燃氣機熱泵燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制試驗

王明濤，劉煥衛，張百浩

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燃氣機熱泵燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制試驗

王明濤1,2，劉煥衛2，張百浩2

（1魯東大學能源與動力工程系，山東煙臺 264025；2天津大學機械工程學院，天津 300072）

燃氣機熱泵是由燃氣機、熱泵系統和數據采集控制系統組成的復雜系統。系統運行過程中，燃氣機轉速與蒸發器過熱度的有效控制是系統安全高效運行的前提。根據燃氣機及熱泵系統的特性，設計了燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制策略，其中燃氣機轉速采用PI控制，蒸發器過熱度采用增益調度控制，并將該控制策略應用于燃氣機熱泵的控制，對燃氣機轉速與蒸發器過熱度的聯合控制進行了試驗。當蒸發器過熱度設定值改變時，過熱度的超調量小于1℃，轉速控制表現出較強的抗干擾性能；當燃氣機轉速設定值改變時，燃氣機轉速基本沒有出現超調，過熱度的波動范圍小于0.5℃。試驗結果表明，當燃氣機轉速設定值和蒸發器過熱度設定值連續改變時，聯合控制策略同樣表現出良好的動態響應特性和抗干擾性能。本文結果可以為燃氣熱泵的自動控制系統設計提供技術支持。

天然氣；熱力學；壓縮機；燃氣機熱泵；燃氣機轉速控制；過熱度控制；聯合控制

引 言

燃氣機熱泵是由燃氣機、熱泵系統和數據采集控制系統組成的復雜系統，燃氣機轉速和蒸發器過熱度的穩定與否對系統的控制品質及安全穩定運行有著重要影響[1-3]。熱泵系統較大的容量滯后及控制非線性的特點，加上燃氣機易受外界干擾產生轉速波動的特性，給燃氣機熱泵系統的控制帶來了挑戰[4]。目前對燃氣熱泵系統的研究主要集中于系統制熱/制冷性能[5-6]、系統建模仿真[7-8]、經濟性分析[9]及燃氣機轉速控制[10]等方面。如Elgendy等[11-12]研究了燃氣機熱泵不同燃氣機轉速下，系統穩定工況下的制冷/供熱性能，研究了燃氣機轉速、蒸發器進水流量、冷凝器進水流量等因素對系統性能的影響規律。吳集迎等[13]研究了沼氣機熱泵的制熱性能，試驗結果表明：COP最高可達4.18，PER最高可達1.4。Wu等[14]提出了燃氣機熱泵獨立供能系統，系統的一次能源利用率最高可達1.69。Sanaye等[15]通過建立系統仿真模型，模擬了燃氣機熱泵在不同工況下的制冷和制熱性能系數，模型的有效性得到了試驗數據的驗證。

燃氣機熱泵系統可以通過調節燃氣機節氣門開度，調節燃氣機轉速，實現燃氣機熱泵的容量調節[16]。燃氣機的轉速取決于節氣門開度和壓縮機的扭矩，即燃氣機轉速與節氣門開度是非線性的，并且燃氣機轉速容易受到外界干擾產生波動。同電動熱泵容量調節相比，轉速調節非線性和易受干擾是燃氣機轉速控制的兩個基本特點。燃氣機熱泵變容量的前提是保證燃氣機轉速在各種工況下的有效控制。容量調節（燃氣機轉速）過程中，制冷劑流量在較大范圍內變化，需要及時調節膨脹閥的開度，保證進入蒸發器的制冷劑流量與蒸發器負荷相匹配，同時還要防止壓縮機液擊。此外，燃氣機轉速的波動會導致蒸發器制冷劑流量變化，使燃氣機轉速和蒸發器過熱度相互干擾，影響燃氣機熱泵系統的整體性能。

目前文獻中有關燃氣機熱泵系統燃氣機轉速與蒸發器過熱度的聯合控制方面很少涉及。李樹澤等[10]分別采用PI控制和模糊控制策略控制燃氣機熱泵系統的燃氣機轉速，轉速調節時間超過1000 s，超調量為200 r·min-1，并且轉速在較大范圍內波動。徐振軍等[16]采用神經網絡PID控制燃氣機轉速，試驗結果表明：神經網絡PID的過程調節時間為15 s左右，但是燃氣機轉速波動范圍在250 r·min-1左右，較大的轉速波動范圍將導致制冷劑流量在較大范圍內變化，不利于燃氣機熱泵系統的穩定運行。為了保證燃氣機熱泵系統的安全穩定和高效運行，有必要設計燃氣機轉速與蒸發器過熱度的聯合控制系統。一方面通過調節膨脹閥開度，控制不同轉速工況下的蒸發器過熱度穩定；另一方面，實現燃氣機熱泵系統的無級調節和保證燃氣機轉速控制具有較強的抗干擾性能。

燃氣機熱泵系統的制冷劑流量隨著燃氣機轉速的變化在較大范圍內變化，傳統的熱力膨脹閥不能滿足燃氣機熱泵系統的運行要求，因此選擇控制精度更高、響應速度更快的電子膨脹閥作為制冷劑流量調節裝置。利用搭建的燃氣機熱泵系統，設計了燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制系統，并應用于燃氣機熱泵系統的控制，對燃氣機轉速與蒸發器過熱度的聯合控制進行了試驗研究，研究結果可為燃氣機熱泵自動控制系統的設計提供參考。

1 燃氣機熱泵及自動控制系統

燃氣機熱泵系統原理如圖1所示，包括制冷劑回路、生活熱水回路、燃氣機冷卻水回路和燃氣機煙氣回路，其工作原理見文獻[2]。自動控制系統如圖2所示，主要包括溫度、壓力、流量和轉速傳感器，可編程控制器（programmable logical controller，PLC），模擬量輸入模塊（analog input），模擬量輸出模塊（analog output），燃氣機節氣門步進電機和電子膨脹閥及驅動模塊。溫度傳感器、壓力傳感器、流量傳感器和轉速傳感器將采集的信號，通過模擬量輸入模塊傳送至PLC的CPU，CPU經過運算比較，通過模擬量輸出模塊輸出燃氣機節氣門步進電機步數和電子膨脹閥的開度，分別控制燃氣機轉速和蒸發器過熱度。自動控制系統參數見表1。

圖1 燃氣機熱泵原理

圖2 燃氣機熱泵自動控制系統

表1 燃氣機熱泵自動控制系統主要試驗部件參數

2 燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制

燃氣機熱泵系統運行過程中，外界干擾或負荷變化會引起蒸發器過熱度變化，導致燃氣機的扭矩變化和燃氣機轉速波動；而燃氣機轉速的波動同樣會引起制冷劑流量的變化，也會引起蒸發器過熱度的大幅波動，甚至引起壓縮機液擊。因此，燃氣機熱泵系統運行過程中，需要同時控制燃氣機轉速和蒸發器過熱度。

2.1 燃氣機轉速控制策略

燃氣機轉速控制是一個實時的復雜控制過程，轉速控制過程中有諸多干擾，如燃氣壓力的變化或熱泵系統負荷的變化都會引起燃氣機轉速產生波動[18]。因此，應該根據燃氣機和熱泵系統的特性及運行條件設計燃氣機轉速控制器。燃氣機熱泵系統運行過程中，燃氣機可以分為以下3種運行工況[4]。

（1）燃氣機熱泵系統運行過程中，蒸發器過熱度變化和環境溫度變化引起的蒸發壓力變化都將引起壓縮機扭矩的變化，從而導致燃氣機轉速產生波動。

（2）燃氣機熱泵系統需要根據系統負荷變化實時調節燃氣機轉速，轉速調節過程中要盡量減少轉速的大幅振蕩波動引起的制冷劑流量的劇烈變化。

（3）燃氣機熱泵系統運行過程中，如果燃氣機的轉速由于系統故障等原因引起燃氣機轉速超過最大允許轉速，則應立即停機檢修排除故障。

表2是燃氣機的不同運行工況。燃氣機轉速及設定值、蒸發壓力、冷凝壓力、蒸發器過熱度和壓縮機離合器等信息通過數字量和模擬量輸入模塊輸入控制器，控制器根據上述系統參數，判斷燃氣機的運行工況，并采取不同的燃氣機轉速控制參數，計算燃氣機節氣門步進電機的輸出步數，從而控制燃氣機轉速。

表2 燃氣機熱泵的主要運行工況

燃氣機轉速控制器采用增量式PID控制算法[19]，其表達式為

表3 燃氣機熱泵不同運行工況的控制程序

表中，p1、p2分別為轉速控制程序1和程序2的比例系數；c1、c2分別為轉速控制程序1和程序2的積分時間常數。

2.2 蒸發器過熱度控制策略

蒸發器過熱度控制策略主要有PID控制[20]、模糊控制[21]及各種改進的PID控制[22]策略。常規PID控制，參數調整容易，對于有精確模型的系統具有良好的控制效果，因此得到廣泛應用。雖然蒸發器模型會隨著燃氣機（壓縮機）轉速的變化而變化，但是變化具有一定的規律。通過前期試驗發現，壓縮機轉速是影響蒸發器模型的主要因素，蒸發器的增益和時間常數隨著壓縮機轉速的增加而減少。因此，本文以燃氣機轉速為調度變量，通過檢測燃氣機轉速而改變蒸發器過熱度的控制器參數，設計了蒸發器過熱度增益調度控制器。

首先將燃氣機的轉速范圍內1200、1500、1800、2100和2400 r·min-1作為典型工況點，每個典型工況點的控制器參數通過Ziegler-Nichols法則[19]和試驗獲得，見表4。

表4 蒸發器過熱度增益調度控制參數

燃氣機熱泵運行過程中通過拉格朗日插值確定不同工作點之間的控制參數，從而產生轉速范圍內的控制器。拉格朗日插值公式如下[23]

式中，下角標和分表代表燃氣機轉速所在的區域，數值為1～5；in為燃氣機轉速為的比例增益；in為燃氣機轉速為的積分時間常數；為燃氣機轉速，r·min-1。

燃氣機熱泵蒸發器過熱度增益調度控制過程如下：

（1）燃氣機轉速控制器讀取燃氣機轉速；

（2）根據燃氣機的轉速，讀取相應的控制器參數；

（3）根據拉格朗日插值公式，計算對應的比例增益in和積分時間常數in，進行轉速控制；

（4）當燃氣機轉速變化時，則返回步驟（1），重新計算。

2.3 燃氣機轉速與蒸發器過熱度的聯合控制

基于上述分析，設計了燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制策略，其控制原理如圖3所示。首先，設定燃氣機轉速和蒸發器過熱度。然后，燃氣機轉速控制器根據采集到的參數（燃氣機轉速、蒸發壓力、冷凝壓力、蒸發器過熱度以及壓縮機離合器信號），判斷燃氣機的運行狀態（抗干擾階段、轉速調節階段或者故障診斷階段），從而采取不同的控制程序控制燃氣機轉速。同時，蒸發器過熱度控制器根據采集到的燃氣機轉速，選擇不同轉速區域的控制器參數，根據過熱度的偏差調節電子膨脹閥的開度，從而控制蒸發器的過熱度。

圖3 燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制原理

3 結果與討論

為了檢驗燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制策略的控制效果，將上述控制策略應用于燃氣機熱泵系統的控制，對不同工況下的燃氣機轉速與蒸發器過熱度控制效果進行了試驗研究。燃氣機的轉速控制需要在各種工況下都有較好的控制效果，因此試驗過程盡量模擬實際的供熱過程。試驗環境溫度（蒸發器環境溫度）為5～10℃，冷凝器進水流量為1.25 kg·s-1，冷凝器供水溫度為45～65℃。

蒸發器過熱度的改變會引起熱泵系統制冷劑流量變化，導致壓縮機扭矩和燃氣機轉速產生波動。圖4(a)為環境溫度為5℃左右，冷凝器出水溫度為47.5℃，燃氣機轉速為1700 r·min-1，過熱度設定值由3℃變為7℃時，燃氣機轉速與蒸發器過熱度的動態響應曲線。從圖中可以看出，在第69秒過熱度設定值升高時，過熱度的超調量很小，低于0.5℃，主要原因是過熱度設定值增大時，膨脹閥開度突然減少，進入蒸發器的制冷劑流量突然減少。隨后經過控制器的調節，在第116秒達到新的穩態值，調節過程時間為47 s，蒸發器過熱度控制表現出良好的動態響應特性。同時，過熱度升高導致燃氣機轉速產生小幅的上升，小于50 r·min-1，主要原因是制冷劑流量減少引起過熱度升高，進而導致壓縮機的扭矩減少，所以燃氣機轉速出現小幅的上升，隨后經過轉速控制器的調節重新穩定在1700 r·min-1。圖4(b)是環境溫度為5℃左右，冷凝器出水溫度為48.1℃，燃氣機轉速為1800 r·min-1，蒸發器過熱度設定值由9℃變為6℃時，燃氣機轉速與蒸發器過熱度的動態響應曲線。可以看出，在第66秒蒸發器過熱度設定值降低時，過熱度超調小于1℃，主要原因是過熱度設定值減少時，膨脹閥開度突然增大，進入蒸發器的制冷劑流量增多。隨后經過控制器的調節，在第130秒達到新的穩態值，調節過程時間為64 s。同時，過熱度的降低導致燃氣機轉速產生小幅的下降，主要原因是制冷劑流量增多引起過熱度降低，進而導致壓縮機的扭矩增大，所以燃氣機轉速出現小幅的下降，隨后經過轉速控制器的調節重新穩定在1800 r·min-1。

圖4 蒸發器過熱度設定值改變時燃氣機轉速和蒸發器過熱度的響應曲線

當系統負荷變化，通過調節燃氣機轉速調節熱泵系統制冷/制熱量時，制冷劑流量會在較大范圍內變化，對蒸發器過熱度的控制提出了更高要求。圖5(a)為環境溫度為7℃左右，冷凝器出水溫度為50.2℃，蒸發器過熱度為5℃，燃氣機轉速設定值由1700 r·min-1變為1900 r·min-1時，燃氣機轉速與蒸發器過熱度的動態響應曲線。可以看出當燃氣機轉速設定值升高時，燃氣機轉速調節過程平穩，沒有出現超調，調節過程時間約為50 s。同時，燃氣機轉速升高導致蒸發器過熱度產生小幅的上升，主要原因燃氣機轉速上升之前，蒸發器進、出口的制冷劑流量達到平衡，當燃氣機轉速突然上升的瞬間，壓縮機的吸氣能力明顯增加，流出蒸發器的制冷劑流量大于流入蒸發器的制冷劑流量，造成蒸發器內的制冷劑量減少，因此在燃氣機轉速升高的瞬間，蒸發器過熱度出現小幅的上升過程。隨后經過控制器調節電子膨脹閥的開度，進、出蒸發器的制冷劑流量達到新的平衡，蒸發器過熱逐漸穩定。圖5(b)為環境溫度為7℃左右，冷凝器出水溫度為51.4℃，蒸發器過熱度為5℃，燃氣機轉速設定值由2100 r·min-1變為1800 r·min-1時，燃氣機轉速與蒸發器過熱度的動態響應曲線。同樣可以看出，燃氣機調節過程沒有出現超調，調節過程時間為50 s左右。燃氣機轉速設定值降低，引起蒸發器過熱度產生小幅的降低，主要原因是燃氣機轉速降低后的瞬間，流出蒸發器的制冷劑流量小于流入蒸發器的制冷劑流量，造成蒸發器內制冷劑增加，因此蒸發器過熱度出現短暫的下降，隨后經過蒸發器過熱度控制器調節電子膨脹閥的開度，過熱度重新達到穩定值。

圖5 燃氣機轉速設定值改變時燃氣機轉速與蒸發器過熱度的響應曲線

圖6為環境溫度為10℃左右、蒸發器過熱度為5℃、冷凝器出水溫度為由45℃加熱至65℃過程中，燃氣機轉速設定值連續改變時，燃氣機轉速與蒸發器過熱度的動態響應曲線。由圖可知，不論燃氣機轉速設定值升高還是降低，燃氣機轉速基本沒有出現超調，調節過程時間小于100 s。燃氣機轉速變化導致的蒸發器過熱度單向波動幅度很小，小于0.5℃。

圖6 燃氣機轉速設定值連續變化時的燃氣機轉速與蒸發器過熱度的響應曲線

圖7為環境溫度為10℃左右、蒸發器過熱度為5℃、冷凝器出水溫度為由50.8℃加熱至56.1℃過程中，燃氣機轉速設定值為1800 r·min-1，蒸發器過熱度設定值連續改變時，燃氣機轉速與蒸發器過熱度的動態響應曲線。過熱度升高會導致燃氣機轉速出現小幅的上升波動，過熱度降低會導致燃氣機轉速出現小幅的下降波動，波動范圍都小于50 r·min-1。可以看出，無論是改變燃氣機轉速設定值，還是改變蒸發器過熱度設定值，燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制策略都表現出良好的動態響應特性。

圖7 蒸發器過熱度設定值連續變化時的燃氣機轉速與蒸發器過熱度的響應曲線

4 結 論

（1）當過熱度設定值改變時，過熱度超調量小于0.5℃，調節過程時間小于70 s，同時燃氣機轉速出現小幅波動，轉速控制表現出較強抗干擾性能。

（2）當燃氣機轉速設定值改變時，燃氣機轉速沒有出現超調，調節過程時間為50 s左右，同時轉速變化引起的過熱度的波動范圍小于0.5℃，過熱度控制過程表現出良好的抗干擾性能。

（3）當燃氣機轉速設定值和蒸發器過熱度設定值連續改變時，聯合控制策略表現出良好的動態響應特性及抗干擾性能。燃氣機轉速與蒸發器過熱度聯合控制策略可以為燃氣機熱泵的推廣提供理論和技術支持。

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Simultaneous control of engine speed and evaporator superheat for gas engine-driven heat pump system

WANG Mingtao1,2, LIU Huanwei2, ZHANG Baihao2

(1School of Energy and Power Engineering, Ludong University, Yantai 264025, Shandong, China;2School of Mechanical Engineering, Tianjin University, Tianjin 300072, China)

The complex gas engine-driven heat pump (GEHP) is composed of a gas engine, a heat pump as well as a data acquisition and control sub-system. Effective control of the gas engine speed and evaporator superheat is necessary for safe and highly efficient operation of a GEHP. Based on the characteristics of the gas engine and the heat pump, a simultaneous control strategy was developed with an expert PI controller for engine speed and gain-regulating controller for evaporator superheat. Simultaneous control studies were performed on a GEHP system over a wide range of engine speed and evaporator superheat. When the set point of evaporator superheat was changed, superheat overshoot was less than 1℃ and the engine speed control showed strong anti-interference. When the set point of engine speed was changed, the engine speed control showed a good performance with no overshoot and the superheat fluctuated within a range of less than 0.5℃. The experimental results also show that the simultaneous controller run well in terms of settling time and overshoot when the set points of engine speed and superheat were changed continuously. The research findings will provide technical support for design of automated GEHP control system.

natural gas; thermodynamics; compressor; gas engine-driven heat pump; gas engine speed control; superheat control; simultaneous control

2016-05-09.

WANG Mingtao, wmtldu@163.com

10.11949/j.issn.0438-1157.20160605

TK 123

A

0438—1157（2016）10—4309—08

山東省自然科學基金項目（ZR2014EEP026）；魯東大學科研基金項目（27860301）。

2016-05-09收到初稿，2016-06-27收到修改稿。

聯系人及第一作者：王明濤（1983—），男，博士，講師。

supported by the Natural Science Foundation of Shandong Province (ZR2014EEP026) and the Scientific Research Foundation of Ludong University (27860301).