作者：清华大学 项翔坚 柳珺 刘晓华；中铁二院重庆勘察设计研究院有限责任公司 林程保 牛梦宇 姚建波
近年来，高速铁路在我国得到迅猛发展，建立了京津、沪宁、京沪、京广等一批具有世界先进水平的高速铁路。与此同时，大批新型、中小规模高铁客站在各地建成，由于其空调系统形式、运行管理情况与常规铁路客站存在较大差异 ，而目前关于典型高铁客站室内环境及空调系统运行现状的研究较为有限，因此本文对华北地区某一中小型高铁客站室内高大空间的温度、湿度、风环境以及空调系统运行情况进行了详细介绍。树上鸟教育暖通设计在线教学杜老师。
该客站是京广客运专线的一座典型中型车站，于 2012 年 12 月正式投入运营，站房建筑面积为14958m2。主站房地上两层，主要为客运功能用房，局部地下一层，为冷热源用房与消防系统用房，如图 1 所示。
室内环境测试
车站候车大厅基本信息如图 2 所示，候车大厅为 96m×45m×18m（长 × 宽 × 高）的高大空间，总面积为 4320m2。其室内空调末端主要采用喷口送风形式，喷口中心高度为 5.4m，左右各 12 个。系统空调箱位于候车室的四个方位： 1# 空调箱负责东北区域， 2# 空调箱负责西北区域， 3# 空调箱负责东南区域， 4# 空调箱负责西南区域及售票厅。本文分别对其室内温度、湿度、风速场进行了测试。
（1）室内温湿度场
1）室内操作温度测试
为直观了解候车大厅的室内热环境情况，本文使用红外热成像仪拍摄了候车大厅各壁面的壁面温度 ( 如图 3)，通过壁面对候车室中心位置角系数、候车大厅中心位置空气温度等参数，计算得到室内的操作温度如表 1 所示。
表 1 候车大厅操作温度测试结果
图 3 给出了 7 月 18 日上午 9:00 工况室内各壁面的温度情况，可以看出此时，屋顶与东壁面由于太阳辐射的存在，壁面温度较高，而其余四个壁面温度仅仅略高于室内空气温度，因此最终计算得到的室内操作温度为 27.2℃，比室内空气温度高 2℃左右。
2）室内水平温湿度场
本文在候车大厅人员活动高度处共布置了 4×7共 28 个测点，在室外空气参数不同的 4 个典型时刻
分别进行测试，测试结果如表 2 所示。
图 4 展示了室外高温高湿工况下候车大厅的水平温湿度场情况，可以看出室内温度控制在了 27.4-28.6℃ 之间，含湿量控制在了 16.7~17.8g/kg 之间。但室内水平温湿度场主要呈现出了两侧温湿度较低，中轴线处局部超调的情况，其主要原因是候车大厅送风喷口位于图中左右两侧壁面，而进站口、检票处位于图中上下中心位置，在两侧局部低温送风与进出口处部分热湿渗风的共同作用下，形成了如图所示的湿度场分布情况。
综上所述，可以看出由于高铁客站车次安排时间固定、间隔较为均匀，车站整体空调系统负荷较为稳定，因此在多数工况下空调系统能够通过自行调节以满足负荷的小范围波动，使得室内热湿环境处在设计范围之内。但在室外高温高湿的恶劣工况下，将会出现室内温湿度局部超调的情况，此时需重点关注候车大厅进出口的局部降温需求。
3）室内垂直温湿度场
考虑到高铁车站的高大空间特性，本文对候车大厅室内垂直温湿度场的分布进行测试，结果如图5所示。
从图 5 中可以看出，喷口送风形式使得室内 6m以下区域空气充分混合，不同高度处的温湿度分层现象并不明显，人员活动区域温湿度均处在室内设计范围内。
（2）室内风速场测试
此外，本文也测试了候车大厅人员操作位置处20（横向） ×10（纵向）共计 200 个测点处的风速分布情况，绘制了风场等高线分布图，并将风场分布情况与理论喷口射程、室内温度场分布情况进行了对比校核，如图 6 所示。从图中可以看出，理论计算的喷口射程与实测风速分布情况基本一致，四个喷口射程对应位置的实测温度相对较低，体现出风场与温度场关联性。
此外，通过风速场测试发现候车室进站口渗风较为严重，本文继而通过 CO2 浓度对候车大厅的渗风情况进行了估算，如表 3 所示，结果表明车站入站口渗风量换气次数为 0.7 次 / 小时，为室内空调系统带来了较大的渗风负荷（约占总负荷的 50%）。
表 3 候车大厅渗风量测试
空调系统运行测试
（1）空调系统概况
图 7 给出了车站空调系统的示意图。冷热源站房位于地下一层，车站采用 2 台地源热泵机组作为冷热源，为候车厅、售票厅、办公室、值班室等区域供冷、供暖。其中，候车厅与售票厅由 4 台空调箱负责空气调节，采用口送风的末端形式；其余区域采用风机盘管末端。夏季空调区域计算冷负荷为 759kW。空调系统设备参数如表 4 所示：
表 4 空调系统设备参数
（2）地源热泵运行测试
下面将以 3 组典型工况为例分析地源热泵机组运行情况。表 5 给出了 3 组工况下的热泵机组运行参数，包括室外环境参数，冷冻、冷却水流量及水温，机组能效等。
从测试结果中可以看到，对于工况 1，由于 2#热泵水阀没有关闭，冷冻水、冷却水存在严重旁通。1# 热泵冷却水流量不足，使得出水温度升高，冷却效果变差；冷冻水旁通则会导致冷冻水供水温度升高，末端供冷需求无法得到保证。 1# 热泵的 COP 仅为 4.77。此时，热泵的电功率已经超过额定值，而供冷量及 COP 却远低于额定值。当 2# 热泵水阀关闭后（工况 2），旁通现象得到显著改善。 1# 热泵冷凝器出水温度降低至 25.2℃，使得冷却侧具备了良好的运行条件；而冷冻水供水温度降至 10.2℃。热泵 COP 达到了 5.44，但仍低于额定 COP。
为了对热泵的性能进行进一步的探究，表 6 给出了这两种工况下 1# 热泵蒸发器及冷凝器侧的换热温差与换热效率。
两种工况下的蒸发器的换热端差分别达到了4.9℃ 及 5.3℃，换热效率低于 50%，说明蒸发器换热性能存在一定的缺陷。由于换热效率过低，热泵冷冻水出水温度难以达到 7℃ 的设定值。
而对于工况 3，两台热泵机组同时开启，水流量分配较为均匀且接近额定流量。冷站冷冻水供回水温度为 8.4/12.7℃，冷却水供回水温度 31.3/24.7℃，与设定参数较为接近。两台热泵的 COP 分别达到了5.7 及 6.3。但从表 7 中仍可以看出，热泵蒸发器侧的换热温差并未减小，换热效率仍然很低。
蒸发器换热效率过低也会对机组的正常运行造成严重干扰。机组出水温度设定值为 7℃，在开启 1台热泵时，由于其制冷能力有限，白天冷负荷较大时，蒸发器出水温度一般在 10℃ 以上，蒸发温度在 5℃左右；而在冷负荷较小的时间，冷冻水回水温度降低，蒸发器出水温度逐渐接近设定值（ 7℃），蒸发温度进一步降低，蒸发压力降低，可能导致压缩机因蒸发压力过低而报警停机。开启 2 台热泵时，制冷量较大，即使在白天冷负荷较大时，蒸发压力仍有可能低于压缩机报警阀值，热泵难以持续稳定工作。
（3）水泵运行测试
分别对工况 1 及工况 2 下冷冻泵及冷却泵的运行情况进行了测试，结果如表 8 所示：
表 8 水泵运行测试结果
将水泵的实际工作状态与水泵样本工作曲线进行对比，如图 8 所示。可以看出，冷冻侧及冷却侧的设计阻力均远大于系统实际阻力，水泵选型过大，系统实际流量远大于设计流量。此外，水泵的实际工作曲线与样本工作曲线存在一定偏移，水泵实际性能略低于样本曲线给出的性能。
对于工况 1 及工况 2，冷冻水输配系数（输送冷量 / 冷冻泵功耗）分别为 27.4 及 25.9，冷却水输配系数（排除热量 / 冷却泵功耗）分别为 27.4 及24.2。系统的输配性能不佳，特别是对于工况 2，因为 2# 热泵阀门关闭，为了保证 1# 热泵水流量合适，必须关小阀门，水泵性能进一步降低。
（4）空调箱测试
对典型工况下空调箱的运行参数进行测试，结果如表 9 所示。 4 台空调箱风量均小于其额定值，且风量差异较大，承担负荷量不均匀，各处送风状态差异较大。风侧与水侧缺乏合理匹配，空调箱的供回水温差不平衡（ 2.2~4.2℃），部分空调箱除湿量较小（ 0.4~1.6g/kg）。
另外，测试中还发现，北侧空调箱的回风口设置在车站便利店吊顶内，而便利店店门尺寸较小，门口区域风速高达 5m/s，回风口风速也达到了 3.7m/s。由于便利店进门区域风速过大，实际运行时，不得不关小风道风阀，进一步限制了送风风量。空调箱风量不足，会导致喷口射程不足，室内气流组织无法满足需求，热湿环境出现不均匀现象。
（5）空调系统整体性能
通过以上测试，可以对空调系统的整体性能进行评价、分析。对于冷站部分，可以计算冷站的能效比，计算公式如下：
由此计算得到，工况 1~3 中的冷站能效比依次为 3.4、 3.5 及 4.5。参照 ASHRAE 给出的制冷站能效评价标尺（如图 9），冷站整体性能处于较好的水平。
而空调系统整体 EER 的计算公式为：
计算得到，工况 1~3 中的空调系统整体 EER 依次为 2.3、 2.4 及 3.5。
结论
通过对华北地区某中型高铁客站室内环境与空调系统运行现状的测试，得到了以下结论：
（ 1）在夏季典型工况下，车站室内热湿环境处在设计范围之内。而当室外气象环境较恶劣时，室内常出现明显的局部超调情况。高铁客站进站口人员密集、渗风严重，常出现温度、湿度、风速同时超调的情况，应是今后高铁客站空调系统设计重点关注的区域，可考虑采用局部供冷、减少渗风量等方式予以改善。
（ 2）当 2 台地源热泵机组仅开启 1 台时，未开启热泵的水阀没有关闭，存在严重旁通。机组蒸发器换热不良，存在脏堵问题，使得热泵 COP 降低。同时，换热端差过大容易导致压缩机吸气压力过低而频繁停机保护。系统冷冻泵、冷却泵选型过大，输配系数较低。
为了提高冷站的性能，应定期对机组内部进行清洁处理，更换扬程、流量合适的水泵，同时制定合理的运行策略，避免出现冷却水、冷冻水旁通等不合理现象，实现地源热泵的高效运行。
（ 3）冷冻站 COP 范围在 3.4~4.5 之间，空调系统整体 EER 位于 2.3~3.5 之间。
致谢
本项目受国家科技支撑计划资助课题（ 2014BAJ02B01）和重庆市应用开发计划重点项目（cstc2014yykfB30003）支持，特此表示感谢
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