒸发温度，省去空调冷水系统的设置，使得车站空调系统的节能率大为提高[1]。目前国内地铁车站已有试点应用，节能效果符合预期。

地铁车站公共区的制冷机组，绝大部分时间运行在变工况和部分负荷工况下，仅用名义工况下的制冷系数COP难以衡量其部分负荷运行时的效率。因此，考核地铁车站公共区直膨式空调机组能效性能时，必须考核机组的综合部分负荷性能指标IPLV,这样才能更为合理地评价直膨式空调机组性能的优劣，为建立地铁车站水冷直膨式空调系统评价体系及直膨空调机组性能评价标准打基础。

1 水冷直膨式空调机组IPLV的评价

IPLV是由美国空调制冷学会(ARI)最早提出的。在ARI 550/590—1998标准[2]中，给出了修正后的IPLV的计算公式：

IPLV=aA+bB+cC+dD

(1)

式中:

A、B、C、D——表示冷水机组在标准工况下负荷分别为100%、75%、50%和25%时的COP；

a、b、c、d——表示各负荷率下COP所对应的权重系数[3]， 对应于机组在各负荷率下运行时间与总负荷率下运行时间的比例。

图1 地铁车站水冷直膨式空调系统原理图

我国在GB 50189—2015《公共建筑节能设计标准》[4]中也定义了适用于本国气候与建筑特点的IPLV计算公式，但是此IPLV指标只适用于地面公共建筑，对于地铁车站而言,其外部空调负荷特性与地面建筑差异较大，没有太阳辐射热这一主要影响因素。另外该规范定义的IPLV针对的是冷水机组，因此地铁车站水冷直膨式空调机组的部分负荷特性不能直接套用该标准推荐的IPLV计算公式。

近年来,在地铁车站公共区采用水冷直膨式空调机组已成为业内的普遍共识。但与地铁车站采用的水冷直膨式机组产品类型及适用范围与国内相关标准差异较大，不宜直接引用标准中的相关指标，因此对公式(1)中COP所对应的权重系数应根据不同地区地铁车站的负荷特性进行修订，并对COP的测试工况进行规定。

2 COP的名义工况条件

水冷直膨式空调机组压缩机的制冷量、轴功率等性能参数会随着冷凝温度、蒸发温度的变化而变化，因此要确定压缩机的容量大小并比较同类产品的性能优劣，就必须确定名义工况。名义工况包括了5个条件:①蒸发温度；②吸气温度(或过热度)；③冷凝温度；④过冷度；⑤压缩机工作的环境温度。

带屏蔽门典型地铁车站公共区的冷负荷一般为600～1 200 kW，分设2个空调机组的冷负荷为300～600 kW，冷量范围较适合选用螺杆压缩机及磁悬浮直流变频离心压缩机。按照国标GB 19410—2008《螺杆式制冷压缩机》[5]，压缩机设计和使用条件如表1所示。

表1 螺杆式压缩机设计和使用条件 ℃

对于冷水机组,设计工况下冷冻水供回水温度为7/12 ℃，因此对应的采用高温冷媒的压缩机制冷蒸发温度一般为5 ℃。

广州地铁车站公共区的设计温度一般为27～29 ℃，相对湿度为60%。根据实际工程案例，通常空调系统的送风点温度为17～18 ℃，湿球温度为16～17 ℃。按照制冷蒸发器的处理过程，采用六排管的常规换热器，迎面处理风速为2.0 m/s,由此可计算得出蒸发温度约为10 ℃左右。对比原空调冷水系统，直膨式空调机组制冷的蒸发温度提高了一倍，这将使制冷循环的制冷系数提高21.4%，耗功量减少16%[1]。

广州夏季室外湿球温度较高，压缩机冷凝器采用水冷方式具有较高的COP，因此地铁车站水冷直膨式空调机组的测试满负荷名义工况建议蒸发温度为10 ℃，冷凝温度为40 ℃。

GB 50189—2015《公共建筑节能设计标准》中规定了冷水机组冷凝侧的工况条件，水冷直膨式空调机组与冷水机组蒸发器侧虽略有不同，但热工原理完全相同，因此可按照该规范4.2.13条执行，即水冷直膨式空调机组冷凝侧的工况条件为：①100%负荷时，冷却水进水温度为30 ℃；②75%负荷时，冷却水进水温度为26 ℃；③50%负荷时，冷却水进水温度为23 ℃；④25%负荷时，冷却水进水温度为19 ℃[6]。

3 确定IPLV各权重系数的方法

本文采用DeST软件计算车站公共区的全年冷负荷，并借用ASHRAE的温频法(BIN)的形式来整理负荷数据。

根据BIN，首先对室外干球温度进行温频段划分。参考美国空调、供热及制冷工业协会最新标准AHR 1550/590—2015[7]，以2.8 ℃(5℉)为一个温频段,因此可将空调季的室外干球温度划分为k个温频段。按照该标准所采用的Ton-Hour方法，确定出每个温频段的冷吨小时数Tch。并且遵循该标准附录D中Table D1的划分方式，确定a、b、c、d中温频段的范围划分。

4 典型地铁车站公共区全年冷负荷与采用湿球温度为基准的IPLV评价

从地理位置、气候特征、建设水平等综合因数评估，建议选用广州作为夏热冬暖地区地铁车站公共区水冷直膨式空调机组IPLV评价的基准城市。

以广州地铁某典型车站公共区为例，该站为2层地下岛式车站，包括了负一层的地铁站厅和负二层的地铁站台，站厅面积为1 734.6 m2，站台面积为1 118.2 m2。车站公共区的冷负荷由车站两端环控机房内设置的2台水冷直膨式空调机组承担，各负担公共区一半的空调负荷。由于广州地铁空调季为4月初至11月底，其余时间段空调机组全新风运行，所以模拟的时间段为4月1日—11月30日。使用DeST软件建立地铁站模型，对于影响地铁站公共区冷负荷的人员、设备、新风量、屏蔽门和出入口漏风量的参数；按照地铁公司所提供的数据进行设定，对于客流量的变化，则按照广州地铁某标准日客流量变化(见图2)进行参数设定。

地铁公共区的冷负荷组成部分，与普通公共建筑有所不同。原因在于地铁公共区位于地下，受太阳辐射传热影响小，所以新风冷负荷占了冷负荷更大的比重。由于在空调工况下，室外新风焓值是湿球温度的单值函数，因此分析采用湿球温度作为IPLV的评价的可能性。

为分析湿球温度和冷负荷的关联性，首先排除非空调季的时间段和地铁非运营时间段后，利用DeST软件对地铁站厅站台进行模拟，得到剩余的4 392 h对应的冷负荷。以剩余4 392 h对应的干球温度和湿球温度分别作为横坐标，对应的冷负荷作为纵坐标,作冷负荷散点图，如图3所示。

图2 广州地铁某标准日客流量变化曲线图

图3 干球温度和湿球温度对应的冷负荷散点图

从图3可发现，湿球温度与其对应的最大冷负荷在湿球温度最低值到最高值之间都存在明显的线性关系，而干球温度和冷负荷无明显线性关系。其原因在于地铁站厅和站台的冷负荷主要是由设备、人员及新风三部分冷负荷构成的。设备冷负荷不随时间和湿球温度的变化而发生变化，可近似看作定值；人员冷负荷不随湿球温度变化但随人流量变化，因此影响的是同一湿球温度下纵坐标的最小值与最大值之差；而新风冷负荷受湿球温度影响较大，因此在最大冷负荷(设备、人员冷负荷均为最大值)下，室外新风焓值是湿球温度的单值函数，因此存在明显的线性关系。从以上分析可知，对于IPLV评价，在地铁车站环境中采用湿球温度比采用干球温度更为准确。

因此利用剩余的4 392 h对应的室外湿球温度进行温频段的划分，得到如图4所示的室外湿球温度频率图。各温频段单台机组承担的冷负荷率分布图如图5所示。

图4 室外湿球温度各温频段的供冷小时数分布

图5 室外湿球温度各温频段的冷负荷率分布

最后按图6求得各频段的冷吨小时数。然后根据AHRI 550/590—2015将温频段划分为：设计温频、高峰温频、低峰温频和最小温频4个部分。

图6 室外湿球温度各温频段的供冷量分布图

划分温频数之后可进行系数a、b、c、d的确定，计算结果为：当大温频小时数为17 h，大温频负荷率为100%时，a为0.8%；当大温频小时数为2 664 h、大温频负荷率为82.3%时，b=81.1%；当大温频小时数为536 h、大温频负荷率为51.2%时，c=16.3%；当大温频小时数为57 h、大温频负荷率为34.9时，d=1.8%。

以湿球温度为基准，以广州夏热冬暖地区典型地铁车站公共区为代表的水冷直膨式空调机组综合部分IPLV的计算式为：

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

(2)

5 结语

夏热冬暖地区地铁车站公共区适宜使用水冷直膨式空调系统，水冷直膨式空调机组供冷季大部分工作时间将在部分负荷工况下长时间运行，采用IPLV来评价机组在整个供冷季的能源利用效率更为客观与真实。在目前行业标准缺失的情况下，本文结合广州地区气象条件与典型地铁车站建筑的负荷特性，通过理论分析与全年冷负荷数据统计，给出了适用于我国夏热冬暖地区地铁车站公共区水冷直膨式空调机组的IPLV计算公式，以及名义工况及部分负荷率下COP测试工况条件，希望为我国城市轨道交通车站水冷直膨式空调机组国家标准制定提供参考。