地铁车站空调负荷特性.docx

浅谈地铁车站空调负荷特性

摘　要：介绍了地铁车站空调负荷的计算方法。以广州典型地铁车站的设计数据为例，经分析得出了地铁车站空调负荷的主要控制因素是车站客流量和新风负荷的结论。

关键词：地铁、空调、负荷、屏蔽门、逐时负荷

　　本文以广州地铁为例，分析地下地铁车站的空调负荷。

　　1空调系统概述

　　1.1空调系统划分

　　按照功能特点，地铁车站空调系统可分为：车站站厅、站台公共区空调系统，简称为大系统；车站设备管理用房空调系统，简称为小系统。大系统主要在乘客活动区域内为乘客提供舒适、卫生的过渡性环境，小系统主要为工作人员提供舒适的工作环境和为车站设备提供适宜的运行环境。

　　1.2空调系统室内设计参数

　　一般地，设备用房的空调室内设计参数可满足地铁车站工艺设备房的运行要求；变电房的降温方式应遵循节能的原则，选择通风降温或空调冷风降温。

　　2空调负荷分析

　　2.1大系统空调负荷

　　大系统空调负荷主要由6部分组成：人体散热、散湿负荷，围护结构散热、散湿负荷，照明负荷，新风负荷，出人口空气渗透负荷，车站公共区设备发热负荷。

　　2.1.1人体散热、散湿负荷

　　人体散热、散湿主要是由乘客在车站内的活动造成的，所以车站客流量及乘客在站内停留的时间是人体散热、散湿的决定因素。

　　非换乘站大系统空调人数计算公式如下。

　　式中GC，GP分别为站厅、站台的计算人数；A1，A2分别为车站远期高峰时上车、下车客流量，人/h，应根据客流预测报告选择相应车站的客流量；al，a2分别为乘客上车在站厅、站台的停留时间，min，可取2min或根据乘客购票时间、行车间隔决定；b1，b2分别为乘客下车在站厅、站台的停留时间，min，可取1.5min或根据乘客出站所需时间决定。

　　对于换乘车站计算人数必须根据车站换乘的方式(即换乘客流的行走路线)决定车站站厅、换乘厅和站台的计算人数。

　　地铁与其他公共交通一样，存在很明显的地域差异及峰谷时间，根据部分车站的客流资料计算，某些客流密集的换乘车站的高峰客流量是客流小的车站的7-8倍，客流密集车站的人员热负荷占该站大系统总负荷的40%以上，客流小的车站则为10%以下；图1为某车站逐时客流比例图，车站客流最高峰时刻为08：00，其次为17：00，车站低谷时刻客流约为高峰时的15%。可见，车站客流是大系统空调负荷的主要影响因素之一，所以必须充分研究客流情况，同时计算空调负荷时必须计算大系统人员的逐时负荷。

　　2.1.2围护结构散热、散湿负荷

　　根据专家的研究与分析，地下车站的外围护结构与土壤间的传热不计算到围护结构的散热中，可作为车站空调负荷的裕量，所以大系统围护结构散热主要是车站的内围护结构间温差的传热。对于屏蔽门系统，屏蔽门及车站轨道排热风道对站台的传热为主导因素，其传热量可根据下式计算：

　　Q=KF(tls，--tn)(2)

　　式中Q为内围护结构传热量WK为内围护结构传热系数，W/(m2·℃)；F为内围护结构传热面积，m2；tls、为相邻房间室内计算温度，℃；tn为空调室内计算温度，℃。

　　围护结构散湿是指外围护结构与土壤间的散湿量，可通过单位面积的散湿量进行计算，按照经验数据，单位面积散湿量可按2g/(m2·h)进行计算。

　　2.1.3照明负荷

　　照明负荷约占大系统空调总负荷的15%，照明逐时负荷可按下式计算：

　　QT：=QsXr-T(3)

　　式中QT为照明设备T时刻的计算冷负荷W；QS为照明设备散热量，W；Xr-T为从开灯时刻到计算时刻照明散热的冷负荷系数(可根据文献[1]选择)。

　　2.1.4新风负荷

　　对于设置屏蔽门系统的车站，大系统的新风量可取下述三者中的最大值：计算人员新风量；新风量不小于系统总送风量的10%；屏蔽门漏风量。

　　根据现行屏蔽门系统的应用情况，近、远期屏蔽门漏风量是大系统新风量的决定因素，归纳已有线路的设计数据，新风负荷占车站大系统空调负荷的比例随车站规模的增大而减小，一般为15%--40%。因此，新风负荷是大系统空调负荷的又一主要部分。计算新风负荷时必须根据夏季空调室外计算逐时温度计算，可按下式计算夏季空调室外计算逐时温度：

　　tsh=twp+βΔtr(4)

　　式中tsh为室外计算逐时温度℃； twp为夏季空调室外计算日平均温度，℃； β为室外温度逐时变化系数；△tr为夏季室外计算平均日较差，℃。

　　屏蔽门漏风的来源是列车到站时乘客下车，屏蔽门、车门打开，由于受到轨道排风、活塞风的影响，通过屏蔽门两侧的空气发生的质量和热量交换。在实际设计过程中，一般会利用模拟软件进行屏蔽门漏风量的计算。根据一些专家的模拟计算，广州地铁几条线的屏蔽门漏风量大部分在5~13m3/S之间。隧道内的平均温度因线路的长短、列车每小时运行的对数等因素的变化而有较明显的变化，广州已建成的地铁线路中最高39℃左右，最低32℃左右。由于隧道内压力变化的影响因素较复杂且难以测定，所以取值问题尚未有一致的看法。而在计算空调负荷时，一个车站的屏蔽门漏风量一般取值5~8m3/s。由于新风量取决于近、远期屏蔽门漏风量，所以从节能、降低初投资及运营成本等角度出发，对地下车站大系统新风量及屏蔽门漏风量的研究势在必行。

　　2.1.5出人口空气渗透负荷

　　屏蔽门系统的设置很大程度上减少了活塞风对车站公共区环境的影响，但由于屏蔽门漏风的存在，使车站公共区某些时刻存在一定负压，因此必须考虑室外热空气通过车站出人口侵人而引起的空调负荷。一般情况下，此部分负荷所占比例很小，计算是为了提高结果的精度。

　　2.1.6车站公共区设备发热负荷

　　车站公共区设备一般包括：自动扶梯，垂直升降机，售检票设备，广告灯箱，导向指示牌，银行、商铺设备等，此部分负荷占大系统总空调负荷的15%左右。

　　2.1.7大系统空调逐时负荷分析

　　由以上分析可知，新风负荷与人员散热负荷是大系统空调负荷的两个主要部分。由于新风量受屏蔽门漏风量的影响，在空调季节为了避免车站内出现负压，防止室外热风的侵人，要保持一定的新风量，新风负荷随时间变化的幅度较小(见图2)，所以准确确定屏蔽门漏风量是地下车站空调节能的重要环节。人员散热负荷随时间变化的幅度较大，作好空调系统逐时的调控对空调节能有比较显著的效果。

　　2.2小系统空调负荷

　　小系统空调负荷主要由5部分组成：人体散热、散湿负荷，围护结构散热、散湿负荷，照明负荷，新风负荷，设备发热负荷。

　　2.2.1人体散热、散湿负荷

　　小系统人体散热、散湿是由车站工作人员的活动造成的，各设备、管理用房的计算人数应根据各房间的功能要求决定，且计算人数不少于2。

　　2.2.2围护结构散热、散湿负荷

　　小系统围护结构散热主要是变电房、通风房间与空调房间之间的温差稳定传热，通风房间的室内设计温度可按当地室外计算温度考虑。

　　2.2.3照明负荷

　　照明负荷可按下式计算：

　　Q=Qsn(5)

　　式中QS为照明设备散热量；n为蓄热系数，明装荧光灯可取0.9，暗装荧光灯或明装白炽灯可取0.85。

　　2.2.4新风负荷

　　小系统新风量可按30m3/(人·h)计算。

　　2.2.5设备发热负荷

　　小系统设备发热负荷是小系统空调负荷的主要组成部分，包括变电房、地铁动力用房、通信机房等设备的发热。根据现有数据，小系统设备发热负荷在230-330kw之间。因此，更深人地测定设备发热量是实现空调节能的重要环节。

　　3数据参考

　　经回访上述车站在实际运行中机组运行稳定，空调季节机组运行无负荷过高或过低的现象，且各区域的空气参数均能达到设计要求。

　　4结论

　　地下车站各类空调负荷在总负荷中所占的比例见图4，公共区人员散热负荷、公共区新风负荷、设备房设备散热负荷、公共区照明负荷、公共区设备散热负荷是地铁车站空调总负荷的主要部分，其中公共区人员散热负荷、公共区照明负荷根据不同车站的客流量及规模有较大的差别，因此单位建筑面积空调负荷各车站差异较大，所以在负荷计算时必须准确收集相关资料。

　　参考文献：

　　[1]陆耀庆.实用供热空调设计手册[M].北京：中国建筑工业出版社，1993

　　[2]电子工业部.空气调节设计手册[M].2版.北京：中国建筑工业出版社，1995

　　[3]北京城建设计研究总院.GB50157-2003地铁设计规范[S].北京：中国计划出版社，2003
谈中央空调的运行和管理节能
摘要：目前能源问题成了摆在我们面前的一个难以解决的大问题，随着经济的发展和城市人口的增多，目前我国许多城市出现了电能缺乏的现象。本文主要谈到了用电较大的中央空调系统的节能措施。
关键字：节能中央空调管理

1.前言

在商业、服务业领域，中央空调是主要的耗能设备。按重庆和上海的统计，中央空调的用电量分别占全市总用电量的23%和31.1%。此外，我国的民用、公用及商用建筑的中央空调普遍存在着能耗高的问题。一般中央空调的能耗约占整个建筑总能耗的50%左右，对于商场和综合大楼可能高达60%以上。中央空调的能效问题越来越受到重视。

2.中央空调节能措施

2.1空调建筑的节能措施

（1）合理设计窗的构造。窗的构造应能起控制日光照射的作用并要限制窗户墙体的面积比，对于窗户面积比较大的建筑物，应考虑采用吸热玻璃、热反射玻璃或遮阳措施，如遮阳板、屋檐、挑檐、挑阳台、百叶板、窗帘等。在室外温度较低的时候可以直接利用自然空气作为能源，所以窗的构造应能开启或在其上设置可以开启的自然通风口。

（2）提高门窗气密性。房间换气次数由0.8h降到0.5h，建筑物的耗冷可降低8%左右，因此设计中应采用密闭性良好的门窗。加设密闭条是提高门窗气密性的重要手段。

（3）对于供冷负荷较大的建筑物，其表面颜色以浅色为好。建筑物的外围护结构设计时，要把热容量大的材料放在外围护层的室内侧，而把热容量小的保温材料放在外侧以减少围护结构的蓄热负荷。

2.2加强设计审核

中央空调工程设计，应给出较详细的冷、热负荷计算说明和节能技术措施说明，目前的中央空调设计大多是用概算指标估算，且在估算过程中再加大冷、热负荷，使冷、热源主机长期在低负荷、低效率下运行，大马拉小车现象严重。所以必须加强工程设计的审核，立下规定，报审的中央空调工程设计必须附有负荷计算说明书，严格把关;另外，必须把节能思想意识逐渐引人到土木建筑类等各专业中，使建筑物在规划、布局、形状、色彩、方位及材料等方面为空调节能创造条件。

2.3合理设定参数

（1）参数选择

若空调室外计算参数为定值时，夏季空调室内空气计算温度和湿度越低，房间的计算冷负荷就越大.系统耗能也越大。在满足舒适要求的条件下，要尽量提高夏季的室内设计温度和相对湿度，尽量降低冬季的室内设计温度和相对湿度，不要盲目追求夏季室内空气温度过低、过干，冬季室内设计温度过高。

（2）空调冷负荷的计算

我国在1982年经评议通过了两种新的冷负荷计算方法:谐波反应法和冷负荷系数法。两种方法都合理地考虑了显热得热中辐射成分转化为冷负荷时的幅度衰减和时间延迟作用，这对于正确计算空调设计负荷，从而节能降耗具有重要意义。但是，该方法提供的数据适用于传统重型和中型结构，而缺少新型建筑墙体的数据。设计时最好应充分考虑并合理采用相近数据。还可以采用计算软件使计算更加快速准确。另外，目前我国的现状造成很多设计都依靠估算。尽管各种估算的方法都有一定的理论或经验依据，但是估算本身的实质就是将各项冷负荷峰值与围护结构冷负荷峰值简单相加，从而使计算结果过于安全。因此，建筑物冷负荷的最大值应为每个房间逐时负荷叠加的最大值，而不是简单地将每个房间的最大冷负荷进行益加，还应考虑同时使用系数，以减少主机的设计容量，达到减少运行能耗的目的。同时使用系数应按实际情况定，设计者可根据工程规模、用途等特点，参照已建工程经验确定，一般为0.75——0.85。

2.4冷源效率控制

（1）降低冷却水温度

由于冷却水温度越低，冷机的制冷系数就越高。冷却水的供水温度每上升1摄氏度，冷机的COP下降近4%。降低冷却水温度就需要加强冷却塔的运行管理。首先，对于停止运行的冷却塔，其进出水管的阀门应该关闭。否则，因为来自停开的冷却塔的水温度较高，混合后的冷却水水温就会提高，冷机的制冷系数就减低了。其次，冷却塔使用一段时间后，应及时检修，否则冷却塔的效率会下降，不能充分地为冷却水降温。

（2）提高冷冻水温度
由于冷冻水温度越高，冷机的制冷效率就越高。冷冻水供水温度提高1摄氏度，冷机的制冷系数可提高3%，所以在日常运行中不要盲目降低冷冻水温度。首先，不要设置过低的冷机冷冻水设定温度。其次，一定要关闭停止运行的冷机的水阀，防止部分冷冻水走旁通管路，否则，经过运行中的冷机的水量就会减少，导致冷冻水的温度被冷机降到过低的水平。

2.5动力节能

（1）采用大温差

如果系统中输送冷热能用的水（或空气）的供回水（或送回风）温差采用较大值，那么当它与原有温差的比值为ｍ，从流量计算公式知道，采用大温差时的流量降为原来流量的１/m3。这时，水泵或风机要求的功率将减小到原来的1/m3。可见，加大温差的节能效果是明显的。

在满足中央空调精度、人员舒适和工艺要求的前提下，应尽可能加大送风温差。要注意的是：供、回水的温度差不宜大于8摄氏度。

（2）选用低流速

因为水泵和风机要求的功耗大致与管路系统中的流速成正比关系，因此，要取得节能的运行效果，在设计和运行时不要采用高流速。此外，干管中采用低流速还有利于系统的水力工况稳定性。例如：改变风机的转速可以改变风机的性能参数，风机的功率与转速成三次方的关系，而流量与转速成一次方的关系，降低转速以降低流量的同时可以大幅度降低能耗。当流量减少1/3时，能耗可减少约70.4%，当流量减少1/2时，能耗可减少约87.5%，且风机的效率基本不变，仍可稳定高效地工作。

参考丈献：

[1]彦启森.空气调节用制冷技术[M]中国建筑工业出版社.1981.

[2]钱以明.高层建筑空调与节能[M].同济大学出版社.1990.

简介： 通过一次泵变流量水系统的模拟分析，得到了水泵变流量情况下的节能率与部分负荷率和水泵相对于冷水机组功耗的关系，分析了水侧变流量运行对冷水机组制冷性能的影响，并给出了不考虑这一因素对于一次泵系统变流量节能分析所引起的偏差，指出研究和掌握冷水机组变流量下的制冷性能对于一次泵变流量系统的设计是至关重要的。对于工程改造中出现的一些带有普遍性的问题进行了分析。

关键字：一次泵系统 变流量水系统 节能

0 引言
　　空调冷冻水和冷却水经常在大流量、小温差下运行。根据日本的经验，VWV与VAV并列，是空调中仅次于全热交换技术的节能措施。随着近年来电力电子技术的发展和变频器性价比的不断提高，交流电机变频调速技术的应用越来越广，一次泵变流量水系统的研究因此也得到了一定的重视[1]-[3]，但在研究中也存在这定性的结论多，定量的研究和计算办法少，可操作性较差的问题，因而影响了其在实际中的广泛使用。

　　虽然冷冻水和冷却水的变流量运行对冷冻水泵和冷却水泵的节能运行有利，但变流量运行对于冷水机组的制冷性能可能有一定影响，制冷机的制冷效率(COP)可能有一定程度的下降。因此，要保证在冷水机组安全的前提条件下实现节能运行，就要求冷冻水流量和冷却水流量的变化有一定的限制，并满足某种匹配关系。

　　由于目前生产厂家一般没有提供在不同的冷冻水出水温度和冷却水进水温度下，冷水机组制冷量、输入功率随冷冻水流量和冷却水流量变化的完整数据，因此关于一次泵变流量水系统的研究和设计受到了一定的影响；反过来，由于定量研究较少，也使得生产厂家没有积极性进行相关数据的测试。相信一次泵变流量水系统研究的进一步深入，对于提高冷水机组在部分负荷工况下及变流量情形下的能效比的研究和节能技术的推广将起到推动作用,从而形成空调水系统和制冷主机节能研究及其应用的良性互动。

1 水侧变流量对冷水机组性能的影响
　　在传统的空调水系统设计中，通过冷水机组的冷冻水和冷却水的流量基本保持不变。认为只有维持定流量，才能确保盘管的换热效果，流量减小时，在换热盘管表面可能会出现层流状态，降低换热效果；同时，流量过小时，蒸发器还会出现冻结的危险，当流速小于一定值时，水中若含有腐蚀性物质，会对盘管造成腐蚀。随着控制技术的发展，冷水机组的控制系统越来越先进。目前，不同类型的冷水机组均能实现冷量的自动调节。冷水机组能量调节功能的进步使得其水侧变流量设计成为可能，同时也凸显水泵应改变以不变应万变之策，而应以变应变。事实上，目前，多数冷水机组允许蒸发器流量在额定流量的50％～100％以内变化。

　　当蒸发器采用变流量运行时，其流量随着用户负荷的变化而变化，当用户负荷变小时，蒸发器的冷冻水流量变小，冷水机组的控制系统根据实际需冷量减小制冷剂流量，导致蒸发器盘管内制冷剂流速偏离了最佳流速值，冷水机组制冷系统的整体性能降低。衡量蒸发器变流量运行能否节能的标准不单是冷冻水泵运行时节能多少，而还应考虑蒸发器变流量运行造成冷水机组COP值下降而损失的能耗，再考虑变流量运行的负荷时间频度。

　　由于控制技术的进步，控制系统可以保证压缩机始终在高效区运转，使得冷水机组蒸发器变流量时的性能不会下降很多。冷水机组蒸发器变流量对其制冷性能的影响程度与压缩机类型和制冷剂变流量的方式有关。文献3从热力学角度对此进行了分析，认为即使冷冻水流量减至60％，冷水机组的COP的下降幅度也不超过10%。

　　冷却水进出口温差变大时，虽然可以减小冷却水泵的运行费用，然而，为了保证冷凝器内的热交换，冷凝温度必然要高于冷却水的出口温度，并且冷凝温度与冷却水出口温度也要求有一低限。所以，要想加大冷却水的进出口温差，就必须提高冷却水出口温度（通常冷却水进口温度基本上是定值），这又将引起冷凝温度的增加，降低了冷水机组的COP值。与蒸发器变流量相比，冷凝器变流量运行对冷凝温度的影响较大，故导致冷水机组COP的变化较大，在给冷却水泵安装变频器时，应详细分析冷却水变流量对冷水机组性能的影响，确定方案的可行性。

[NextPage]

2 一次泵变流量系统节能模拟分析
　　现将在部分负荷情况下变流量与定流量两种情形的系统（冷水机组和水泵）能耗进行比较，设定流量情形冷水机组和水泵的输入功率分别为变流量情形为和，对于冷水机组和水泵组成的系统而言，水泵变流量的节能率为

　　 （1）

　　变流量与定流量两种情形下的制冷量应相等（），因此，两种情形下冷水机组的输入功率与能效比（EER）的关系为

　　 （2）

　　因此，节能率为

　　 （3）

　　在部分负荷情况下，由于环境温度和工况的改变，冷水机组的输入功率与名义工况下的输入功率相差较大，且关系较为复杂；而EER虽有改变，但变化幅度较小，一般不超过15%[4]。设EER随部分负荷率η（=Q/Q0）的变化为线性变化

　　 （4）

　　这里EER0为名义工况下的能效比，待定系数与部分负荷率和机型有关，如不考虑部分负荷情况下能效比的变化，则取。
上式中最后一项是由于考虑了变流量运行对于冷水机组性能的影响而带来的。变流量情形下，冷水机组的能效比将比定流量情形下的能效比略有下降，目前这方面实验数据较少。为便于从理论上分析一次泵变流量情形下的节能与流量变化的关系，本文分别模拟以下两种情况：流量变为额定流量的60%时，冷水机组的EER变为定流量时EER的5%和10%，且EER与相对流量呈线性关系。这里为方便起见，不妨称之为“5%影响曲线”和“10%影响曲线”。
分别给出了水泵相对主机的电功率 为15%和25%情况下，“5%影响曲线”下的节能率与部分负荷率（流量变化）的关系；图4和图5则分别给出了对应于“10%影响曲线”下的节能率。从图中可以看出变流量对于冷水机组制冷性能的负面影响可能在相当程度上抵消水泵的调速节能，特别是当水泵相对主机的电功率比较小时。当水泵相对主机的电功率小于15%时，不考虑对主机影响的节能率计算（三次方定律）较考虑“5%影响曲线”时要高估50%以上，较考虑“10%影响曲线”时更要高估100%以上。即使对于水泵相对主机的电功率较大的情形，也应该正确评估变流量对主机制冷性能的影响，否则，有可能做出错误的判断。因此，研究和掌握冷水机组变流量下的制冷性能对于一次泵变流量系统的设计是至关重要的。

3 工程中存在问题分析
　　一些变频器生产厂家和自动化技术公司，在推动变频调速技术应用于空调水系统中，经常走在暖通空调专业人员的前面，大部分后期工程改造（变频调速系统的添置）往往由自动控制专业人员所主导。目前已有若干空调用户，特别是饭店，被推荐在空调冷冻水系统和冷却水系统中采用变频泵。但由于集中空调系统有着不同于一般流体输配系统的特点，在工程改造和节能核算中也存在一些问题。

　　有的工程由于设计或施工方面的原因，水环路压力本来就不平衡。而在进行变频调速方案可行性论证时，有时仅仅关注供回水总管上的温差和系统的运行时间，而没有关心水环路压力是否平衡。水环路压力不平衡所造成的水力（热力）失调，在额定的大流量情况下，有的环路温差大，大多数环路温差小，供回水总管或分集水器上的温差还是较小，问题被掩盖了；但在小流量情形，就暴露了出来，结果在水泵调速运行时，最不利环路上的空调区域往往达不到要求，流量偏小（就是管理人员常常说的压力不够）。这就是许多空调变频调速装置形同虚设的一个主要原因。

　　如何进行变频调速系统控制，对于运行的节能效果影响很大。目前，大多数情形采用的是压差控制和温差控制。压差控制反应快，传感器成本低，但也有缺点：恒压差控制，起不到节能的效果，如采用变压差控制，压差与流量的变化关系需试验确定，且一般起码要对最不利环路进行控制，布线较长，如是后期改造则要影响外观效果，不受业主欢迎；温差控制布线简单，只要将传感器布置在供回水总管或分集水器上即可，但其响应滞后，同样成本下，温度传感器精度较低，且在原来系统水环路压力不平衡的情况下，控制效果不好。两种方法各有利弊[5]。

　　几乎所有节能核算办法均没有考虑到冷水机组水侧变流量运行对于其COP的影响，大多数核算办法只是简单地（也许有商业方面的考虑）将变频泵电流与工频泵电流进行比较，并计及变频泵地运行时间，而得出节能地效果（目前大多数变频调速采用“一变多定”方案），没有考虑到水泵机组在部分调速运行时，变频泵电流下降，而工频泵电流可能会有所上升。

4 结论
　　一次泵变流量水系统是空调节能设计的重要方法，但其设计或改造，需要事前对系统进行细致的测试和调研，或需要生产厂家提供冷水机组制冷量、输入功率随冷冻水流量和冷却水流量变化的完整数据。随着对于一次泵变流量水系统研究的进一步深入，可以推广PLC（可编程控制器）与变频器组成一调速控制系统，充分考虑到冷水机组水侧变流量运行对于其制冷性能的影响，实现冷水机组和水泵的一体化控制。

参考文献
　　[1] 哈特曼. 冷水机利用变流量冷冻水的若干设计问题. 暖通空调. 1997（3）: 29-33
　　[2] Bahnfleth W, Peyer E. Comparative analysis of variable and constant primary-flow chilled-water-plant performance. HPAC Engineering. 2001, 73(4):41-50
　　[3] 孟彬彬，朱颖心，林波荣. 部分负荷下一次泵水系统变流量性能研究. 暖通空调.2002,32(6): 108-110
　　[4] ARI590-1992
　　[5] 朱孟标. 空调水系统节能研究. 南京理工大学硕士论文. 2004.3

冷却顶板加置换通风系统中顶板进水温度的影响实验研究
简介： 本文通过实验研究了冷却顶板加置换通风系统中顶板进水温度的影响。顶板进水温度降低将使室内空气温度、壁面温度都降低。顶板进水温度降低增大了冷却顶板的制冷量，但削弱了置换通风的制冷量。本文的研究使得对冷却顶板加置换通风系统的运行有了部分定量的了解。
关键字：送风温差 温度梯度 出风温度

1 引言
　　置换通风以较低的速度把新鲜清洁的冷空气从房间下部送入，气流以类似层流的活塞流的状态缓慢向上移动，到达一定高度后，由于受热源和顶板的影响，发生紊流现象，产生紊流区，然后从上部开口排出。置换通风的气流有热力分层现象，在下部为单向流动区，空气有明显的温度梯度和浓度梯度；在上部为混合区，温度场和浓度场比较均匀，接近排风的温度和浓度。新鲜清洁的冷空气先经过人的呼吸区，然后排出，通风有效性好。但由于房间下部存在明显的温度梯度，容易使人产生脚凉头暖的不适感，所以送风温差不能太大；另外，由于送风速度太大容易使人产生吹风感，所以送风速度也不宜太大。送风温差和速度的这两个限制使得置换通风提供的制冷量就较小，一般难以完全满足房间制冷量的需求。目前解决这一问题的最佳方案被认为是和冷却顶板结合，冷却顶板可以负担显热冷负荷，使置换通风送风量减小，另外由于冷却顶板的辐射作用，可以削减置换通风带来的较大垂直温度梯度，提高人体舒适度[1, 2]。

　　目前国内对这种结合的空调系统虽有讨论，但主要在于对国外技术的介绍或评述[1-4]，实验研究很少。本文所涉及的实验对冷却顶板加置换通风系统进行了较全面的测试，限于篇幅，在此处只介绍冷却顶板加置换通风系统中顶板进水温度的影响实验部分。

2 实验条件
2.1 实验房间

　　实验房间平时的用途是一个综合布线实训室，尺寸（长×宽×高）为7.07m ×5.73m×2.63m，其中高度为地板上表面至顶板下表面的距离。冷却顶板是通过传热片把水管和金属顶板联结成的冷吊顶单元板形式（见图1），每个单元板的尺寸（长×宽）为1.175m ×0.575m，冷吊顶单元板之间串联或并联连接。吊顶的平面图见图2，共布置41块冷吊顶单元板，有4块和冷吊顶单元板面积相同的位置布置照明灯具，冷却顶板布置总面积为27.7m2,占吊顶建筑面积的68%。实验房间的平面图见图3，图3中标号1、2、3、4、5、6、7和8是桌子，9、10、11是柜子，部分桌子的前面有凳子，共计15个凳子，每个凳子上坐一人。桌子7上放置采集数据用的计算机和采集板。室内的热源是人员、计算机和采集板、照明灯具。实验房间的南墙朝向和大气相通的外界，距地面0.6m 以上全部是玻璃窗，玻璃窗为双层，内有拖地窗帘，外有大面积遮阳棚，太阳光不能直射到南墙。东墙和西墙连接的都是有空调的房间，北墙连接的是走廊。置换送风口为条形风口，设置在北墙下部，为侧送方式。排风口设置在北墙上部。

2.2 测点布置

　　室内设6组测点测量空气温度梯度，6组测点分别编号为A、B、C、D、E、F，具体位置见图2和图3所示。每组测点有10个，高度分别为0.0，0.15，0.5，0.9，1.1，1.5，1.8，2.1，2.5，2.61m。

　　室内的墙面也设了部分测点，由于条件所限，东墙布置有5个测点，高度分别为0.5，1.1，1.8，2.1，2.5m；北墙设4个测点，高度分别为0.5，1.1，1.8，2.5m；西墙和南墙各设3个测点，高度分别为0.5，1.8，2.5m；因为南墙有拖地窗帘，所以南墙的测点实际是紧贴在窗帘的内表面上。冷却顶板上部墙面也设有一温度测点。进风口、排风口、冷却顶板进水口和出水口都各布置一温度测点。以上所提及的温度测点均为铜——康铜热电偶，连接在温度采集板上，温度采集板又和计算机相连，每分钟采集一组数据，写入指定数据文件。

　　另外还用温度自记仪记录室外大气、邻室、走廊的温度。置换送风风量通过测试送风口断面上多处风速求得，通过冷却顶板的水量通过把水引出用称重法求得。

3 冷却顶板温度影响实验
　　实验1：置换通风进风量605m3/h，进风温度22.2℃；冷却顶板进水温度21℃，水量0.288kg/s。
4 实验结果
　　冷却顶板进水温度变化前后，室内空气温度的变化见图4、5、6、7。墙表面温度变化见图8、9，因篇幅所限只表示出了这些测点的温度。

5 实验结果分析
　　从图4～7可以明显看出冷却顶板进水温度降低后，各组测点温度均降低。实验1的A～F组的所有测点的平均值为26.15℃，实验2的为25.71℃，降低0.44℃。冷却顶板进水温度每降低1℃可使室内空气平均温度降低0.44/（21-19.3）=0.26℃。

　　从图8～9可以看出冷却顶板进水温度降低后，墙表面各组测点温度均降低。实验1的所有墙表面测点的平均值为27.12℃，实验2的为26.85℃，降低0.27℃。冷却顶板进水温度每降低1℃可使墙表面平均温度降低0.27/（21-19.3）=0.16℃。

　　实验1的出水温度为23.1℃，进出水温差为23.1-21=2.1℃；实验2的出水温度为21.8℃，进出水温差为21.8-19.3=2.5℃。因为水量不变，所以冷却顶板的制冷量提高了（2.5-2.1）/2.1=19%。冷却顶板进水温度每降低1℃可增加19%/（21-19.3）=11%的制冷量。

　　实验1的出风温度为28.1℃，进出风温差为28.1-22.2=5.9℃；实验2的出风温度为27.6℃，进出风温差为27.6-22.2=5.4℃。因为风量不变，所以置换通风的制冷量减少了（5.9-5.4）/5.9=8%。

6 结束语
　　本文通过实验研究了冷却顶板加置换通风系统中顶板进水温度的影响。实验指出顶板进水温度的降低将使室内空气温度、壁面温度都降低。顶板进水温度降低增大了冷却顶板的制冷量，但削弱了置换通风的制冷量。本文的研究使得对冷却顶板加置换通风系统的运行有了部分定量的了解。

参考文献：
　　1 周鹏，李强民.置换通风与冷却顶板.暖通空调，1998，28（5）：1-5
　　2 王倩. 冷却顶板与置换通风. 洁净与空调技术，2001，（3）：18-20
　　3 张帆. 置换通风加冷却顶板技术评述. 建筑热能通风空调，1999, （4）：31-34
　　4 朱能，刘珊. 置换通风与冷却顶板的热舒适性研究. 制冷学报，2000，（4）：64-70

大型超市冷源选择及气流组织设计
简介： 本文以工程实例、说明大型超市的营业特点，它有别于常规综合百货商场，文章根据超市的人流、照明、商品布置、食品区、加工区、百货区等特性，对空调系统冷负荷计算、冷源选择、气流组织、营业时间与气候特点的关系等，优化组合。对于集中空调在大型超市的应用，因其舒适，便于控制调节是现代化商业领域首选方案之一。
关键字：超市 集中空调 全空气系统 冷源 气流组织
1 前言
自跨入21世纪，国内各大、中、小城市的商业格局发生了巨大变化，从20世纪90年代现代化的综合性百货商店，向专业性极强、装修豪华的专卖店过渡。国际联锁知名度极高
的大型超市趁我国改革开放，向市场经济转化，大举入主国内大城市，超市购物方便，货物齐全，价格低廉，顾客得到实惠，使大小超市蓬勃发展，竞争的结果超市又在购物环境中大做文章，用舒适的购物环境吸引顾客，集中空调是超市首选的方式。
1.1 超市建筑特点
① 超市建筑空间较大，商品陈列基本是开架自选，没有柜台，因此，高峰时人流多于百货商场。
② 大型超市食品区功能复杂，既有冷藏、分割加工，又有熟食现做现卖，因此，这些部位要求良好的通风。
③ 超市商品货物较充裕，摆放集中需要良好的采光照明，照明负荷大于百货商场。
1.2 乌鲁木齐地区超市空调设计要点
① 大型超市面积大，空间大，商家视营业情况变换商品摆放形式较多，设计空调系统时应考虑划分一定区域给商家提供变换的灵活性。
② 面积大，建筑物进深较大，内区应考虑较充分的新风量。
③ 外区围护结构冷、热辐射的影响。
④ 多层超市热压垂直温升的影响。
1.3 冷负荷的组成
① 围护结构及日照形成冷负荷，（所占比例较小）。
② 人体散热冷负荷，（主要负荷）。
③ 照明用电形成冷负荷，（所占比例较大）。
④ 自动扶梯及电动产品用电形成冷负荷。
⑤ 新风冷负荷。（乌鲁木齐市为负值）。
2 冷源选择
2.1 友好超市概况
友好超市建筑面积76271m2,分为A、B两段，A段地下二层，地上四层主楼，局部五、六层为友好集团办公。营业主楼每层面积均在8000m2以上，层高：地下二层4.5m，地下一层和地上一层：5.1m，二～四层：4.8m。五、六层每层建筑面积2100m2，层高：3.9m，B段为8层立体车库（含地下二层）每层面积2300m2,标准层高：3.5m。总平面见图1。
2.2 冷源选择
友好超市集中空调可供选择的制冷方式有直燃型溴化锂吸收式冷热水机组和电动压缩式冷水机组。按照该超市计算冷负荷6000KW计算，需设三台冷水机组。
设计中A段为集中空调，B段为散热器采暖。
① 直燃型溴化锂冷热水机组：乌鲁木齐已敷设了城市天然气管网，选用直燃型冷热水机组可解决夏季制冷和冬季供热的需要，一机两用，利用清洁能源，有利环保。但是通过比较，直燃型溴化锂吸收式冷热水机组初投资较电压缩制冷机组高15.6%，年运行费用大6.11%,设备占地面积大54%，小时运行费用大10%。由此可见，直燃机不论从初投资、运行费用、设备占地面积、一次能耗等方面均大于电压缩制冷机组。且将天燃气引入超市地下二层,各种配套设施,防火、排烟等与土建配合十分烦杂，运行管理要求又高，该方案未被建设单位接受。
② 电动压缩式冷水机组：
电制冷可供选择的机组可分为螺杆式和离心式压缩制冷，按常规单台制冷量大于1160KW，离心机的COP值大于螺杆式机组，选择电动冷水机组应优先选用离心式。但是，经过与建设单位实际考察，乌鲁木齐的气候特点及超市营业状况，比较后发现，该超市部分负荷运行时间很长，有50%的时间冷负荷低于20%，这样，选用多机头的螺杆式冷水机组适应负荷变化的能力远大于离心冷水机组。友好超市冷源最终选用三台四机头螺杆式冷水机组，通过一年多运行，建设单位反映效果良好，节能显著。
3 气流组织
超市的气流组织同样可采用上送下回，侧送下回上送侧回等形式，对于目前较多商场采用的上送上回在乌鲁木齐乃至新疆地区不宜采用，因新疆地区气候非常干燥，灰尘较大，加之超市的卫生条件及购物环境较常规商场相对差一些，顾客随意挑拣、翻动商品，使商品携带的灰尘及空气中的浮尘相互干扰加大室内空气的含尘量，空调器的过滤装置在很短时间即被堵死，乌市商场的空调机已有在一周内被堵不出风的先例，因此，上送上回在环境较差的地区宜慎重采用。
3.1 友好超市的气流组织：
友好超市采用了上送侧回，下排的气流组织，根据友好超市平面布置是近似扇形的特点，采用了一回两排的回风、排风三点式布置，见图3、4平面所示，两个下部排风口靠近外侧楼梯间旁布置，靠近主出入口
3.2 友好超市空调风系统组成
友好超市风系统分为两部分，主要的营业面积为单风管集中送回风系统，除一层设一台组合式空调机组外，地下一层、二、三、四层每层均设二台组合式空调机，每层为独立空调系统，在每层营业厅的靠外墙一开间：设置了独立的吊顶式空气处理机，这样设计的主要思路有三：
①