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为了使冷水泵节能运行，可采用冷水机组变流量运行，而随着冷水机组技术的进步，冷水机组蒸发器可进行变水量运行，一般可允许最小水量为额定水量的40％左右，不同厂家则各有不同。 变负荷情况分为2种：一是空调区域由于使用因素导致末端冷负荷变化，二是气候变化导致空调末端冷量需求变化。变负荷工况下，冷水机组的高效运行控制目标为提供与末端冷负荷需求量匹配的冷量，并根据机组性能曲线始终保持冷水机组处于高效区运行。下面举例进行分析。 1.1 冷水机组效率特性分析 某工程选用2台1 231 kW（350 rt）螺杆冷水机组，2台2 462 kW（700 rt）离心冷水机组。图1，2分别显示了1 231 kW（350 rt）螺杆冷水机组在不同额定冷却水温度、部分负荷变流量工况下的性能系数和效率下降比例（与满负荷工况相比）；图3，4分别显示了2 462 kW（700 rt）离心冷水机组在不同额定冷却水温度、部分负荷变流量工况下的性能系数和效率下降比例（与满负荷工况相比）。 图1 螺杆冷水机组（350 rt）不同额定冷却水温度、部分负荷变流量工况下效率曲线 图2 螺杆冷水机组（350 rt）不同额定冷却水温度、部分负荷变流量工况下效率下降比例 图3 离心冷水机组（700 rt）不同额定冷却水温度、部分负荷变流量工况下效率曲线 注：负值表示COP升高比例。 图4 离心冷水机组（700 rt）不同额定冷却水温度、 部分负荷变流量工况下效率下降比例 由图1，2可以看出：该类型螺杆冷水机组的COP随冷却水温度的下降而升高，在定冷却水温度的情况下，COP随负荷率的下降而降低，满负荷时效率最高，当负荷率下降至50％时，COP下降约14％。部分负荷时，冷水机组蒸发器侧可变水量运行，考虑到机组运行效率及安全性，该高效机组最小流量为满负荷流量的70％，当负荷率下降至70％以下时，保持流量不变，改变供回水温差。 由图3，4可以看出：该类型离心冷水机组的COP随冷却水温度的下降而升高，在定冷却水温度的情况下，COP随负荷率的下降先升高后降低，负荷率为95％～85％时效率最高，当负荷率下降至50％时，COP下降约12％。部分负荷时，冷水机组蒸发器侧可变水量运行，考虑到机组运行效率及安全性，该高效机组最小流量为满负荷流量的40％，当负荷率下降至40％以下时，保持流量不变，改变供回水温差。 1.2 冷水机组开机运行方案分析 根据冷水机组效率特性可知，随着机组负荷率变化，其COP也不断变化，总体上随着机组负荷率的下降而下降，因此应尽量保证冷水机组处于高负荷率状态运行。结合冷水机组选型，制定冷水机组开机运行方案1，见表1。表1中给出了不同系统负荷率下不同开机组合所对应的单台机组负荷率及机组COP。 表1 开机运行方案1配置特点 由表1可以看出：该运行方案通过台数变化控制，可保证在系统负荷率33％以上的工况下，各主机均可在67％以上的负荷率下运行，从而可使主机运行在高效范围内，COP下降率在７％以内。而在系统负荷率为33％～8％的工况下，各主机均可在50％以上的负荷率下运行，同样可以保持主机运行在较高的效率范围内，COP下降率在15％以内。 主机全年开机运行策略见表2，根据前述主机性能分析，高效螺杆机组可以变水量运行的范围为100％～70％，且在该流量范围内，螺杆式和离心式冷水机组均处于高效区，综合考虑主机能效及水系统变流量范围（影响水泵变流量运行范围及效率），该开机策略以机组70％负荷率为界限，进行启停机控制。 表2 方案1主机全年运行开机策略
由表2可以看出： 1）在全年不同负荷率下，需选择对应的开机组合，从而使单台机组运行在较高负荷率工况下，保持机组的高效运行。除在全年负荷率为20％的工况下，主机运行负荷率为60％外，在100％～17％的负荷率区间，单台主机负荷率均在70％及以上。该效果得益于主机的台数控制及大小机配置选型。故空调系统主机选型时，应结合空调负荷情况，使所配置的主机满足在绝大部分负荷下，单台主机均可高负荷率运行。 2）在相近的2个开机组合中，推荐主机运行负荷率范围有一定的重叠，即在某些负荷范围内，2种开机组合均可以，这样可防止不同开机组合之间的频繁切换，避免主机频繁启停。 3）在空调负荷率为20％和10％的情况下，对应的单台主机负荷率为60％，相比其他负荷率下的单台主机负荷率要低，这是由于所选主机容量限制。如增加配置另一不同容量的主机，则可避免该情况发生。但冷水机组型号过多也不利于控制管理。 由于离心机组在部分负荷工况下的COP可能高于螺杆机满负荷工况下的COP，故提出另一种主机运行配置方案进行对比分析，即除满负荷和最小负荷工况外，其余工况均采用效率更高的离心机组供冷，具体配置如表3所示。 表3 开机运行方案2配置特点 为便于对比，同样将该配置分为6个负荷段进行设计。由表1和表3对比可以看出：在开机组合1和2对应的负荷率区间，方案1中主机COP大于方案2；在开机组合3，5，6对应的负荷率区间，2种方案各主机COP相等；在开机组合4对应的负荷率区间，方案1中螺杆机组最低COP为5.81，小于方案2中离心机组最低COP（5.98），但方案1中离心机组最高COP为6.92，大于方案2中的6.68，总体来看方案1主机整体COP高于方案2。 在负荷率为100％～67％和50％～33％时，方案2的主机COP低于方案1；在负荷率为67％～50％和33％～8％时，2种方案主机COP相等。故方案2的总体节能性低于方案1。 因此，通过分析冷水机组性能曲线和变流量特点，优化主机选型配置，采用冷水机组台数控制及变流量控制，可以使冷水机组在全年绝大部分负荷区间处于高效运行状态。 2 水泵变水量高效运行控制 根据冷水机组变流量运行特性，结合水泵性能曲线，对冷水泵、冷却水泵的变水量高效运行控制进行分析。 2.1 冷水泵控制 空调水泵的设计选型应根据设计工况下水泵所负责的管网的流量及扬程考虑。对于某一水泵，其特性曲线常用的有扬程（H）-流量（Q）特性曲线、流量（Q）-效率（η）特性曲线，见图5。 图5 水泵特性曲线 图5中，R-HR为管网特性曲线，H-Q为水泵扬程流量特性曲线，η-Q为水泵效率流量曲线。a点为设计工况点，对应的扬程和流量为设计扬程和设计流量，对应的水泵效率为最高效率。由于设备选型按设计工况进行，当实际运行时，正常使用情况下实际负荷小于等于设计工况负荷，故流量会小于等于设计流量，从η-Q曲线看，此时水泵的效率将下降，水泵的功率将增大，水泵能耗将增大。而在空调系统中，全年运行时，空调末端所需水量是变化的，如缺少适当的控制方法，水泵将处于低效率、高能耗运行的状态。以下提供一种控制逻辑，其控制目标是保证水泵输送系统全年处于高效区变流量运行。 图6中，R-HR为管网特性曲线（变流量工况下，考虑采用变压差控制方法，管网特性曲线按不变考虑），H-Q-n1，H-Q-n2，H-Q-n3，H-Q-n4为不同转速下的水泵扬程流量特性曲线，n1为工频下转速，n2，n3，n4为部分负荷变频工况下转速，η-Q为水泵效率流量曲线（不同转速下η-Q曲线会有变化，在转速变化不大的情况下，按近似不变考虑）。a点为设计工况点，对应的扬程和流量为设计扬程和设计流量，对应的水泵效率为最高效率。当实际运行时，流量会小于等于设计流量，保持管网特性不变，通过变频调节，将水泵转速降低，满足实际水量需求，水泵转速n4＜n3＜n2＜n1，对应的运行状态点分别为d，c，b，a，对应的流量、扬程、效率为：Qd＜Qc＜Qb＜Qa，Hd＜Hc＜Hb＜Ha，ηd＜ηc＜ηb＜ηa，其中ηc＝0.85 ηa。 图6 多台水泵并联特性曲线 对于水泵来说，为节能运行，水泵需保持在高效区运行，如暂定水泵效率大于等于水泵设计工况最高效率的85％时为水泵高效区，即图6中ηa～ηc之间，此时，对应的水泵流量为Qc～Qa，将水泵实际运行的流量控制在Qc～Qa之间，即可保证水泵在高效区运行。 在空调系统中，空调水系统一般为多台水泵并联，空调系统采用水泵并联后再与主机串联时的示意图见图7。多台水泵并联系统中，为了保证系统高效运行，每台水泵均需在高效区运行，因此该并联系统中，保证每台水泵在高效区运行，即保证每台水泵的流量在图6中的Qc～Qa之间即可。 图8 冷水机组与水泵连接示意图1 全年运行不同工况下，当所有并联水泵均调整至高效运行区对应的最小流量时，若并联水泵所提供的总水量仍大于空调末端系统所需水量，则可以通过台数控制，减少水泵的运行台数，使剩余各台工作水泵的运行流量位于水泵高效区流量范围内，直到只剩1台水泵运行，此时允许水泵在更小流量下低效率运行，而在空调系统中，单台水泵低流量运行时间并不长。 根据水泵效率特性曲线，采用该控制方法可以保证水泵在全年大部分时间内处于高效运行状态。该控制方法原则上不要求水泵与冷水机组一一对应运行，只要水泵组所提供的流量和扬程满足系统要求即可。 水泵与主机一对一连接时的示意图见图8，此时水泵的运行策略可以参照前述的冷水机组运行策略。全年工况下，冷水机组变流量运行时的最低流量为70％，故此时对应的水泵流量亦为70％，水泵效率不会下降过多。
图8 冷水机组与水泵连接示意图2 2.2 冷却水泵控制 如前所述，冷却水系统为变流量系统，其运行策略可参照冷水泵。考虑冷水机组变流量范围，冷却水泵最低流量应大于等于设计流量的70％（不同主机略有不同）。另外由于流量减少，冷凝器换热效果变差，将会增加冷水机组能耗，但此时由于流量变化不大，且其下限流量根据冷水机组实际要求确定，因此由冷却水流量变化所引起的主机能耗升高幅度不大。 3 空调末端变水量及水力平衡高效运行控制 变流量系统中，对于空调末端的控制主要是为房间提供匹配的冷量，同时保证空调末端的供回水温差为设计温差，以便使系统处于设计流量运行。同时变流量系统中，各末端之间由于负荷变化可能不同，故流量变化有不一致性，一个末端流量的变化可能会引起其他末端流量变化，因此对空调末端的控制要求是在提供所需冷量的情况下，控制供回水温差为设计温差，控制末端流量不受其他末端流量变化的影响，即保持动态的水力平衡。 3.1 动态压差＋比例积分电动一体平衡阀控制 图9为采用动态压差＋比例积分电动一体平衡阀的控制示意图，该平衡阀利用电动比例积分两通阀进行比例调节，调定后，通过其压差控制元件，又可保证所在水环路压差不受其他环路压差变化影响，从而保持所需流量，使系统水量按需分配。
3.2 电动两通阀温差控制 图10为采用比例电动两通阀和插入式温度传感器阀门组的控制示意图，通过检测供回水温差与设定温差的偏差值以及空调房间温度与设定温度的偏差值，控制电动两通阀动作，使供回水温差大于等于设计温差，避免水系统小温差大流量运行，并通过电动两通阀比例调节冷水量控制房间温度，保证末端设备冷水量按需供给，系统节能运行。
3.3 基于数据分析的等比例两通阀精准控制 采用基于数据分析的等比例两通阀可以实现室温的精准控制，还可以保证水系统供回水温差大于等于设计温差，从而实现节能运行。 该等比例两通阀的工作原理是：根据末端空调器的回风温度、送风量、所需冷量、流量等数据预先设定两通阀开度，检测空调房间温度与设定温度的偏差值，使电动两通阀比例调节冷水量控制房间温度，保证末端设备冷水量按需供给。末端空调器按最大负荷选择换热面积，部分负荷或小负荷时，空调器的换热面积有较大的富余量，进出水温差会大于等于设计温差。利用该富余量即可实现水系统节能运行。 4 结论 变水量运行涉及整个水环路上的主要耗能设备，为使变水量集中空调系统高效运行，需分别对不同设备进行控制，当各部分耗能设备均高效运行时，系统亦处于高效运行状态。 冷水机组通过合适的大小机配置选型，结合冷水机组效率特性和台数控制，在全年绝大部分时间内可保证各冷水机组的负荷率处于50％～67％以上，冷水机组COP下降比例控制在7％～15％以内，主机全年高效运行。 当冷（冷却）水泵并联后再与主机串联连接时，可通过分析水泵效率特性曲线，结合水泵台数控制，在匹配流量和扬程需求的前提下，保证水泵变流量运行时其效率下降不大，全年高效运行。水泵与冷水机组之间的耦合关系可通过水泵所提供的总流量匹配主机所需的总流量解决。 当冷（冷却）水泵与主机一对一连接时，冷（冷却）水泵可以根据主机高效运行策略进行控制，即水泵流量根据主机所需流量进行变频控制，实现变流量节能运行。 空调末端可通过动态压差＋比例积分电动一体平衡阀控制、电动两通阀温差控制和基于数据分析的等比例两通阀精准控制实现变水量、节能高效运行。 本文所提出的基于冷水机组高效运行的变流量系统高效控制策略，应结合自动控制系统实现。通过对系统负荷率的监测，自动选择各设备对应的开机组合形式，包括冷水机组开机组合、水泵开机组合等。 本文刊登于《暖通空调》2016年第7期 作者： |
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