地鐵車站冷水系統耗電輸冷比分析

米青松

(中鐵現代勘察設計院有限公司， 300301， 天津∥工程師)

地鐵通風空調系統能耗在地鐵總能耗中的占比較大,降低通風空調系統的能耗已成為地鐵節能的重要措施之一。與此同時，國內經過多年的城市軌道交通建設，地鐵車站空調系統的設計、運營積累了豐富的經驗。地鐵車站空調系統的模式趨于成熟和固定，為總結分析系統規律和設計參數范圍、研究空調系統的共性特征提供了條件。

地鐵車站冷水系統循環水泵的運行能耗約占地鐵車站空調系統運行能耗的15%[1]。冷水系統的輸配節能是車站空調系統節能的重要部分。GB 50189—2015《公共建筑節能設計標準》中對通風空調系統的冷熱源、輸配系統、末端系統提出了明確的節能標準。其中，輸配系統的節能控制參數主要是空調冷水系統的耗電輸冷比E。該標準要求冷水系統的輸冷比計算值不能大于系統輸冷比的節能判定值。

本文通過對典型地鐵車站冷水系統循環阻力的總結分析，提出冷水系統循環水泵揚程的常規取值范圍。在此基礎上，研究典型車站冷水系統耗電輸冷比常規計算結果，給出水泵選型一致的一次泵耗電輸冷比計算簡式和水泵揚程限值圖，以方便設計人員在設計初期對地鐵車站冷水系統循環阻力的限值進行預估。最后，提出地鐵車站冷水系統滿足節能標準耗電輸冷比限值的控制措施。

1 冷水系統耗電輸冷比的計算公式

冷水系統耗電輸冷比E是冷水系統輸送單位冷量所需要的能耗，其計算式如下：

E=0.003 096∑(GH/ηb)/Q≤A(B+α∑L)/ΔT[2]

(1)

式中：

G——每臺運行水泵的設計流量，m3/h；

H——每臺運行水泵對應的設計揚程，m(1 m水柱=10 kPa)；

ηb——每臺運行水泵對應的設計工作點效率；

Q——車站設計冷負荷，kW；

A——與水泵流量有關的計算系數；

B——與機房及用戶的水阻力有關的計算系數；

∑L——從機房出口至該系統最遠用戶供回水管道的總輸送長度，m；

α——與ΣL有關的計算系數；

ΔT——規定的計算供回水溫差，℃。

2 地鐵車站空調冷水系統及循環阻力分析

如圖1所示，典型地鐵車站空調冷水系統為冷水機組定流量運行的一級泵變流量系統，末端空調機組設水路兩通閥，通常配置2臺水冷螺桿式冷水機組。本文首先對典型車站冷水系統的阻力進行分析，選取式(1)所需的各項參數，再對耗電輸冷比進行計算分析。

注:實線為供水管;虛線為回水管;Δp為壓差閥。

2.1 車站冷水系統的阻力分析

車站冷水系統阻力包括機房內阻力和末端側阻力，以分水器及集水器為界。

2.1.1 冷水系統機房內阻力分析

基于實際運行情況，車站冷凍機房內冷水系統各阻力計算參數選用值如下：車站內分水器及集水器冷凍機房側水循環沿程阻力通常為8～15 kPa，本文取10 kPa(即1 m水柱)；冷水機組蒸發器阻力不大于70 kPa，本文取70 kPa(即7 m水柱)；機房內管道局部阻力損失一般不小于30 kPa，本文取40 kPa(即4 m水柱)；冷凍水泵出水管側的全自動水處理器阻力不大于30 kPa，本文取30 kPa(即3 m水柱)。由此，車站冷水系統機房內阻力合計為15 m水柱。

2.1.2 冷水系統末端側阻力分析

地鐵車站冷水系統末端側管網主要包括由設備集中端1臺組合式空調機組和3臺小空調機組(分別服務于人員房間、弱電設備房間、變電所房間)組成的供回水管路，以及由設備非集中端1臺組合式空調機組和1臺小空調機組組成的供回水管路。各空調機組的阻力分別為：

1) 車站兩端各設1臺組合式空調機組，分別負擔車站公共區的一半空調冷負荷。2臺空調機組的選型相同，其機組制冷量一般為300～550 kW。典型地鐵車站計算選型風量為75 000 m3/h，表冷器按6排管制冷量400 kW考慮，水阻力不大于50 kPa，組合式空調機組機外余壓為600 Pa。

2) 設備集中端人員房間空調機組和非集中端小空調機組的制冷量一般為40～85 kW，典型車站計算選型表冷器制冷量為50 kW，表冷器水阻力約為30 kPa。

3) 弱電設備房間空調機組制冷量一般為210～320 kW，典型車站計算選型表冷器制冷量為250 kW，表冷器水阻力約為50 kPa。

4) 變電所房間空調機組制冷量一般為100～250 kW，典型車站計算選型表冷器制冷量為150 kW，表冷器水阻力約為50 kPa。

通過負荷和流量的估算，冷水系統末端側管網阻力的計算結果如表1所示。

表1 冷水系統末端側管網阻力計算 單位：m水柱

由表1可知，車站冷水系統的最不利環路為設備非集中端組合式空調機組的供回水管路。冷水系統末端側管網的最不利環路循環阻力為16.0 m水柱。

2.1.3 冷凍水泵揚程取值

由上文可知，典型車站冷水系統計算管道阻力為機房內阻力和末端側阻力之和，計算值為31.00 m水柱。因此，在典型地鐵車站E的計算中，G取123 m3/h；考慮1.15倍安全系數，H取35.65 m。

2.2 其余參數的選取

1) 一般的地鐵地下線路，設備集中和客流集中的車站其空調冷負荷較大，非設備集中站和線路端頭車站的空調冷負荷通常較小。冷水機組制冷量選型范圍一般在500～800 kW之間。由此，典型地鐵車站計算選擇制冷量為650 kW的螺桿式冷水機組2臺，則Q取1 300 kW。

2) 冷水系統的供水溫度、回水溫度分別為7 ℃、12 ℃，則ΔT為5 ℃。

3) 根據天津某地鐵線招標后水泵選型設計文件，其車站水泵的綜合效率普遍在0.7～0.8之間，故在典型地鐵車站E的計算中，ηb取0.75。

4) 常規的地鐵車站主體長度為180～300 m，冷凍機房到非設備集中端空調機房的距離一般為150 m～250 m，車站的冷凍機房到非設備集中端空調機房供回水管道的總長度ΣL一般為350 m～550 m,故在典型地鐵車站E的計算中，ΣL取450 m。

5) 當60 m3/h

2.3 冷水系統E的計算

將上文得到的計算參數代入式(1)，可得到典型車站冷水系統E為0.027 847 806。由GB 50189—2015《公共建筑節能設計標準》可知，E的判定值為0.028 39488。因此，根據本文典型車站選取的計算參數，E的計算值小于判定值，滿足節能設計標準的規定。但是，E的計算值與判定值較為接近，在設計過程中需要嚴格控制管道阻力和水泵設計效率，否則容易導致超標。

3 地鐵車站冷水系統E值分析

地鐵車站冷水系統的形式相對固定和簡單。典型車站通常設置2臺電動壓縮螺桿式冷水機組，冷水循環系統設置2臺選型相同的冷凍水泵。當冷水系統為循環水泵型號一致的一次泵系統時，G、Q的計算式為[3]：

G=KP/(1.163ΔT)

(2)

Q=nP

(3)

式中：

K—水泵流量附加系數；

P—單臺水泵所負擔的冷負荷，kW；

n—水泵臺數。

考慮各地鐵車站的實際設計情況，K取1.1，n取2。將式(2)、(3)式代入式(1)，E的計算式可進一步簡化為：

E=0.000 585 658H/ηb

(4)

由式(4)可知,對于水泵選型一致的一次泵冷水系統，E只取決于循環水泵的揚程H和效率ηb。式(1)中的A、B、ΔT均為固定值，根據ΣL是否大于400 m，α有2種取值。因此，在計算得出不同水泵效率情況下，ΣL對應的水泵揚程限值圖如圖2所示。

圖2 水泵揚程限值圖

在冷水系統管道設計前，可通過查詢圖2，根據ΣL和ηb來確定滿足輸冷比要求最大的H值，從而有效減少冷水系統設計過程的反復調整次數。例如：如某車站ΣL為450 m、ηb選0.75時，查圖2可得到H不應大于36 m。

考慮到ηb為水泵的綜合效率，其值達到0.7～0.8，已屬高效節能[4]。因此，通過節能設計標準推算得到的H對地鐵車站冷水系統的循環水泵阻力選型影響較大。按目前水泵常用的設計效率，查圖2可知，H不宜大于40 m。

一般情況下，地鐵車站冷凍機房內阻力較為固定，其值一般為15 m水柱左右。由此，H取決于最不利環路的循環阻力。由上文可知，地鐵車站冷水系統的最不利環路是通往設備非集中端組合式空調機組的供回水管路。對最不利管路壓降進行估算(見表2)，循環水泵的選型壓力為冷凍機房內阻力與最不利管路壓降之后并附加安全余量,通常在29～44 m水柱之間。

在實際的設計過程中，H容易出現大于40 m的情況，需要通過冷水系統管路優化將H控制在40 m以內。由此可進行反向推算，由于冷凍機房和表冷器的水阻力為固定值，最不利環路的沿程阻力不宜大于10 m水柱。ΣL的常用取值450～500 m，比摩阻為200～220 Pa/m，因此建議地鐵車站冷水系統最不利環路的比摩阻不宜大于200 Pa/m。

表2 典型車站最不利環路壓降估算

4 結論

1) 在典型地鐵車站冷水系統的設計中，輸冷比容易超過節能設計標準規定的限值。因此，在冷水系統設計前，根據冷水系統管路最大長度提前掌握水泵揚程限值是必要的。

2) 本文提供了冷水系統耗電輸冷比的簡化計算式，以及滿足節能設計標準耗電輸冷比要求的水泵揚程限值圖。當水泵效率固定時，地鐵車站冷水系統耗電輸冷比取決于循環水泵設計揚程。

3) 為滿足運行節能要求，地鐵車站冷水系統需嚴格控制管路阻力損失。建議冷凍水泵的設計揚程不宜大于40 m，冷水系統最不利環路的比摩阻不宜大于200 Pa/m。