侯喜快 劉伊江 李俊飛

中鐵二院工程集團(tuán)有限責(zé)任公司

地鐵工程集中冷站冷凍水溫差優(yōu)化設(shè)計(jì)

侯喜快 劉伊江 李俊飛

中鐵二院工程集團(tuán)有限責(zé)任公司

本文從經(jīng)濟(jì)技術(shù)的角度出發(fā)，建立了冷送水供回水溫差對(duì)系統(tǒng)各部分能耗及初投資影響的數(shù)學(xué)模型，分析供回水溫差對(duì)系統(tǒng)各部分的影響，提出一種地鐵車站集中冷站供回水溫差優(yōu)化計(jì)算的方法，并以成都地鐵四號(hào)線某集中冷站為例進(jìn)行計(jì)算和分析，得出其最適宜的供水溫差為8～9℃，為地鐵車站冷站的設(shè)計(jì)提供參考。

地鐵車站集中供冷冷凍水溫差優(yōu)化設(shè)計(jì)節(jié)能

地鐵車站集中供冷是相對(duì)于每個(gè)車站設(shè)置制冷機(jī)房而言，采用集中制冷、分散供冷的方式，集中設(shè)置冷凍機(jī)房，沿隧道敷設(shè)冷凍水管，利用水泵將冷凍水送至各地鐵車站。相對(duì)于傳統(tǒng)的分散供冷，避免了在車站外設(shè)置大型冷卻塔，減少對(duì)周圍環(huán)境的影響，有利于滿足城市規(guī)劃的要求。廣州地鐵從建設(shè)二號(hào)線開始采用集中供冷系統(tǒng)，目前在成都、長(zhǎng)沙等城市的地鐵建設(shè)中也有使用[1～3]。

地鐵車站集中供冷與普通的區(qū)域供冷本質(zhì)上是相同的，但是，由于其服務(wù)的對(duì)象是地下車站，故具有以下特殊性：1）集中冷站的服務(wù)半徑較大，一般在1000～3000m之間；2）由于車站沿著地鐵線路呈直線布置，相對(duì)于普通區(qū)域供冷，其負(fù)荷分布較分散；3）冷凍水管道沿隧道布置，對(duì)于空調(diào)季節(jié)，列車的發(fā)熱導(dǎo)致隧道內(nèi)溫度大于室外溫度，且隧道內(nèi)風(fēng)速較大。冷凍水溫差對(duì)集中冷站的初投資及運(yùn)行費(fèi)用影響復(fù)雜，十分有必要對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

本文建立了冷凍水供回水溫差對(duì)系統(tǒng)各部分能耗影響的數(shù)學(xué)模型，提出了一種對(duì)冷凍水供回水溫差優(yōu)化計(jì)算的方法，并以成都地鐵四號(hào)線某集中冷站為例進(jìn)行分析計(jì)算，為該工程設(shè)計(jì)提供參考。

1 計(jì)算模型

1.1優(yōu)化模型

集中冷站冷凍水系統(tǒng)主要包括冷水機(jī)組、一次冷凍水泵、二次冷凍水泵、輸送管路和空調(diào)末端設(shè)備，以其各部分年運(yùn)行能耗作為目標(biāo)函數(shù)，建立優(yōu)化計(jì)算模型：

式中：Sjy為冷水機(jī)組的年運(yùn)行能耗，kWh/a；Sby為冷凍水泵的年運(yùn)行能耗，kWh/a；Smy為空調(diào)末端的年運(yùn)行能耗，kWh/a。

1.2系統(tǒng)輸送冷量損失

由傳熱學(xué)可以得出輸送管道的單位長(zhǎng)度冷量損失q1的計(jì)算公式為[4]：

式中：λ為保溫材料的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m℃)；tw為輸送管道內(nèi)冷水的溫度，℃；t0為輸送管道外區(qū)間隧道內(nèi)的溫度，℃；α1、α2為管道內(nèi)、外表面的傳熱系數(shù)，W/(m2℃)；d1、d2為管道內(nèi)徑、外徑，m。

α2值主要與隧道內(nèi)的風(fēng)速有關(guān)，其計(jì)算公式為：

式中：v為管道外區(qū)間隧道內(nèi)的風(fēng)速，m/s。

忽略冷水溫升對(duì)管道內(nèi)外傳熱溫差的影響，在供水溫度為7℃的條件下，輸送系統(tǒng)總冷量損失△Q可以通過下式計(jì)算：

式中：L為冷站輸送管道的總長(zhǎng)度。

1.3冷水機(jī)組全年能耗

對(duì)于冷水機(jī)組，在蒸發(fā)器換熱面積保持不變的情況下，由冷水放熱系數(shù)與流速的關(guān)系、總傳熱系數(shù)與流體對(duì)數(shù)平均溫差的關(guān)系、蒸發(fā)器的總傳熱熱阻與冷水側(cè)熱阻的關(guān)系以及蒸發(fā)器對(duì)數(shù)平均溫差的計(jì)算表達(dá)式，可以推導(dǎo)出冷水出口溫度、冷水進(jìn)出口溫差與制冷劑蒸發(fā)溫度之間的關(guān)系表達(dá)式為[5]：

式中：te為大溫差工況時(shí)制冷劑的蒸發(fā)溫度，℃；tout為冷水機(jī)組的出口溫度，℃；△t為冷凍水進(jìn)出口溫差，℃

從式（6）可以看出，在本文的研究前提下，假設(shè)冷水機(jī)組冷凍水出口溫度為7℃不變，則制冷劑的蒸發(fā)溫度隨著冷凍水進(jìn)出口溫差的增大而提高。對(duì)于某種制冷劑的壓縮機(jī)來說，影響其工作性能的主要因素是蒸發(fā)溫度和冷凝溫度這兩個(gè)參數(shù)。本文中假設(shè)冷卻水的供、回水溫度為30/35℃不變，然后使用較常見的曲線擬合法來求解出冷水機(jī)組COP值與冷凍水進(jìn)出口溫差的關(guān)系。

分別就樣本上給出的對(duì)應(yīng)于不同冷凍水溫差△t下的制冷量除以機(jī)組耗功率得出相對(duì)應(yīng)的機(jī)組COP值，然后將冷水機(jī)組冷凍水溫差△t作為自變量，COP作為應(yīng)變量，擬合出其回歸曲線方程：

再根據(jù)冷站的逐時(shí)負(fù)荷以及機(jī)組運(yùn)行COP值求得冷水機(jī)組的能耗。

1.4水泵全年能耗

對(duì)于一次環(huán)路，冷源側(cè)冷水機(jī)組為定流量運(yùn)行，故一次泵和相對(duì)應(yīng)的冷水機(jī)組一般只進(jìn)行臺(tái)數(shù)控制，水泵能耗N1的表達(dá)式為：

式中：m為一次泵并聯(lián)的臺(tái)數(shù)；Ti為i臺(tái)水泵工作的時(shí)間（i=1，2，…，m），h；Q1為單臺(tái)一次水泵所輸送的熱交換量，kW；γ為被輸送液體的容重，N/m3；H1為單臺(tái)一次水泵的揚(yáng)程，m；η1為一次水泵的運(yùn)行效率；C為水的比熱，kJ/(kg℃)。

對(duì)于二次環(huán)路，假設(shè)輸送管道不隨供回水溫差發(fā)生改變，即每個(gè)環(huán)路的管路特性曲線均不變，則二次泵能耗N2的表達(dá)式為：

式中：Q2-j為第i組二次環(huán)路所輸送的熱交換量，kW；η2-j為第i組二次水泵的運(yùn)行效率；H2-j為第i組二次水泵運(yùn)行工況點(diǎn)的揚(yáng)程，m。

可以根據(jù)冷站全年的負(fù)荷、管道的輸送冷量損失按照上面的公式計(jì)算出冷凍水泵全年的運(yùn)行能耗計(jì)算。

1.5空調(diào)末端能耗

對(duì)于地鐵工程，空調(diào)末端的類型主要是組合式空調(diào)機(jī)組和柜式風(fēng)機(jī)盤管，根據(jù)以往的研究，表冷器在大溫差工況下運(yùn)行，會(huì)出現(xiàn)冷量不夠、機(jī)組除濕能力下降等問題。要保持表冷器冷量不變，需要通過增加表冷器的排數(shù)、增加表冷器的迎風(fēng)面積以及降低冷凍水供水溫度等措施解決。為了不至于增大換熱器的水阻力或增大空調(diào)機(jī)組的安裝面積，一般采用增加表冷器排數(shù)的方法。

目前空調(diào)設(shè)備表冷器的計(jì)算方法很多，但大部分計(jì)算公式對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)依賴性十分強(qiáng)，只能選用已知型號(hào)的表冷器。而且，表冷器的換熱性能受迎面風(fēng)速、析濕系數(shù)、接觸系數(shù)、水流速度、空氣初終參數(shù)、冷水初終參數(shù)、傳熱系數(shù)等多個(gè)參數(shù)的影響，很難明確換熱量、換熱器排數(shù)、空氣阻力等參數(shù)之間的關(guān)系表達(dá)式。文獻(xiàn)[6]中利用回歸方法建立表冷器的數(shù)學(xué)模型，通過編制計(jì)算機(jī)程序，得出冷量與供回水溫差、表冷器排數(shù)之間的關(guān)系。以供水溫度7℃為例，結(jié)果如表1所示[6]。

表1 供回水溫差對(duì)表冷器換熱量的影響

根據(jù)上面的數(shù)據(jù)，在同樣的換熱量下，在大溫差供水條件下，將表冷器的排數(shù)由4排增加值6排，或由6排增加至8排，能滿足要求。但表冷器的阻力會(huì)增加。根據(jù)文獻(xiàn)[7]，JW型表冷器空氣側(cè)阻力的增加情況如表2所示，其他類型的表冷器空氣側(cè)阻力損失基本與JW型差別不大。

表2 表冷器空氣側(cè)壓力損失（Pa）

對(duì)于空調(diào)末端其能耗的計(jì)算公式為：

式中：L為末端設(shè)備的風(fēng)量，m3/h；p為末端設(shè)備全壓，Pa；η為末端設(shè)備的運(yùn)行效率。

空調(diào)設(shè)備末端表冷器的風(fēng)速按照2.5m/s進(jìn)行計(jì)算，其中公共區(qū)空調(diào)設(shè)備變頻運(yùn)行，設(shè)備區(qū)空調(diào)設(shè)備定風(fēng)量運(yùn)行。

2 工程概況

以成都市地鐵4號(hào)線太升路集中冷站為例進(jìn)行計(jì)算分析。該集中冷站承擔(dān)6個(gè)車站的供冷負(fù)荷，供冷最大半徑2700m。冷站全年逐時(shí)負(fù)荷如圖1所示。

圖1 冷站全年逐時(shí)負(fù)荷

該冷站水系統(tǒng)采用二次泵變流量系統(tǒng)，根據(jù)該冷站所服務(wù)地鐵車站的具體情況，考慮到地鐵隧道界限的限制條件，對(duì)二次環(huán)路的劃分提供兩種方案，兩種方案的詳細(xì)情況詳表3、表4所示。

表3 方案一中二次環(huán)路劃分情況

表4 方案二中二次環(huán)路劃分情況

方案一、方案二的布置示意圖分別如圖2、3所示。

圖2 方案一中二次泵環(huán)路設(shè)置示意圖

圖3 方案二中二次泵環(huán)路設(shè)置示意圖

對(duì)于冷水機(jī)組，假設(shè)冷卻水側(cè)運(yùn)行于標(biāo)準(zhǔn)工況，選定10個(gè)不同的冷凍水供回水溫差，計(jì)算出對(duì)應(yīng)溫差下機(jī)組運(yùn)行的COP值，將上述數(shù)據(jù)其作為輸入條件，通過擬合可以得到機(jī)組運(yùn)行COP值和供回水溫差△t之間曲線關(guān)系：

該冷站選用3臺(tái)一次水泵，定流量運(yùn)行，水泵的運(yùn)行效率為70%，二次水泵變頻運(yùn)行。利用1.4中所述的曲線擬合法計(jì)算各方案中二次泵運(yùn)行的工況點(diǎn)。

3 計(jì)算結(jié)果分析

經(jīng)過對(duì)冷水機(jī)組、冷凍水泵、末端設(shè)備的模擬計(jì)算，可以得出該冷凍水系統(tǒng)能耗在不同供回水溫差條件下的全年能耗，結(jié)果如圖4所示。

圖4 供回水溫差對(duì)全年能耗的影響

從圖4中可以看出，該集中冷站冷凍水系統(tǒng)能耗隨著供回水溫差的增加而減小，當(dāng)供回水溫差增加到8℃以后，能耗隨溫差變化緩慢，考慮到末端設(shè)備初投資和運(yùn)行工況的優(yōu)化，集中冷站最適宜的供回水溫度為8～9℃。能耗的變化趨勢(shì)與二次管網(wǎng)的布置方案有關(guān)，供回水溫差對(duì)方案一中全年能耗的影響明顯大于方案二。表5為各部分全年能耗的分布情況。

表5 各部分能耗情況

根據(jù)上表，對(duì)于冷水機(jī)組，隨著溫差的增加，其COP值呈增長(zhǎng)趨勢(shì)，從而全年能耗有一定的降低；對(duì)于空調(diào)末端，隨著溫差的增加，表冷器的阻力會(huì)增加，其全年能耗呈增長(zhǎng)趨勢(shì)，二者變化均比較緩慢。對(duì)于冷凍水泵，其全年運(yùn)行能耗基本隨溫差呈二次方關(guān)系降低，變化趨勢(shì)十分明顯，在設(shè)計(jì)方案的論述中，尤為需引起注意。

4 結(jié)論

本文根據(jù)冷凍水供回水溫差對(duì)系統(tǒng)各部分能耗影響的數(shù)學(xué)模型，以成都地鐵四號(hào)線某集中冷站為例進(jìn)行分析計(jì)算，得出以下結(jié)論：

1）冷凍水系統(tǒng)能耗隨著供回水溫差的增加而減小，當(dāng)供回水溫差增加到8℃以后，能耗值隨溫差變化緩慢，考慮到末端設(shè)備初投資和運(yùn)行工況的優(yōu)化，集中冷站最適宜的供回水溫度為8～9℃。

2）供回水溫差對(duì)冷水機(jī)組以及空調(diào)末端的全年能耗影響較小。對(duì)于冷水機(jī)組，隨著溫差的增加，其COP值呈增長(zhǎng)趨勢(shì)，從而全年能耗有一定的降低；對(duì)于空調(diào)末端，隨著溫差的增加，表冷器的阻力會(huì)增加，其全年能耗呈增長(zhǎng)趨勢(shì)，二者變化均比較緩慢。而對(duì)于冷凍水泵，其全年運(yùn)行能耗基本隨溫差呈二次方關(guān)系，變化趨勢(shì)十分明顯。

3）本文只針對(duì)冷凍水系統(tǒng)的運(yùn)行能耗進(jìn)行計(jì)算分析，冷凍水溫差的增大會(huì)引起水泵設(shè)備初投資的降低和空調(diào)末端設(shè)備初投資的增加，具體的增減費(fèi)用與設(shè)備品牌等因素關(guān)系較大，文中未進(jìn)行考慮，故其在工程中的應(yīng)用待進(jìn)行綜合性經(jīng)濟(jì)、技術(shù)比較后確定。

[1]付強(qiáng).集中供冷系統(tǒng)在廣州地鐵二號(hào)線的應(yīng)用[J].暖通空調(diào), 2004,34(7):78-80

[2]史京,田小梅.集中冷站在地鐵中的應(yīng)用[J].城市軌道交通研究, 2010,13(11):88-92

[3]許新明,陳詒春,劉瑩,等.空調(diào)系統(tǒng)冷水大溫差運(yùn)行特性分析[J].制冷,2001,20(1):71-74

[4]楊世民.傳熱學(xué)[M].北京:高等教育出版社,1998

[5]彥啟森.空調(diào)調(diào)節(jié)用制冷技術(shù)(第四版)[M].北京:中國(guó)建筑工業(yè)出版社,2010

[6]于丹,陸亞俊.冷水大溫差對(duì)表冷器及風(fēng)機(jī)盤管性能的影響[J].暖通空調(diào),2004,34(3):77-79

[7]陸耀慶.實(shí)用供熱空調(diào)設(shè)計(jì)手冊(cè)(第二版)[M].北京:中國(guó)建筑工業(yè)出版社,2008

Optim iza tion De s ign of Chille d Wa te r Te m pe ra ture Diffe re nc e for Ce ntra l Cooling Sta tion in Me tro Engine e ring

HOU Xi-kuai,LIU Yi-jiang,LI Jun-fei
China Railway Eryuan Engineering Group Co.,Ltd.

From the visual angle of economic and technology,this paper establishes mathematical models to analyze the effect of chilled water temperature difference on primary and operating costs of the systems.Then the relationship between the chilled water temperature difference and the costs is analyzed,and the optimization calculation methods of chilled water temperature difference for central cooling Station in underground railway stations are presented.Taking one central cooling station of Chengdu metro line No.4 as an example,the results indicate that optimum temperature difference is 8～9℃,which provides suggestions for the design of metro engineering.

underground railway station,central cooling,chilled water temperature difference,optimization design, energy conservation

1003-0344（2014）06-096-4

2013-10-21

侯喜快（1985～），男，碩士，工程師；成都市金牛區(qū)通錦路3號(hào)中鐵二院地下鐵道設(shè)計(jì)研究院（610013）028-86445879；E-mail:houxikuai@163.com