基于流量分区的变压力节能集群控制系统分析

郑传经，昝世超，黄 静，林建泉，张 欢，张 伟

（合肥通用机械研究院有限公司，合肥 230031）

0 引言

围绕国家“十三五”期间节能减排和科技创新的战略需求，制冷空调行业需朝着节能、环保、安全和智能等方向发展［1］。为了进一步提高行业关键技术的研发水平，保证制冷空调产品的出厂质量和运行稳定性，提升企业和产品在国际市场的影响力和竞争力，近几年各大空调厂商建设了一批综合性的产品研发大型试验中心，冷却源集群系统作为一种高效节能的后台供应系统应运而生。

长期以来，降低成本、节约能源是企业生存的重要一环，产品研发大型试验中心作为制冷空调产品的研究及检验的重要基地，也是空调企业能源消耗大户，而冷却源集群系统作为大型试验中心的心脏，其能耗比重较大，从现有多个大型试验中心冷源集群系统的使用情况反馈来看，虽取得了一定的节能效果，但仍有进一步的潜力可挖掘［2］。

目前大型试验中心冷却源集群系统普遍采用变频恒压变流量控制系统，以水泵出口的供水压力信号作为控制参考量，实现水泵的运行台数和变频调节。这种控制方式虽然原理简单且能实现使用功能需求，但为了满足最不利末端环路负荷，给定的供水压力往往较大，且不能根据流量变化而改变，削弱了部分节能潜力。本文针对常规变频恒压供应系统的节能局限性，提出一种基于流量分区的变压力节能控制策略，以进一步挖掘冷却源集群系统的节能潜力，并结合工程实例，通过数值仿真分析优化后的节能效果，为类似工程设计应用提供参考。

1 系统组成

图1 为典型的大型试验中心冷却源集群系统示意，该系统主要由冷却塔组、水泵组、分/集水器、冷却塔集水盘或冷却水池、阀件及管道等组 成［3］，冷却水通过分水器提供给各试验台末端，末端通过板式或壳管式换热器实现热交换，然后经集水器汇集后送入冷却塔进行降温处理，各支路利用电动或气动蝶阀实现通断控制。

图1 大型试验中心冷却源集群系统示意

系统一般采用多台同类型水泵并联同步运行的一次泵变频控制策略，结合时序和均等运行时间控制模式，在水泵高效运行效率范围内设置频率上限和频率下限作为加减泵判断依据，通过分水器的供水压力信号调节水泵的频率和运行台数以实现系统的变流量控制，其控制部分独立于各个末端试验台，自成调控回路为各试验台末端设备提供稳定流量和温度的水源。

2 控制策略

变流量控制方法在冷却源集群系统节能控制技术中应用最为广泛，按照控制参考量主要分为压力控制策略和温差控制策略［4］。前者通过压力信号调节水泵频率，实现变流量控制，后者则是采用温差作为控制参考量用于调节，相比于前者，后者存在信号传递滞后、响应较慢、控制精度较差等问题，因此在冷源集群变流量系统中优先采用压力控制［5-7］。而压力控制策略根据压力设定值是否发生变化，又可分为恒压控制和变压控制两种方式。目前恒压控制在冷源集群系统变流量技术中应用较为普遍，但如果压力设定值过大，则无法充分挖掘水泵在变工况下的节能潜力，如果压力设定值过小，则无法满足全工况下的功能需求。因此，兼顾需求与水泵节能效果，对压力设定值进行优化设置，是实现冷却源集群系统变流量技术的关键问题。

2.1 压力设定值调整

系统管网变化时水泵工作点的调节原理如图2 所示。假设初始状态时管网的曲线为L1，水泵的运行频率为f1，对应的特性曲线为η1，其系统的工作点为A，对应的流量为Q1，此时若某试验台末端停止运行，相应管路的通断阀关闭，管网的曲线变为L2，系统额定流量由Q1变成为Q3。若采用常规的变频恒压变流量控制策略，因供水压力设定值为Pset1保持不变，水泵的工作点由A 变为B，水泵的运行频率由f1变化至f2，系统的流量降低至Q2，但仍大于额定流量Q3。若重新调整供水压力设定值Pset2，使水泵的运行频率调节至f3，其对应的系统流量刚好为额定流量Q3，则水泵的耗功将得到进一步降低。

图2 水泵工作点的调节原理

2.2 基于流量分区的变压力控制策略

由图2 的调节机理可知，通断调节型供应系统主要通过各末端支路设置通断阀门实现间歇控制，系统简单，第一次调试运行时各阀门开度均已调节到位，实际运行过程中阀门开度保持不变，对整个管网而言，管网的阻力特性均会因为末端管路阀门的动作而发生改变。因此，在变工况条件下，其流量发生变化，相应管网的总压损也会发生变化，传统采用变频恒压控制策略的节能性将大打折扣。针对变频恒压供应系统的节能局限性，综合考虑调节的稳定性，本文提出一种基于流量分区的变压力节能控制策略，即将系统分成若干个流量区，每个流量区对应一个压力设定值，用于调节水泵的频率和运行台数，以进一步挖掘冷却源集群系统的节能潜力，其工作机理如图3 所示。

图3 基于流量分区的变压力控制策略工作机理

2.3 仿真框架

由于各试验台末端投入使用的随机性较强，因此系统多数在变工况下运行，考虑到系统的稳定性和调节的可靠性，变压力控制策略下的压力设定值不能频繁变动，故需要根据末端使用特点对系统进行流量分区，然后根据各末端阀门的通断状态，计算出不同阀门状态下的系统总阻抗以确定当前状态下控制参考量的设定值，然后结合水泵模型确定各流量分区的水泵最佳运行台数和运行频率，最后结合能耗模型输出仿真结果，其优化仿真系统框架如图4 所示。

图4 优化仿真系统框架

3 数学模型

变频技术的节能性是建立在水泵处于高效区运行的基础上，而水泵的运行工况取决于管网的特性曲线与水泵的特性曲线2 个方面［8］。因此，从水力特性出发建立水泵和管网的数学模型，并给出全年运行费用和节能率的计算式，然后通过MATLAB 对水泵的运行状态和系统的能耗进行仿真。

3.1 水泵模型

定义水泵当前转速与额定转速的比值为转速比，记为kp，根据水泵的变频特性和相似定律，变频水泵的扬程、效率及功率的计算模型分别如下所示：

式中 Hp—— 水泵在kp转速比运行状态下的扬程，MPa；

a0，a1，a2，a3—— 性能参数，由样本数据或实测数据通过最小二乘法拟合得到；

Qp—— 水泵在kp转速比运行状态下的流量，m3/h。

式中 ηp—— 水泵在kp转速比运行状态下的效率；

b0，b1，b2，b3—— 性能参数，由样本数据或实测数据通过最小二乘法拟合得到。

式中 Np—— 水泵在kp转速比运行状态下的功率，kW；

ηTotal—— 水泵在kp转速比运行状态下的总效率，与kp有关；

ηM—— 水泵在kp转速比运行状态下的电机效率［9］；

ηVFD—— 水泵在kp转速比运行状态下的变频器效率［9］。

假设系统有N 台同类型水泵并联同步运行，则各并联泵的单位时间总能耗NTotal计算式为：

式中 Npi—— 第i 台泵的功率，由式（3）计算可得，kW。

3.2 管网模型

根据流体输配管网［10］可知，实际管网的特性曲线方程可表示为：

其中

式中 Hg——实际管网的总阻力，MPa；

H0—— 实际管网特性曲线的静扬程，与水泵的安装位置以及泵中心与系统进出口的相对高度差有关，MPa；

S —— 实际管网的总阻抗，h2/m5；

Q —— 实际管网的总流量，m3/h；

M ——末端并联支路的数量；

Szj—— 第j 条末端支路的阻抗，可通过计算或试验获得，h2/m5；

Sother—— 除了末端并联支路外其他各管段的阻抗，可通过计算或试验获得，h2/m5；

N ——水泵的运行台数；

Qpi——第i 台水泵的流量，m3/h。

3.3 能耗模型

假设系统各流量分区下的全年使用率为yi，全年运行天数为D，每天运行小时数为H，电价为E（元/kWh），则水泵的全年运行费用C 可由下式计算：

式中 C ——水泵的全年运行费用，万元；

X ——系统流量分区的数量；

NTotal，i—— 第i 个流量分区工况下的单位时间水泵总能耗，kW。

若以恒压控制策略的运行费用作为基准，可得出变压控制策略下的节能率如下：

式中 ε ——变压控制策略下的节能率，%；

CVP—— 系统在变压控制策略下的全年运行费用，万元；

CCP—— 系统在恒压控制策略下的全年运行费用，万元。

4 案例分析

某试验中心的冷源集群系统采用3 台型号为Wilo-NL125/400 的离心式水泵，该泵所配置电机功率为55 kW，工频转速为1 450 r/min，该型号水泵通过最小二乘法拟合，其曲线特性方程为：

系统设计总流量为750 m3/h，分5 条支路为用户规划的各试验台末端提供集中冷却水，各支路流量均为150 m3/h，通过电动阀门实现通断调节，由于水泵中心与系统进出口的相对高度差较小，忽略系统管路的静扬程，通过测定得知系统各支路阻抗为15 h2/m5，除支路之外的管段阻抗为0.2 h2/m5，故由式（5）可得管路的特性曲线方 程为：

根据各试验台末端对冷却源的需求，其典型的变工况冷却源供水量分别为150，300，450，600和750 m3/h，因此，将系统分成5 个流量区，其各分区的压力设定值可根据式（10）计算可得，具体如图5 所示。由此可见，若采用变频恒压控制，其最不利情况下系统的供水压力至少应为0.45 MPa。

图5 各流量分区的压力设定值

图6 示出了不同流量在两种控制策略下的单台水泵总效率和转速比。可以看出，不同流量在两种控制策略下的单台水泵总效率基本维持在65%左右，说明两种控制策略下水泵的运行状态均处于高效区域。但不同控制策略下，水泵的转速比存在差异，不同流量下变压控制策略下的转速比普遍较恒压控制策略下的转速比低，且随着流量的减少，其转速比的差异越显著。

图6 不同流量在两种控制策略下的单台水泵 总效率和转速比

图7 示出了不同流量在两种控制策略下的水泵总能耗、最佳运行台数和相对节能率，图中相对节能率以恒压控制为基准计算得到。从图可以看出，不同流量在两种控制策略下水泵的最佳运行台数是一致的，但水泵运行总能耗存在明显差异，若以恒压控制的水泵运行总能耗作为基准，变压控制策略下的相对节能率随着系统流量的减少而增大，在150 m3/h 的流量条件下，其相对节能率达24.86%。

图7 不同流量在两种控制策略下的水泵总能耗、最佳运行台数和相对节能率

同样，以上述5 种典型的变工况冷却源供水量为例，若5 种典型的变工况冷却源供水量在全年的使用率为：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%，以全年运行天数300 d，每天运行18 h，综合电价0.725 元/kWh 为基本参数，对两种控制策略下的全年运行费用进行计算，其结果汇总如图8 所示。

图8 不同控制策略下的全年运行费用和节能率

如图8 所示，系统在变压控制策略下的全年运行费用为30.56 万元，较恒压控制策略的34.37万元节能11.1%，因此，采用基于流量分区的变压控制策略可进一步挖掘冷源集群系统的节能潜力，是一种行之有效的节能运行控制策略，可在试验中心的冷却源集群系统中推广应用。

5 结论

（1）在给定的5 种典型变工况流量下，两种控制策略均可保证水泵的运行状态处在高效区，但不同策略下水泵的转速比存在差异，且随着流量的降低而更为显著。

（2）在不同流量条件下，变压控制策略的水泵运行总能耗低于恒压控制策略的水泵运行总能耗，且随着流量的减少，其相对节能率更为突出。

（3）在给定的基本参数条件下，变压控制策略较恒压控制策略的全年运行费用低，其节能率约为11.1%，可广泛应用于试验中心冷却源集群系统。