基于流量分區(qū)的變壓力節(jié)能集群控制系統(tǒng)分析

鄭傳經(jīng)，昝世超，黃 靜，林建泉，張 歡，張 偉

（合肥通用機(jī)械研究院有限公司，合肥 230031）

0 引言

圍繞國家“十三五”期間節(jié)能減排和科技創(chuàng)新的戰(zhàn)略需求，制冷空調(diào)行業(yè)需朝著節(jié)能、環(huán)保、安全和智能等方向發(fā)展［1］。為了進(jìn)一步提高行業(yè)關(guān)鍵技術(shù)的研發(fā)水平，保證制冷空調(diào)產(chǎn)品的出廠質(zhì)量和運(yùn)行穩(wěn)定性，提升企業(yè)和產(chǎn)品在國際市場的影響力和競爭力，近幾年各大空調(diào)廠商建設(shè)了一批綜合性的產(chǎn)品研發(fā)大型試驗(yàn)中心，冷卻源集群系統(tǒng)作為一種高效節(jié)能的后臺供應(yīng)系統(tǒng)應(yīng)運(yùn)而生。

長期以來，降低成本、節(jié)約能源是企業(yè)生存的重要一環(huán)，產(chǎn)品研發(fā)大型試驗(yàn)中心作為制冷空調(diào)產(chǎn)品的研究及檢驗(yàn)的重要基地，也是空調(diào)企業(yè)能源消耗大戶，而冷卻源集群系統(tǒng)作為大型試驗(yàn)中心的心臟，其能耗比重較大，從現(xiàn)有多個(gè)大型試驗(yàn)中心冷源集群系統(tǒng)的使用情況反饋來看，雖取得了一定的節(jié)能效果，但仍有進(jìn)一步的潛力可挖掘［2］。

目前大型試驗(yàn)中心冷卻源集群系統(tǒng)普遍采用變頻恒壓變流量控制系統(tǒng)，以水泵出口的供水壓力信號作為控制參考量，實(shí)現(xiàn)水泵的運(yùn)行臺數(shù)和變頻調(diào)節(jié)。這種控制方式雖然原理簡單且能實(shí)現(xiàn)使用功能需求，但為了滿足最不利末端環(huán)路負(fù)荷，給定的供水壓力往往較大，且不能根據(jù)流量變化而改變，削弱了部分節(jié)能潛力。本文針對常規(guī)變頻恒壓供應(yīng)系統(tǒng)的節(jié)能局限性，提出一種基于流量分區(qū)的變壓力節(jié)能控制策略，以進(jìn)一步挖掘冷卻源集群系統(tǒng)的節(jié)能潛力，并結(jié)合工程實(shí)例，通過數(shù)值仿真分析優(yōu)化后的節(jié)能效果，為類似工程設(shè)計(jì)應(yīng)用提供參考。

1 系統(tǒng)組成

圖1 為典型的大型試驗(yàn)中心冷卻源集群系統(tǒng)示意，該系統(tǒng)主要由冷卻塔組、水泵組、分/集水器、冷卻塔集水盤或冷卻水池、閥件及管道等組 成［3］，冷卻水通過分水器提供給各試驗(yàn)臺末端，末端通過板式或殼管式換熱器實(shí)現(xiàn)熱交換，然后經(jīng)集水器匯集后送入冷卻塔進(jìn)行降溫處理，各支路利用電動(dòng)或氣動(dòng)蝶閥實(shí)現(xiàn)通斷控制。

圖1 大型試驗(yàn)中心冷卻源集群系統(tǒng)示意

系統(tǒng)一般采用多臺同類型水泵并聯(lián)同步運(yùn)行的一次泵變頻控制策略，結(jié)合時(shí)序和均等運(yùn)行時(shí)間控制模式，在水泵高效運(yùn)行效率范圍內(nèi)設(shè)置頻率上限和頻率下限作為加減泵判斷依據(jù)，通過分水器的供水壓力信號調(diào)節(jié)水泵的頻率和運(yùn)行臺數(shù)以實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的變流量控制，其控制部分獨(dú)立于各個(gè)末端試驗(yàn)臺，自成調(diào)控回路為各試驗(yàn)臺末端設(shè)備提供穩(wěn)定流量和溫度的水源。

2 控制策略

變流量控制方法在冷卻源集群系統(tǒng)節(jié)能控制技術(shù)中應(yīng)用最為廣泛，按照控制參考量主要分為壓力控制策略和溫差控制策略［4］。前者通過壓力信號調(diào)節(jié)水泵頻率，實(shí)現(xiàn)變流量控制，后者則是采用溫差作為控制參考量用于調(diào)節(jié)，相比于前者，后者存在信號傳遞滯后、響應(yīng)較慢、控制精度較差等問題，因此在冷源集群變流量系統(tǒng)中優(yōu)先采用壓力控制［5-7］。而壓力控制策略根據(jù)壓力設(shè)定值是否發(fā)生變化，又可分為恒壓控制和變壓控制兩種方式。目前恒壓控制在冷源集群系統(tǒng)變流量技術(shù)中應(yīng)用較為普遍，但如果壓力設(shè)定值過大，則無法充分挖掘水泵在變工況下的節(jié)能潛力，如果壓力設(shè)定值過小，則無法滿足全工況下的功能需求。因此，兼顧需求與水泵節(jié)能效果，對壓力設(shè)定值進(jìn)行優(yōu)化設(shè)置，是實(shí)現(xiàn)冷卻源集群系統(tǒng)變流量技術(shù)的關(guān)鍵問題。

2.1 壓力設(shè)定值調(diào)整

系統(tǒng)管網(wǎng)變化時(shí)水泵工作點(diǎn)的調(diào)節(jié)原理如圖2 所示。假設(shè)初始狀態(tài)時(shí)管網(wǎng)的曲線為L1，水泵的運(yùn)行頻率為f1，對應(yīng)的特性曲線為η1，其系統(tǒng)的工作點(diǎn)為A，對應(yīng)的流量為Q1，此時(shí)若某試驗(yàn)臺末端停止運(yùn)行，相應(yīng)管路的通斷閥關(guān)閉，管網(wǎng)的曲線變?yōu)長2，系統(tǒng)額定流量由Q1變成為Q3。若采用常規(guī)的變頻恒壓變流量控制策略，因供水壓力設(shè)定值為Pset1保持不變，水泵的工作點(diǎn)由A 變?yōu)锽，水泵的運(yùn)行頻率由f1變化至f2，系統(tǒng)的流量降低至Q2，但仍大于額定流量Q3。若重新調(diào)整供水壓力設(shè)定值Pset2，使水泵的運(yùn)行頻率調(diào)節(jié)至f3，其對應(yīng)的系統(tǒng)流量剛好為額定流量Q3，則水泵的耗功將得到進(jìn)一步降低。

圖2 水泵工作點(diǎn)的調(diào)節(jié)原理

2.2 基于流量分區(qū)的變壓力控制策略

由圖2 的調(diào)節(jié)機(jī)理可知，通斷調(diào)節(jié)型供應(yīng)系統(tǒng)主要通過各末端支路設(shè)置通斷閥門實(shí)現(xiàn)間歇控制，系統(tǒng)簡單，第一次調(diào)試運(yùn)行時(shí)各閥門開度均已調(diào)節(jié)到位，實(shí)際運(yùn)行過程中閥門開度保持不變，對整個(gè)管網(wǎng)而言，管網(wǎng)的阻力特性均會因?yàn)槟┒斯苈烽y門的動(dòng)作而發(fā)生改變。因此，在變工況條件下，其流量發(fā)生變化，相應(yīng)管網(wǎng)的總壓損也會發(fā)生變化，傳統(tǒng)采用變頻恒壓控制策略的節(jié)能性將大打折扣。針對變頻恒壓供應(yīng)系統(tǒng)的節(jié)能局限性，綜合考慮調(diào)節(jié)的穩(wěn)定性，本文提出一種基于流量分區(qū)的變壓力節(jié)能控制策略，即將系統(tǒng)分成若干個(gè)流量區(qū)，每個(gè)流量區(qū)對應(yīng)一個(gè)壓力設(shè)定值，用于調(diào)節(jié)水泵的頻率和運(yùn)行臺數(shù)，以進(jìn)一步挖掘冷卻源集群系統(tǒng)的節(jié)能潛力，其工作機(jī)理如圖3 所示。

圖3 基于流量分區(qū)的變壓力控制策略工作機(jī)理

2.3 仿真框架

由于各試驗(yàn)臺末端投入使用的隨機(jī)性較強(qiáng)，因此系統(tǒng)多數(shù)在變工況下運(yùn)行，考慮到系統(tǒng)的穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)的可靠性，變壓力控制策略下的壓力設(shè)定值不能頻繁變動(dòng)，故需要根據(jù)末端使用特點(diǎn)對系統(tǒng)進(jìn)行流量分區(qū)，然后根據(jù)各末端閥門的通斷狀態(tài)，計(jì)算出不同閥門狀態(tài)下的系統(tǒng)總阻抗以確定當(dāng)前狀態(tài)下控制參考量的設(shè)定值，然后結(jié)合水泵模型確定各流量分區(qū)的水泵最佳運(yùn)行臺數(shù)和運(yùn)行頻率，最后結(jié)合能耗模型輸出仿真結(jié)果，其優(yōu)化仿真系統(tǒng)框架如圖4 所示。

圖4 優(yōu)化仿真系統(tǒng)框架

3 數(shù)學(xué)模型

變頻技術(shù)的節(jié)能性是建立在水泵處于高效區(qū)運(yùn)行的基礎(chǔ)上，而水泵的運(yùn)行工況取決于管網(wǎng)的特性曲線與水泵的特性曲線2 個(gè)方面［8］。因此，從水力特性出發(fā)建立水泵和管網(wǎng)的數(shù)學(xué)模型，并給出全年運(yùn)行費(fèi)用和節(jié)能率的計(jì)算式，然后通過MATLAB 對水泵的運(yùn)行狀態(tài)和系統(tǒng)的能耗進(jìn)行仿真。

3.1 水泵模型

定義水泵當(dāng)前轉(zhuǎn)速與額定轉(zhuǎn)速的比值為轉(zhuǎn)速比，記為kp，根據(jù)水泵的變頻特性和相似定律，變頻水泵的揚(yáng)程、效率及功率的計(jì)算模型分別如下所示：

式中 Hp—— 水泵在kp轉(zhuǎn)速比運(yùn)行狀態(tài)下的揚(yáng)程，MPa；

a0，a1，a2，a3—— 性能參數(shù)，由樣本數(shù)據(jù)或?qū)崪y數(shù)據(jù)通過最小二乘法擬合得到；

Qp—— 水泵在kp轉(zhuǎn)速比運(yùn)行狀態(tài)下的流量，m3/h。

式中 ηp—— 水泵在kp轉(zhuǎn)速比運(yùn)行狀態(tài)下的效率；

b0，b1，b2，b3—— 性能參數(shù)，由樣本數(shù)據(jù)或?qū)崪y數(shù)據(jù)通過最小二乘法擬合得到。

式中 Np—— 水泵在kp轉(zhuǎn)速比運(yùn)行狀態(tài)下的功率，kW；

ηTotal—— 水泵在kp轉(zhuǎn)速比運(yùn)行狀態(tài)下的總效率，與kp有關(guān)；

ηM—— 水泵在kp轉(zhuǎn)速比運(yùn)行狀態(tài)下的電機(jī)效率［9］；

ηVFD—— 水泵在kp轉(zhuǎn)速比運(yùn)行狀態(tài)下的變頻器效率［9］。

假設(shè)系統(tǒng)有N 臺同類型水泵并聯(lián)同步運(yùn)行，則各并聯(lián)泵的單位時(shí)間總能耗NTotal計(jì)算式為：

式中 Npi—— 第i 臺泵的功率，由式（3）計(jì)算可得，kW。

3.2 管網(wǎng)模型

根據(jù)流體輸配管網(wǎng)［10］可知，實(shí)際管網(wǎng)的特性曲線方程可表示為：

其中

式中 Hg——實(shí)際管網(wǎng)的總阻力，MPa；

H0—— 實(shí)際管網(wǎng)特性曲線的靜揚(yáng)程，與水泵的安裝位置以及泵中心與系統(tǒng)進(jìn)出口的相對高度差有關(guān)，MPa；

S —— 實(shí)際管網(wǎng)的總阻抗，h2/m5；

Q —— 實(shí)際管網(wǎng)的總流量，m3/h；

M ——末端并聯(lián)支路的數(shù)量；

Szj—— 第j 條末端支路的阻抗，可通過計(jì)算或試驗(yàn)獲得，h2/m5；

Sother—— 除了末端并聯(lián)支路外其他各管段的阻抗，可通過計(jì)算或試驗(yàn)獲得，h2/m5；

N ——水泵的運(yùn)行臺數(shù)；

Qpi——第i 臺水泵的流量，m3/h。

3.3 能耗模型

假設(shè)系統(tǒng)各流量分區(qū)下的全年使用率為yi，全年運(yùn)行天數(shù)為D，每天運(yùn)行小時(shí)數(shù)為H，電價(jià)為E（元/kWh），則水泵的全年運(yùn)行費(fèi)用C 可由下式計(jì)算：

式中 C ——水泵的全年運(yùn)行費(fèi)用，萬元；

X ——系統(tǒng)流量分區(qū)的數(shù)量；

NTotal，i—— 第i 個(gè)流量分區(qū)工況下的單位時(shí)間水泵總能耗，kW。

若以恒壓控制策略的運(yùn)行費(fèi)用作為基準(zhǔn)，可得出變壓控制策略下的節(jié)能率如下：

式中 ε ——變壓控制策略下的節(jié)能率，%；

CVP—— 系統(tǒng)在變壓控制策略下的全年運(yùn)行費(fèi)用，萬元；

CCP—— 系統(tǒng)在恒壓控制策略下的全年運(yùn)行費(fèi)用，萬元。

4 案例分析

某試驗(yàn)中心的冷源集群系統(tǒng)采用3 臺型號為Wilo-NL125/400 的離心式水泵，該泵所配置電機(jī)功率為55 kW，工頻轉(zhuǎn)速為1 450 r/min，該型號水泵通過最小二乘法擬合，其曲線特性方程為：

系統(tǒng)設(shè)計(jì)總流量為750 m3/h，分5 條支路為用戶規(guī)劃的各試驗(yàn)臺末端提供集中冷卻水，各支路流量均為150 m3/h，通過電動(dòng)閥門實(shí)現(xiàn)通斷調(diào)節(jié)，由于水泵中心與系統(tǒng)進(jìn)出口的相對高度差較小，忽略系統(tǒng)管路的靜揚(yáng)程，通過測定得知系統(tǒng)各支路阻抗為15 h2/m5，除支路之外的管段阻抗為0.2 h2/m5，故由式（5）可得管路的特性曲線方 程為：

根據(jù)各試驗(yàn)臺末端對冷卻源的需求，其典型的變工況冷卻源供水量分別為150，300，450，600和750 m3/h，因此，將系統(tǒng)分成5 個(gè)流量區(qū)，其各分區(qū)的壓力設(shè)定值可根據(jù)式（10）計(jì)算可得，具體如圖5 所示。由此可見，若采用變頻恒壓控制，其最不利情況下系統(tǒng)的供水壓力至少應(yīng)為0.45 MPa。

圖5 各流量分區(qū)的壓力設(shè)定值

圖6 示出了不同流量在兩種控制策略下的單臺水泵總效率和轉(zhuǎn)速比。可以看出，不同流量在兩種控制策略下的單臺水泵總效率基本維持在65%左右，說明兩種控制策略下水泵的運(yùn)行狀態(tài)均處于高效區(qū)域。但不同控制策略下，水泵的轉(zhuǎn)速比存在差異，不同流量下變壓控制策略下的轉(zhuǎn)速比普遍較恒壓控制策略下的轉(zhuǎn)速比低，且隨著流量的減少，其轉(zhuǎn)速比的差異越顯著。

圖6 不同流量在兩種控制策略下的單臺水泵 總效率和轉(zhuǎn)速比

圖7 示出了不同流量在兩種控制策略下的水泵總能耗、最佳運(yùn)行臺數(shù)和相對節(jié)能率，圖中相對節(jié)能率以恒壓控制為基準(zhǔn)計(jì)算得到。從圖可以看出，不同流量在兩種控制策略下水泵的最佳運(yùn)行臺數(shù)是一致的，但水泵運(yùn)行總能耗存在明顯差異，若以恒壓控制的水泵運(yùn)行總能耗作為基準(zhǔn)，變壓控制策略下的相對節(jié)能率隨著系統(tǒng)流量的減少而增大，在150 m3/h 的流量條件下，其相對節(jié)能率達(dá)24.86%。

圖7 不同流量在兩種控制策略下的水泵總能耗、最佳運(yùn)行臺數(shù)和相對節(jié)能率

同樣，以上述5 種典型的變工況冷卻源供水量為例，若5 種典型的變工況冷卻源供水量在全年的使用率為：750 m3/h 占10%，600 m3/h 占30%，450 m3/h 占30%，300 m3/h 占20%，150 m3/h 占10%，以全年運(yùn)行天數(shù)300 d，每天運(yùn)行18 h，綜合電價(jià)0.725 元/kWh 為基本參數(shù)，對兩種控制策略下的全年運(yùn)行費(fèi)用進(jìn)行計(jì)算，其結(jié)果匯總?cè)鐖D8 所示。

圖8 不同控制策略下的全年運(yùn)行費(fèi)用和節(jié)能率

如圖8 所示，系統(tǒng)在變壓控制策略下的全年運(yùn)行費(fèi)用為30.56 萬元，較恒壓控制策略的34.37萬元節(jié)能11.1%，因此，采用基于流量分區(qū)的變壓控制策略可進(jìn)一步挖掘冷源集群系統(tǒng)的節(jié)能潛力，是一種行之有效的節(jié)能運(yùn)行控制策略，可在試驗(yàn)中心的冷卻源集群系統(tǒng)中推廣應(yīng)用。

5 結(jié)論

（1）在給定的5 種典型變工況流量下，兩種控制策略均可保證水泵的運(yùn)行狀態(tài)處在高效區(qū)，但不同策略下水泵的轉(zhuǎn)速比存在差異，且隨著流量的降低而更為顯著。

（2）在不同流量條件下，變壓控制策略的水泵運(yùn)行總能耗低于恒壓控制策略的水泵運(yùn)行總能耗，且隨著流量的減少，其相對節(jié)能率更為突出。

（3）在給定的基本參數(shù)條件下，變壓控制策略較恒壓控制策略的全年運(yùn)行費(fèi)用低，其節(jié)能率約為11.1%，可廣泛應(yīng)用于試驗(yàn)中心冷卻源集群系統(tǒng)。