空调机组中风机的选型

第一篇：空调机组中风机的选型

风机选型-如何正确选择风机

风机常识-如何正确选择风机

选择风机正确是保证通风系统正常、经济运行的一个重要条件。所谓正确选择，主要是指根据被输送气体的性质和用途不同用途的风机选择;选择的风机要满足系统所需要的风量，同时风压要能克服系统的阻力，而且在效率最高或经济使用范围内工作。

选择风机正确是保证通风系统正常、经济运行的一个重要条件。所谓正确选择，主要是指根据被输送气体的性质和用途不同用途的风机选择;选择的风机要满足系统所需要的风量，同时风压要能克服系统的阻力，而且在效率最高或经济使用范围内工作。具体选择方法和步骤如下：

1.根据被输送气体的性质，选用不同用途的风机。例如，输送清洁空气，或含尘气体流经时已经过净化，含尘浓度不超过150mg/m3时，可选择一般通风换气用的;输送腐蚀性气体，要选用防腐风机;输送易燃、易爆气体或含尘气体时，要选用防爆或排尘风机。但在选择具体的风机型号和规格时，还必须根据某种类型产品样本上的性能表或特性曲线图才能确定。

2.考虑到管道系统可能漏风，有些阻力计算不大准确，为了运行可靠，选用的风量和风压应大于通风除尘系统的计算风量和风压，即

风量：

L′=KLL (1)

风压：

H′=KHH (2)

式中L′、H′——选择用的风量、风压;

L、H——通风除尘系统的计算风量、风压;

KL——风量附加系数，除尘系统KL=1.1～1.15;

KH——风压附加系数，除尘系统KH=1.15～1.2。

3.根据选用的风量L′风压H′，在风机产品样本上选定风机的类型，确定风机的机号、转速和电动机功率。为了便于接管和安装，还要选择合适的风机出口位置和传动方式。所选择风机的工作点应在经济范围内，最好处于最高效率点的右侧。

4.风机样本上给出的是风机在标准状态(大气压力为1.013×105 Pa、温度为20℃、相对湿度为50%)下的性能参数，如实际运行状态不是标准状态，风机实际的性能就会变化(风量除外)。因此，选择风机时应把实际运行状态下的参数换算为标准状态下的参数，换算的关系如下：

Pa (3)

kW (4)

式中Hb、Nb、ρb、pb、tb——风机在标准状态(或规定状态)下的风压、功率、空气密度、气体压力和温度，即风机样本上所列的数据;

H′、N′、ρ、p、t——风机在使用工况下的风压、功率、空气密度、气体压力和温度。

在风机样本上，有的锅炉引风机的性能参数是按气体温度为200℃或240℃得出的，在换算时应将式(3)、(4)中的tb用200℃或240℃代入。

5.除非选择任何一台风机都不能满足要求，或在使用时要求风机的风压和风量有大幅度变动，否则应尽量避免把两台或数台风机并联或串联使用。因两台或数台风机联合工作时，每台风机所起的作用都要比其单独使用时差。

6.近年来由于我国对风机的结构不断改进，使风机的效率不断提高，噪声不断降低，一些新型风机正在逐步取代一些老风机。为了节约能源和减小噪声危害，在满足所需风量和风压的前提下，应尽可能选用效率高、噪声低的新型风机。例如选用新型的9—19型和9—26型风机，而不要选用被淘汰的8—18型和9—27型风机。

第二篇：风机盘管选型方法

中文词条名：风机盘管选型方法的比较 英文词条名：

风机盘管选型简介：风机盘管在标准工况下运行时，空气处理终点取于空气处理焓差，风机盘管的制冷量与房间湿负荷有关，一般热、湿比越大，制冷量越小

关键字：风机盘管,空气处理

风机盘管在标准工况下运行时，空气处理终点取于空气处理焓差，中国风机网风机盘管的制冷量与房间湿负荷有关，一般热、湿比越大，制冷量越小，如下图所示，可以通过房间热湿比线，空气处理终点参数及室内空气参数确定风机盘管的空气处理焓差，然后，可通过不同的热、湿比房间的空气处理焓差计算出风机盘管的制冷量：

风机盘管空气处理过程

1风机盘管选型焓差修正法：

采用风机盘管实际运行焓差与标准工况焓差的比值M进行修正，计算风机盘管的实际制冷量，再根据实际制冷量选择风机盘管。

Q`=QH·(△IM/△IH)

=MQH…………

式中：Q`——风机盘管实际制冷量(W)。

QH——风机盘管标准状况下额定制冷量(W)

△IM——风机盘管实际空气处理焓差(W/KG)

△IH——风机盘管标准状况下空气处理焓差(W/KG)

M——修正系数

2风机盘管选型风量选型法:

根据空调冷负荷和风机盘管实际空气处理焓差计算出空调风量，再根据风量选择风机盘管。

G=Q/△IM(W)………………

式中：G——空调风量KG/H

另外，当空调供水温度、供、回水温差，供水量、进风温度与标准工况不同时，应根据风机盘管生产厂家资料再时行修正。

风机盘管选型、校核与布局案例简析

09年12月24日 14:59:56 来源：中国空调制冷网

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随着高档写字间、办公环境的不断改善，空调系统也越来越广泛地深人到日常生活中。如何使所选用的空调系统起到最佳效果，除了设计的合理性，也越来越引起现场工程师的思考。

风机盘管作为中央空调系统的末端装置，在众多的公共场所广为采用，其主要特点如下：

一、自成单元，调节灵活。风机盘管为三档变速，且水路系统可根据用户室温设定情况，采取冷热水自动控制温度调节阀调节，从而使各房间可独立调节室温，以满足不同空调使用客户的需求，房间无人使用时可手动关机或自动定时关机，并且可以使开发商避免一次投入过大，便于其滚动开发，可根据入住客户的情况开通不同的房间。从而降低了整体系统的运行费用。

整个系统分区控制较为容易，可以按房间的朝向、楼层、用途、使用时间等分成若干区域，按不同的客户使用需求进行分区控制，从而避免了大风道系统必须集中控制的不合理的一面。

二、风机盘管机体小，布置灵活、安装方便、占用建筑空间较少，便于配合内装施工。但怎样根据业主的不同需求，结合设计图纸选择较好的风机盘管应用到实际工程中去，应充分考虑了以下几点：

1、冷量的校核

一般是按计算的冷负荷来选择产品，但应注意不同的新风供给方式会导致风机盘管的负载冷量也不同。当新风直接通过外墙送至房间时，未经热湿处理，风机盘管的冷量=室内冷负荷+新风冷负荷;当设立独立的新风系统时，则风机盘管的冷量=室内冷负荷。目前市场的产品，一般都是名义制冷量而实际运行中的冷量应是冷量×单位时间内的平均运行时间，即改变运行时间或风量，都会影响机组的输入冷量。所以并非名义冷量越高越好，如果仅按高冷量选用机组，会出现供冷能力过大，导致开动率过低，换气次数减少，室温梯度加大，还会加大系统容量和设备投资，空调能耗加大，空调效果降低。所以冷量仅作为选设备的必要条件之一，还应兼顾其它因素。

2、风量校核

主要按房间品质要求校核换气次数。送风温差越小，换气次数越多，则空气品质越好，就越舒适，为什么有的空调房间感受有异味、闷气，就是风量校核没有处理好。由于风机盘管的名义风量是在不通水，空气进出口压差为零的工况下测定的，故存在一些不切实际的因素，所以实际确定风量是应将这部分理想状态下的风量值扣除，通过经验测算，这部分增补风量应占名义风量的20—30%。

3、送、回风方式

送、回风方式即形成所谓的气流组织，其合理与否直接影响到空调房间的温度场、速度场的均匀性和稳定性，也即空调效果的好坏。合理的气流组织要求一定的送风速度，避免气流短路，以保证一定的射流长度。风速取决于机外静压，送风量、送风口等因素。机外静压过低，会导致风量下降，射程降低，房间冷热不均，设计气流组织与实际运行状态在曲线图上存在较大差异，故应根据实际的建筑格局、房间的结构形式，进深、高度等情况，选择中档风量、风速指标来相应选择风机盘管型号。目前市场上的风机盘管，各个厂家的机外静压值没有统一标定，差异较大，再加上部分工地采用的是卧式暗装机组，外接短风管、过滤器，进、回风格栅阻力值较大，因此在实际定货时确定机外静压值选定为30Pa，有的房间甚至选择50Pa机外静压值的机组，大于常规的20Pa左右阻力值，故在实际运行中保证了良好的均匀场，达到了预期的空凋效果。

4、其它因素

a.噪音指标控制在40dB以下，对噪音偏大的风机盘管，加装消声处理装置，阻力值不大于10Pa。

b.安装、施工中质量注意保温质量，冷凝水的排放，坡向，管件接头，系统清洁。

c.水系统的设置方式水平系统还是垂直系统，部分工地选用垂直系统，能较好的保证冷凝水的排放，保证了房间的层高要求。

总之，在设计及施工人员合理、及时的配合下，风机盘管系统会避免较多选用中的弊端，取得较为满意的综合效果。 风机盘管的余压选取也与空调房间的层高有关系的，一般民用建筑选用低静压0-30Pa的，层高较高像商场，大厦门厅等大开间的空调房间就要求选用高静压50Pa及其以上的。 显热选，全热校核，如果按高速选，要考虑污垢系数(留点余量)即你的做法把高速的显热，全热*0.8，只要我们计算的大于这个修正后的全热显热值，就选择成功了。

按显热选，全热校核，如果按中速选，就不要考虑污垢系数(因为中速本身就相当余留余量了)这时候只要们计算的大于样本上中速对应的全热显热值，就选择成功了。

不过我觉得按显热选，全热校核，直接查高速也没什么问题。 对,是这样子的。

如果不要考虑污垢系数，是可以满足当前的需要，毕竟负荷计算里也有富裕嘛，但是使用1两年后fcu的制冷量肯定是要下降的，所以放大一点，我认为是应该的。上面的例子：为简单没有考虑新风

20平米，25度，60%，办公，2个人(潜热138w)，无新风，全冷：1400w， 湿：0.21，显冷：1262w。 计算见焓湿图： 说明：o点为沿热湿比交90%。你看看，o点是17.9度，可是你确定fcu的出风是这样的吗? 我实测的是13度到18度左右的都有。 如果实际的出风是1点的16度，90%，那么你比较一下两种算法的风量一个514一个310!!!! 如果假设你认为出风点是1点，那么风量是310，但是你知道吗?310风量(水温7度，流量温差5度左右)所能提供的最大显冷不可能1.2kw，正常是830w至1000w，根本不可能满足降温的要求。

(1)就以开利002为例：

高速风量410，中速320，25度，18度湿，水7度，水温升5度左右下: 高速全冷：1690w，高速显冷：1290; 中速全冷：1436w，中速显冷：1070w;

高速的冷量不能直接使用，*污，垢系数0.8=1352(全冷)，1032(显冷)。与中速差不多，可等同。

如果按照修正后的1352(全冷)，1032(显冷)，002肯定不满足使用要求。 如果按照中速1436w(全冷)，1070w(显冷)，全冷满足，显冷不满足，也就是说如果室内的显冷负荷确实是1262w的话，室温肯定是要高于25度的。 反正是002小了。

为方便没有考虑新风，但实际上是一样的，你说应该怎样算呢，你有可能说：o点算的风量不是500吗???那么要是按照中速选择应该是004或是fp6.3，你说对吗? (2)再看看003：

高速风量550，中速430，25度，18度湿，水7度，水温升5度左右下: 高速全冷：2450w，高速显冷：1870; 中速全冷：2107w，中速显冷：1571w;

高速的冷量不能直接使用，*污，垢系数0.8=1960(全冷)，1496(显冷)。 你说003满足使用要求吗?全冷满足，显冷也满足，再看看全冷的富裕度2107/1400=1.505。 也就是说风量430都是大的，只不过fcu型号划分还没有那么细。但o点的计算结果514肯定是大了。实际上，fcu不论你怎么选择在大多数的情况下选择的结果不会有差别，但是理论是很重要的。

再举个例子，20平米办公，某人估算120w/m2，总负荷：20*120=2400w， 他就对样本选了个fp5，或开利003。

可以肯定的说，这个结果在多数环境下没有错误，无论是用全热，还是显热算，也大概是这个结果。

但是，那个人的方法是绝对错的，先不说他是估算，不负责任，就说他的估算指标和样本就有问题：120w/m2是偏大的，且是包括新风负荷的。

样本是标况下的数据(27度下，与25或24的差别很大的)。

我想说的是选择正确并不一定理论也对，理论不对，根据经验选择的结果也不会一定就错。通常的做法，新风负荷都单独由新风记住承担，所以在计算房间负荷时，不计算新风负荷。大多数负荷计算软家，计算出来的都是全热(不知道那个软件计算时，把显热和全热分别列出来)，对于一般的没有大量散湿的房间，比如客房、办公，其实全然和显热差的很小，完全可以按全热来选，但还是要考虑1.2的附加系数，以保证快的降温能力，及由于灰尘等的影响造成的效率的下降。

另顺便问一下，按显热选，全热校核时，是按高档冷量还是按中档冷量来选择盘管呢? 先回答一点，华电源的负荷计算是显热和全热分别列出来。

第三篇：空气源热泵机组的设计选型总结

一、热水量及耗热量的计算

1、日耗热量的计算

依据规范《建筑给水排水设计规》GB50015-2003，全日供应热水的宿舍( I 、 II 类)、 住宅、别墅、酒店式公寓、招待所、培训中心、旅馆、宾馆的客房 ( 不含员工 ) 、医院住院部、养老院、幼儿园、托儿所 ( 有住宿 ) 、办公楼 等建筑的集中热水供应系统的设计日耗热量应按下式计算 ：

Qdcmq(trtl)rrd式中 Q—— 日耗热量 ，KJ/ d ;

C —— 水的比热，4.187 KJ/ kg· ℃

q —— 热水用水定额 L/ 人·d 或 L/ 床·d r

m —— 用水计算单位数 (人数或床位数)

rr —— 热水密度 ，kg/L

rt

—— 热水的温度，t= 60℃

tl

—— 冷水温度 ，℃

2、设计日用水量 qrdQcdr(tr1tl1)

式中 q—— 设计日用水量 ，L/ d ;

rdQd—— 日耗热量 ，KJ/ d ;

C —— 水的比热，4.187 KJ/ kg· ℃

 —— 热水密度 ，kg/L

r

m —— 用水计算单位数 (人数或床位数)

tr

1—— 设计热水的温度，℃

t

—— 设计冷水温度 ，℃

l1

3、设计小时耗热量

全日供应热水的宿舍( I 、 II 类)、 住宅、别墅、酒店式公寓、招待所、培训中心、旅馆、宾馆的客房 ( 不含员工 ) 、医院住院部、养老院、幼儿园、托儿所 ( 有住宿 ) 、办公楼 等建筑的集中热水供应系统的设计小时耗热量应按下式计算:

Q hKmqc(trtl)rhrT

式中 Q—— 设计小时耗热量 ，KJ/ h ;

h

C —— 水的比热，4.187 KJ/ kg· ℃

q —— 热水用水定额 L/ 人·d 或 L/ 床·d r

m —— 用水计算单位数 (人数或床位数)

rr —— 热水密度 ，kg/L

rt

—— 热水的温度，t= 60℃

tl

—— 冷水温度 ，℃

T

—— 每日使用时间，h

K —— 小时变化系数 ，见下标6.4.2 选取

h

4、设计小时用水量

qrhQrhc(trtl)

式中 Q—— 设计小时耗热量 ，L/ h ;

h

C —— 水的比热，4.187 KJ/ kg· ℃

rr —— 热水密度 ，kg/L

t

—— 设计热水的温度，℃

tl

—— 设计冷水温度 ，℃

二、设备选型

1、机组小时供热量

空气源热泵热水机组小时供热量按下式计算: Q式中

gKgQ1d1T

Q —— 热泵机组设计小时供热量 KJ/ h Qd—— 最高日耗热量 KJ/d T—— 热泵设计工作时间 ，12～20 h 1 K1—— 安全系数 ，可取 1.05～1.0 所选热泵的总制热功率应在相应的工况下，大于设计小时供热量Q

g

2、贮热水箱的选择

(1)全日制集中热水供系统贮热水箱有效容积，应根据日耗热量、热泵持续工作时间及热泵工作时间内耗热量等因素确定，当其因素不确定时宜按下式计算 ：

式中： Q h —— 设计小时耗热量 (kJ/h) ;

V r——贮热水箱有效容积( L ) ; T —— 设计小时耗热量持续时间( h ) ;

η—— 有效贮热容积系数，贮热水箱、卧式贮热水罐 η = 0.80 ～ 0.85 ，立式贮热水罐η = 0.85 ～ 0.90 ;

k 2 —— 安全系数， k 2 =1.10 ～ 1.20 。

(2)定时热水供应系统的贮热水箱的有效容积宜为定时供应最大时段的全部热水量;

3、循环水泵的选择

水箱与热泵机组之间需要用水泵来提供循环动力。 (1) 循环水泵的流量计算

(1.15~1.2)Qctqxg

式中 q—— 循环流量，L / h

xQ—— 设计小时供热量 KJ/h

gt—— 热泵机组被加热水温升，一般为5~7℃

—— 热泵机组被加热水的密度，kg/L

备注：当空气源热泵机组不需再次经过换热器换热时，循环流量可乘以1.15~1.2的安全系数。 (2) 扬程计算

H1.3(HbHeHp)

式中 H—— 循环泵扬程 ，KPa

H—— 换热器阻力损失，板换时约50KPa bH—— 热泵机组内蒸发器的阻力损失KPa，由设备商提供

eH—— 连接管路损失 ，KPa

P

4、空气源热泵热水供应系统设置辅助热源应按下列原则确定 (1)最冷月平均气温不小于10℃的地区，可不设辅助热源 ;

最冷月平均气温小于10℃且不小于0℃时，宜设置辅助热源 。 (2) 空气源热泵辅助热源应投资省，就地获取 ;

注：经技术经济比较合理时 , 采暖季节宜由燃煤(气)锅炉、热力管网的高温水或电力作为热水供应辅助热源 。

(3)当设辅助热源时，宜按当地农历春分、秋分所在月的平均气温和冷水供水温度计算;当不设辅助热源时，应按当地最冷月平均气温和冷水供水温度计算 ;

5、空气源热泵机组布置应符合下列规定 ：

(1) 机组不得布置在通风条件差、环境噪声控制严及人员密集的场所 ; (2) 机组进风面距遮挡物宜大于 1.5m ，控制面距墙宜大于 1.2m ，顶部出风的机组，其上部净空宜大于 4.5m ;

(3) 机组进风面相对布置时，其间距宜大于 3.0m 。

注 ：小型机组布置时，本款第 (2) 、(3) 项中尺寸要求可适当减少 。

第四篇：百货商场空调选型案例

大型商场空调系统选型

现在商场安装的空调设备越来越多，对商场的舒适程度起到至关重要的作用。选择一个技术经济比较合理的空调系统，对发挥商场的最大经济效益无疑有着积极意义的。商场建筑的特点是建筑空间大，室内人员多，装潢复杂，这些因素都导致了空调冷负荷的增加，新风量及新风冷负荷大。

商场由于陈列商品的多种多样，商场形式的变化多样，商场人员的密度和照明度的差别，各种饮食店、文化娱乐中心的营业时间的不同，特殊专卖店的展销物品的会场等的要求不同，因此在空调选型和控制上要求相对复杂。

首先在选型上倾向于集中式中央空调系统：其特征是将空气处理设备(如加热器或冷却器、喷水室、过滤器、风机、水泵等)集中设置在专用机房内。

那么选择全空气系统还是选择风机盘管加新风系统呢，现分别分析一下各自优缺点：

一、对于集中式的方式中，全空气方式的优点是：

1、由于送风量充足而商场内空气污染小;

2、若设置新风机就有可能利用新风进行供冷;

3、送风口与回风口设置得当，室内交整齐美观，就没有象风机盘管机组之类的末端装置暴露在室内。

其缺点是：

1、由于风道尺寸较大，所占空间亦大;

2、送风动力大，与风机盘管加新风系统比较并不节省能源;

3、必须有大型的空调机房。

二、对于风机盘管加新风系统的优点是：

1、对于大负荷的房间风道尺寸可以做的较小，从而减少风道以及风道空间;

2、用一台机组可组成一个小的分区，故分区极为方便，如果通过手动操作，则可经济地进行个别控制。

其缺点是：

1、由于附设的过滤器性能较低，对于空间内空气的净化无多大作用;

2、机组噪声影响较大;

3、因设水配管，故可能发生漏水情况;

4、由于必须对机组的过滤器进行清扫，所以当设置大量机组时，维修不但麻烦而且费用较高。

根据以上对空调形式的比较，结合我们既定的业态，根据不同业态的特点，并且如何对所选形式扬长避短，使初始投资和运营维护有机结合，现分别陈述一下个人对空调形式选择的理解(以下观点仅是个人理解，观点仅供参考)：

地下超市，由于是敞开式的，且设在地下，环境较封闭，货物较多，人员、灯光、散热设备以及热的食物等，因此建议采用全空气单风道定风量模式。

大型购物中心，定位较高。要求柜台平面布置应有较大的灵活性，以适应经营商品变换的需求，且是分隔布局，与走道和大堂相通，以及不同的商家希望要求达到的温度各有不同，且客流量有明显的曲线变化，因此建议采用全空气变风量模式(VAV系统)。此系统也便于商场整体的任何一个部位的温度控制。并且，购物中心和院线在一起时，负荷峰值都不可能在同一时刻出现，这就意味着可以把有限的冷量或热量在建筑物内按照每个房间的能量需求搬动，变风量系统的末端装置就能随房间的负荷变化改变送风量，实现冷量或热量的动态分配。达到节省运行费用的目的。

另外，针对商品货柜有时需要重新布置风口是否需要追加的问题，我们可以采取模数方式的送风口布置方式来解决这个问题。因为必要的设备如送风口、回风口、照明、洒水器等都容纳在格子的范围内，而每一个格子就是一个模数。模数的大小按照建筑开间、柱网间距等而定。

电玩城，由于是敞开式，且机械散热，考虑客户群一般为高收入者，对于空调的舒适性要求敏感，同时客户群有高吸烟率的特点，必须考虑空气质量状况。因此采用VRV系统。室外机可以集中布置在屋顶上。但是考虑整个区内空调设备选型不宜太过复杂，同样也可选用VRV模式。

院线和KTV，此两种业态，一般要求隔声好，可用全空气变风量模式，由于不需要同时开启，或者说需要局部控制，因此采用这种变风量(VAV系统)的方式，通过风量的变化来适应和满足负荷的变化，也由于非峰值负荷时的送风量的减小而使动力消耗得以节约，从而达到节约能源，降低运营成本的目的。 写字楼，如果要求空气分布均匀、送风温差小、舒适性高、空气品质好的话，当然是VRV空调系统，但是此系统末端装置价格升高，使整个系统投资过大，要充分衡量租金收益情况，不推荐采用;如果对空气质量要求不严格，可考虑采用风机盘管加新风，但是存在长期使用后，室内空气品质会下降、出现滴凝结水、噪声变大、清洗困难等问题，有些时候也不比全空气系统节约费用。但是风机盘管加新风系统考虑出租率的情况，便于控制，也利于节能。

第五篇：轨道交通空调设计与选型

摘要： 本文主要介绍了轨道交通(主要是地铁)站空调的设计要点、冷源形式和机组选型。得出以下结论：①地铁站的空调设计参数、负荷组成与普通民用建筑不同，空调通风占据了更为重要的地位。②地铁站冷源可采用集中式和各站点独立冷源两种形式，应根据具体情况进行选择。③由于轨道交通站主机容量往往按远期负荷考虑，为了确保机组在部分负荷下的运行效率，国内多采用螺杆机。

关键词： 集中供冷式冷源 独立冷源 螺杆机

1、引言

二十世纪九十年代以来，随着我国城市边缘化规模的不断扩大，城市人口流通量急剧增加，交通拥堵现象日益严重，传统的公共交通工具已经无法满足城市人群日常出行需求。因此运量大、速度快且污染小的轨道交通成为了各大城市解决交通日益紧张问题的必由之路。城市轨道交通建设作为一项投资巨大的基础建设项目，一方面受到国家宏观政策的控制，一方面需要考虑到城市长期规划和发展的切实需求，往往伴随着巨大的投资风险。以武汉市轻轨运行数据显示，轻轨公司每天需55万元收入才能偿付运行费用(包括员工工资、用电电费、每日贷款本息和其它费用)，而实际售票收入仅在1.5～3万元之间，这对当地财政是一笔沉重的贴补负担。国内多个城市轨道建设项目的无法计划开工或者叫停，也都与建设资金无法落实相关。因此，轨道交通的规划、设计和运营，应尽力做到经济、实用、安全。据国内外轨道交通工程对地铁的造价分析，一般土建工程造价占50%～55%;技术设备的建设、购置、安装费用占45%～50%(其中轨道占2%～7%，车辆占13%～17%，机务段占5%～6%，牵引供电占7%～10%，通信信号占10%～12%，其他占1%～4%)。中央空调对于地铁和轻轨车站而言，是必不可少的设备投入，尤其是地铁，其特殊的空调环境也对空调设计提出了不同于地面建筑的要求。在确定空调设计方案以后，我们在空调设备的选择上应当秉承经济合理的原则。以前国内的中央空调市场被国外的几大品牌所垄断，国产中央空调则主要集中在家用和小型商用领域。随着我国中央空调生产技术的不断成熟和完善，目前国内已有多个厂家开始进入大型中央空调机组的研制和销售领域。国产中央空调性能指标和特性并不亚于国外同类产品，而且在特殊产品的定制和服务上，比国外厂家更具优势，所以轨道交通空调设备的国产化是大势所趋。

2、轨道交通站空调设计特点分析

2.1 轨道交通的分类和特点

轨道交通可按不同角度分类，按所处的空间位置可分为“地铁”和地面铁路;按所用轨道的轻重可分为“轻轨”和“重轨”。一般来说，运送客流量大的走地下，称为地铁;运量小、主要走地面的为轻轨。

轨道交通具有运量大、污染小、方便快捷的特点。相比而言，地铁的运能大，几乎不受地面气候和交通的影响，但造价高;轻轨的运能较小，但造价较地铁低，受地面交通和气候的影响较大。

2.2 地铁站空调设计特点

车站空调属于舒适性空调的设计范畴。轻轨站位于地面，其空调设计可按照普通车站的设计参数和条件进行设计，这里不再赘述。而地铁基本上与地面环境隔绝，室外大气的温、湿度只对车站空调负荷存在间接的影响。其空调设计参数的选取和空调负荷的计算与常规舒适性空调不同。

2.2.1 空调设计温度

地铁站内除工作人员外，其它人员只做短暂停留。为节约能源，只考虑乘客有一个短时间的舒适环境即可。由于人体对环境温度有明显感觉的温差在2℃以上，乘客由地面进入车站，需要经过一个由外界环境温度逐渐过渡到站内温度的过程，这样人体才不会产生忽冷忽热的感觉。以广州地铁

一、二号线设计为例：

广州地铁一号线：站厅 t=30℃ φ=45~65%站台 t=29℃ φ=45~65%

广州地铁二号线：站厅 t=29℃ φ=45~65%站台 t=27℃ φ=45~65%

这样乘客从地面过站台，直到上车，环境温度变化为33.5℃(广州室外设计温度)→29℃(站厅)→27℃(站台、车内)，这样的温度变化是一个卫生舒适的过程。至于站内管理用房，由于工作人员长时间在内工作，可取常规设计温度tn=24～27℃。其它设备用房可根据运行和工艺要求来确定设计温、湿度值。

2.2.2 空调负荷组成与计算

据文献[1]，列车本身及列车空调的散热约占74%，照明、广告灯箱的散热约占6%，设备(如自动扶梯、售票机等)的散热约占5%，乘客和工作人员的散热约占15%;地铁围护结构周围的土壤能吸收大量的热量并储蓄起来，夏蓄冬放，以调节地铁内空气的温度。根据一些资料记载，此部分热量占地铁产热量的25%～40%。列车本身及列车空调排放的热量扣除传入地铁周围土壤的热量之外，剩余部分由隧道通风系统排到室外。车站内的空调负荷包括站内乘客和工作人员散热、照明散热和其它设备散热量。

从车站的空调负荷组成可看出，地下车站的主要热源来自列车，当站台使用屏蔽门将列车与站台公共区分开时，车站的冷负荷就可以减少为开/闭式车站的1/2～1/3。

2.2.3 站内气流组织

车站公共区(也称车站大系统)，一般比较狭长，如果只在车站一端设置风柜，那么单条送、回风管就会过长，各个送风口难以实现阻力平衡，送风不均匀。为了避免这一现象，应该在车站两端设置风柜，各自承担大系统空调负荷的1/2，对工作区进行均匀送风。以广州地铁站为例，因为采取集中控制，单一区域空调面积大，所以一个区域的送风量就高达20多万，为了实现各送风口的阻力平衡，确保出风口的余压，除了对风柜本身的强度和控制要求较高之外，更重要的是需要在进行风管设计时，尽量少考虑采用风阀调节(容易产生“拨一发而动千钧”的现象，很难调节)，而应该合理设计风管尺寸，依靠风管本身实现自平衡。目前国际上通用的风道计算方法一共有四种：静压复得法、假定速度法、等摩阻法和T算法，对于车站空调这种需要变风量设计的场合，静压复得法是最佳的计算方法。

车站设备管理用房(也称车站小系统)，具有工作时间固定(24小时运行)，空调负荷较稳定的特点。小系统的空调负荷只占大系统设计值的一小部分，为了管路布置方便 ，小系统的风系统可以和大系统共用。但因为大系统的空调负荷具有明显的不同时段，峰谷时水系统流量变化大，所以小系统的水系统应该独立设置。

地铁隧道通风按位置不同可分为区间隧道通风系统和车站隧道通风系统，按系统形式可分为开式和闭式系统。开式系统是直接将列车运行产生的隧道热风直接引出室外;闭式系统是将车站送、排风道和隧道送、排风道合用，冷负荷由大系统制冷机承担;列车运行时产生[3][2]

活塞效应将站内空调冷风引入隧道，列车停站时，在列车底部和顶部设置局部排风系统，排出列车刹车和顶部空调产生的热量。

3、冷源形式

轨道交通站可选取集中供冷式冷源和各站独立冷源两种方式。

集中供冷可省去部分站点的机房建设，以广州地铁二号线首期工程建设为例，全线长2

3.265公里，共有16个地下车站，1个地面车站和3个高架车站。除三元里站设置单独制冷机之外，其它15个地下车站分别由四个集中冷冻站供冷。因为冷冻站的供冷半径较大，往往在2～3公里以上，所以冷水在输送过程中冷量损失大，水泵扬程、功率随之增加，而且供、回水管沿隧道区间敷设，对检修和保养极为不便。根据交通站空调负荷具有明显的峰谷特性，因此在集中供冷模式下，可在提供分时电价政策的地区考虑采用冰蓄冷空调系统，夜间利用低价电运行主机蓄冰，白天峰段融冰供冷，并根据负荷情况选择制冷机部分开启或者完全不用开机，节省了空调运行费用。另外，采用冰蓄冷进行低温送风，还可以减少风管和水管的尺寸，这部分减少的占用空间体积对于地下土建工程十分具有经济意义。目前冰蓄冷空调系统分动态和静态蓄冰两种，动态蓄冰的灵活性和经济性均优于静态蓄冰，可做优先考虑。

各站点独立冷源和集中供冷的优缺点互补，因为供冷规模较小，所以采用常规冷水机组供冷即可。这种冷源形式增加了各个站点的机房建设，按照国内轨道交通车站的一般规模来计算，机房面积在100～150m左右。以建成的广州地铁一号线为例，各地铁站冷源独立，如果采用集中供冷，所节省的机房面积占环控机房面积的比例就很小，考虑到集中供冷的各项弊端，采用独立冷源更加合适。

因此，以上两种形式的冷源应根据具体情况来灵活选择。例如车站的管理用房，或者在旧地铁站增加附属用房的情况下，可考虑单独采用一拖多空调，与车站大系统冷源独立，这样不仅照顾到车站大、小系统空调时间上的差异，也解决了大、小系统共用冷源时的冷量平衡调节问题。 2[2]

4、空调设备的选择

因为轨道交通空调主机容量往往是按远期负荷考虑的，具有一定的设计余量，而且一年四季气候条件以及每天不同时段的客流量波动较大，所以国内地铁目前常用螺杆机作为空调主机，主要是考虑到站内空调的部分负荷运行工况，必要的话还可以采用变频水泵进行变频调节。

螺杆机具有五大关键部件：压缩机、油分离装置、冷凝器、蒸发器和制冷配件。这五大部件的配置大致确定了螺杆机的性能和可靠性。例如最新设计的齿数比为5:6的非对称双螺杆压缩机，比常见的齿数比4:6的压缩机热效率可提高10～12%，省电25%;采用新型旋风式的油分离装置可将压缩机排气油含量降低到3ppm以下，而普通螺杆压缩机油气分离装置油含量则只能达到8～10ppm。在确保产品质量和服务的基础上，产品价格成为了主机选择的重要因素。以常规冷水机组供冷系统为例，主机价格占空调机房部分造价的80%左右(不含安装及材料费)，而国内顶极配置的冷水机，其价格平均可比国外同水平产品低15～20%左右，而且在产品非标定制方面也更具优势。 [4]

由于轨道交通建设具有投资大、资金回收期长的特点，而车站仅仅是乘客暂时停留的场所，所以车站应尽量不要设置与基本功能无关的设施，如商业大厅、集散大厅和售票厅等。这些过剩的功能区设置只会徒增工程造价，实际运行时在这些商业、景观功能房间逗留的人群很少，而在进行空调设计时，又必须考虑到这部分负荷，增加不必要的主机设计容量。当然，这些并不是空调设计技术上的过失。但是应当呼吁，为降低城市轨道交通设计造价，有关部门在进行规划设计时，应该沿袭简朴、方便、实用的风格，避免建设华而不实的“形象工程”。

5、结论

本文针对轨道交通站(主要是地铁站)的特点，介绍了其空调设计要点、冷源形式和设备选择的基本理论知识，可得出以下结论：

①地铁站的空调设计参数、负荷组成与普通民用建筑不同，空调通风占据了更为重要的地位。

②地铁站冷源可采用集中式和各站点独立冷源两种形式，应根据具体情况进行选择。③由于轨道交通站主机容量往往按远期负荷考虑，为了确保机组在部分负荷下的运行效率，国内多采用螺杆机。在国内一些积累多年空调生产经验的大型空调企业已经进入大型中央空调水冷机组市场的大环境下，选用国内质量可靠的产品，可为轨道交通空调设施建设提供更好的经济性。