作者：清華大學 項翔堅 柳珺 劉曉華；中鐵二院重慶勘察設計研究院有限責任公司 林程保 牛夢宇 姚建波
近年來，高速鐵路在我國得到迅猛發展，建立了京津、滬寧、京滬、京廣等一批具有世界先進水平的高速鐵路。與此同時，大批新型、中小規模高鐵客站在各地建成，由於其空調系統形式、運行管理情況與常規鐵路客站存在較大差異 ，而目前關於典型高鐵客站室內環境及空調系統運行現狀的研究較為有限，因此本文對華北地區某一中小型高鐵客站室內高大空間的溫度、溼度、風環境以及空調系統運行情況進行了詳細介紹。樹上鳥教育暖通設計在線教學杜老師。
該客站是京廣客運專線的一座典型中型車站，於 2012 年 12 月正式投入運營，站房建築面積為14958m2。主站房地上兩層，主要為客運功能用房，局部地下一層，為冷熱源用房與消防系統用房，如圖 1 所示。
室內環境測試
車站候車大廳基本信息如圖 2 所示，候車大廳為 96m×45m×18m（長 × 寬 × 高）的高大空間，總面積為 4320m2。其室內空調末端主要採用噴口送風形式，噴口中心高度為 5.4m，左右各 12 個。系統空調箱位於候車室的四個方位： 1# 空調箱負責東北區域， 2# 空調箱負責西北區域， 3# 空調箱負責東南區域， 4# 空調箱負責西南區域及售票廳。本文分別對其室內溫度、溼度、風速場進行了測試。
（1）室內溫溼度場
1）室內操作溫度測試
為直觀瞭解候車大廳的室內熱環境情況，本文使用紅外熱成像儀拍攝了候車大廳各壁面的壁面溫度 ( 如圖 3)，通過壁面對候車室中心位置角係數、候車大廳中心位置空氣溫度等參數，計算得到室內的操作溫度如表 1 所示。
表 1 候車大廳操作溫度測試結果
圖 3 給出了 7 月 18 日上午 9:00 工況室內各壁面的溫度情況，可以看出此時，屋頂與東壁面由於太陽輻射的存在，壁面溫度較高，而其餘四個壁面溫度僅僅略高於室內空氣溫度，因此最終計算得到的室內操作溫度為 27.2℃，比室內空氣溫度高 2℃左右。
2）室內水平溫溼度場
本文在候車大廳人員活動高度處共佈置了 4×7共 28 個測點，在室外空氣參數不同的 4 個典型時刻
分別進行測試，測試結果如表 2 所示。
圖 4 展示了室外高溫高溼工況下候車大廳的水平溫溼度場情況，可以看出室內溫度控制在了 27.4-28.6℃ 之間，含溼量控制在了 16.7~17.8g/kg 之間。但室內水平溫溼度場主要呈現出了兩側溫溼度較低，中軸線處局部超調的情況，其主要原因是候車大廳送風噴口位於圖中左右兩側壁面，而進站口、檢票處位於圖中上下中心位置，在兩側局部低溫送風與進出口處部分熱溼滲風的共同作用下，形成了如圖所示的溼度場分佈情況。
綜上所述，可以看出由於高鐵客站車次安排時間固定、間隔較為均勻，車站整體空調系統負荷較為穩定，因此在多數工況下空調系統能夠通過自行調節以滿足負荷的小範圍波動，使得室內熱溼環境處在設計範圍之內。但在室外高溫高溼的惡劣工況下，將會出現室內溫溼度局部超調的情況，此時需重點關注候車大廳進出口的局部降溫需求。
3）室內垂直溫溼度場
考慮到高鐵車站的高大空間特性，本文對候車大廳室內垂直溫溼度場的分佈進行測試，結果如圖5所示。
從圖 5 中可以看出，噴口送風形式使得室內 6m以下區域空氣充分混合，不同高度處的溫溼度分層現象並不明顯，人員活動區域溫溼度均處在室內設計範圍內。
（2）室內風速場測試
此外，本文也測試了候車大廳人員操作位置處20（橫向） ×10（縱向）共計 200 個測點處的風速分佈情況，繪製了風場等高線分佈圖，並將風場分佈情況與理論噴口射程、室內溫度場分佈情況進行了對比校核，如圖 6 所示。從圖中可以看出，理論計算的噴口射程與實測風速分佈情況基本一致，四個噴口射程對應位置的實測溫度相對較低，體現出風場與溫度場關聯性。
此外，通過風速場測試發現候車室進站口滲風較為嚴重，本文繼而通過 CO2 濃度對候車大廳的滲風情況進行了估算，如表 3 所示，結果表明車站入站口滲風量換氣次數為 0.7 次 / 小時，為室內空調系統帶來了較大的滲風負荷（約佔總負荷的 50%）。
表 3 候車大廳滲風量測試
空調系統運行測試
（1）空調系統概況
圖 7 給出了車站空調系統的示意圖。冷熱源站房位於地下一層，車站採用 2 臺地源熱泵機組作為冷熱源，為候車廳、售票廳、辦公室、值班室等區域供冷、供暖。其中，候車廳與售票廳由 4 臺空調箱負責空氣調節，採用口送風的末端形式；其餘區域採用風機盤管末端。夏季空調區域計算冷負荷為 759kW。空調系統設備參數如表 4 所示：
表 4 空調系統設備參數
（2）地源熱泵運行測試
下面將以 3 組典型工況為例分析地源熱泵機組運行情況。表 5 給出了 3 組工況下的熱泵機組運行參數，包括室外環境參數，冷凍、冷卻水流量及水溫，機組能效等。
從測試結果中可以看到，對於工況 1，由於 2#熱泵水閥沒有關閉，冷凍水、冷卻水存在嚴重旁通。1# 熱泵冷卻水流量不足，使得出水溫度升高，冷卻效果變差；冷凍水旁通則會導致冷凍水供水溫度升高，末端供冷需求無法得到保證。 1# 熱泵的 COP 僅為 4.77。此時，熱泵的電功率已經超過額定值，而供冷量及 COP 卻遠低於額定值。當 2# 熱泵水閥關閉後（工況 2），旁通現象得到顯著改善。 1# 熱泵冷凝器出水溫度降低至 25.2℃，使得冷卻側具備了良好的運行條件；而冷凍水供水溫度降至 10.2℃。熱泵 COP 達到了 5.44，但仍低於額定 COP。
為了對熱泵的性能進行進一步的探究，表 6 給出了這兩種工況下 1# 熱泵蒸發器及冷凝器側的換熱溫差與換熱效率。
兩種工況下的蒸發器的換熱端差分別達到了4.9℃ 及 5.3℃，換熱效率低於 50%，說明蒸發器換熱性能存在一定的缺陷。由於換熱效率過低，熱泵冷凍水出水溫度難以達到 7℃ 的設定值。
而對於工況 3，兩臺熱泵機組同時開啟，水流量分配較為均勻且接近額定流量。冷站冷凍水供回水溫度為 8.4/12.7℃，冷卻水供回水溫度 31.3/24.7℃，與設定參數較為接近。兩臺熱泵的 COP 分別達到了5.7 及 6.3。但從表 7 中仍可以看出，熱泵蒸發器側的換熱溫差並未減小，換熱效率仍然很低。
蒸發器換熱效率過低也會對機組的正常運行造成嚴重干擾。機組出水溫度設定值為 7℃，在開啟 1臺熱泵時，由於其製冷能力有限，白天冷負荷較大時，蒸發器出水溫度一般在 10℃ 以上，蒸發溫度在 5℃左右；而在冷負荷較小的時間，冷凍水回水溫度降低，蒸發器出水溫度逐漸接近設定值（ 7℃），蒸發溫度進一步降低，蒸發壓力降低，可能導致壓縮機因蒸發壓力過低而報警停機。開啟 2 臺熱泵時，製冷量較大，即使在白天冷負荷較大時，蒸發壓力仍有可能低於壓縮機報警閥值，熱泵難以持續穩定工作。
（3）水泵運行測試
分別對工況 1 及工況 2 下冷凍泵及冷卻泵的運行情況進行了測試，結果如表 8 所示：
表 8 水泵運行測試結果
將水泵的實際工作狀態與水泵樣本工作曲線進行對比，如圖 8 所示。可以看出，冷凍側及冷卻側的設計阻力均遠大於系統實際阻力，水泵選型過大，系統實際流量遠大於設計流量。此外，水泵的實際工作曲線與樣本工作曲線存在一定偏移，水泵實際性能略低於樣本曲線給出的性能。
對於工況 1 及工況 2，冷凍水輸配係數（輸送冷量 / 冷凍泵功耗）分別為 27.4 及 25.9，冷卻水輸配係數（排除熱量 / 冷卻泵功耗）分別為 27.4 及24.2。系統的輸配性能不佳，特別是對於工況 2，因為 2# 熱泵閥門關閉，為了保證 1# 熱泵水流量合適，必須關小閥門，水泵性能進一步降低。
（4）空調箱測試
對典型工況下空調箱的運行參數進行測試，結果如表 9 所示。 4 臺空調箱風量均小於其額定值，且風量差異較大，承擔負荷量不均勻，各處送風狀態差異較大。風側與水側缺乏合理匹配，空調箱的供回水溫差不平衡（ 2.2~4.2℃），部分空調箱除溼量較小（ 0.4~1.6g/kg）。
另外，測試中還發現，北側空調箱的迴風口設置在車站便利店吊頂內，而便利店店門尺寸較小，門口區域風速高達 5m/s，迴風口風速也達到了 3.7m/s。由於便利店進門區域風速過大，實際運行時，不得不關小風道風閥，進一步限制了送風風量。空調箱風量不足，會導致噴口射程不足，室內氣流組織無法滿足需求，熱溼環境出現不均勻現象。
（5）空調系統整體性能
通過以上測試，可以對空調系統的整體性能進行評價、分析。對於冷站部分，可以計算冷站的能效比，計算公式如下：
由此計算得到，工況 1~3 中的冷站能效比依次為 3.4、 3.5 及 4.5。參照 ASHRAE 給出的製冷站能效評價標尺（如圖 9），冷站整體性能處於較好的水平。
而空調系統整體 EER 的計算公式為：
計算得到，工況 1~3 中的空調系統整體 EER 依次為 2.3、 2.4 及 3.5。
結論
通過對華北地區某中型高鐵客站室內環境與空調系統運行現狀的測試，得到了以下結論：
（ 1）在夏季典型工況下，車站室內熱溼環境處在設計範圍之內。而當室外氣象環境較惡劣時，室內常出現明顯的局部超調情況。高鐵客站進站口人員密集、滲風嚴重，常出現溫度、溼度、風速同時超調的情況，應是今後高鐵客站空調系統設計重點關注的區域，可考慮採用局部供冷、減少滲風量等方式予以改善。
（ 2）當 2 臺地源熱泵機組僅開啟 1 臺時，未開啟熱泵的水閥沒有關閉，存在嚴重旁通。機組蒸發器換熱不良，存在髒堵問題，使得熱泵 COP 降低。同時，換熱端差過大容易導致壓縮機吸氣壓力過低而頻繁停機保護。系統冷凍泵、冷卻泵選型過大，輸配係數較低。
為了提高冷站的性能，應定期對機組內部進行清潔處理，更換揚程、流量合適的水泵，同時制定合理的運行策略，避免出現冷卻水、冷凍水旁通等不合理現象，實現地源熱泵的高效運行。
（ 3）冷凍站 COP 範圍在 3.4~4.5 之間，空調系統整體 EER 位於 2.3~3.5 之間。
致謝
本項目受國家科技支撐計劃資助課題（ 2014BAJ02B01）和重慶市應用開發計劃重點項目（cstc2014yykfB30003）支持，特此表示感謝
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