基于永磁同步變頻離心式冷水機組的中央空調水系統優化控制策略研究

卓明勝，姜春苗，韓廣宇

（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

0 引言

隨著我國城市的迅速發展，城市中公共建筑占比逐年提高，而在公共建筑能耗中，空調系統能耗占 30%～50%，其中制冷主機、水泵和冷卻塔能耗（統稱為制冷站能耗）占70%以上。經過閱讀大量文獻發現，如今大部分普通中央空調系統的綜合能效比在 2.5～3.0[1-3]。傳統設計選用的冷機標稱冷量不低于系統設計容量，但99%的時間都在部分負荷下運行[4]，國內大部分的空調系統都處于大馬拉小車的工況，節能前景非常大。

目前的變頻離心式冷水機組在市場應用廣泛，相對于其它類型的冷水機組發展很快，比如應用于各大地鐵站的永磁同步變頻離心式冷水機組以及磁懸浮變頻離心式冷水機組[5-8]。對于中央空調水系統而言，耗能最大的冷水機組容易受到冷凍側水流量、冷卻側水流量、冷凍出水、溫度、冷卻回水溫度等不同工況影響[9-14]，多數研究者只是將這些不同影響因素進行了簡要分析和匯總，缺乏對主機為變頻離心式機組的中央空調系統節能的研究驗證。因此本文以永磁同步變頻離心式冷水機組作為研究對象，從機組的特性上研究冷源機房的節能方案并對系統優化控制策略進行具體的案例仿真驗證，這對深入研究在應用優化運行控制策略下的中央空調水系統運行節能具有重要的現實意義。

1 空調系統優化運行控制策略研究

以額定制冷量為 650RT的永磁同步變頻離心機為例，表1是650RT離心機性能參數表，分別改變機組的冷凍側水流量、冷卻側水流量、冷凍出水溫度、冷卻回水溫度等條件，得到各種優化控制策略的測試數據樣本。

1.1 機組性能參數表

表1為650RT離心機性能參數表。適用工況：冷凍側出水溫度 7 ℃，冷凍側進水溫度 12 ℃，冷卻側進水溫度 30 ℃，冷凍水流量、冷卻水流量均為額定流量。

表1 650RT離心機性能參數表

1.2 冷凍側變流量控制策略

冷水機組的優化運行控制策略采用基于恒5 ℃溫差的冷凍側變流量控制策略，機組冷凍出水溫度為 7 ℃；冷卻水量為額定流量，冷卻回水溫度為30 ℃，離心機實測數據如表2所示。

如表2的實驗數據，當冷凍水泵運行頻率下降時，對應機組冷凍側的水流量也減少，機組的制冷量、功耗基本不變，機組的COP變化微乎其微。因此在部分負荷下，只要保證空調末端冷負荷的需求和機組基本流量需求，冷凍水泵的頻率可以不斷降低，以達到水泵高效節能的目標。

表2 不同負荷下冷凍側變流量下的機能性能變化表

1.3 冷卻側變流量控制策略

冷水機組的優化運行控制策略采用冷卻側變流量控制，冷凍水為額定流量，機組冷凍出水溫度為 7 ℃，冷卻回水溫度為 30 ℃，離心機實測數據如表 3所示。可得出，降低機組冷卻側的水流量，機組的性能系統COP值會下降。

表3 不同負荷下冷卻側變流量控制的機能性能變化表

假設某項目的冷卻水泵額定功率為 55 kW，50 Hz運行時水流量剛好為機組的額定流量。由于冷卻水系統為開式系統，水泵的等效率曲線與管路特性曲線并不重合，但考慮到冷卻塔塔體揚程通常遠小于整個冷卻水系統的阻力，在一定的調速范圍內，可認為相似定律仍近似成立[15]。整體的節能效果計算如表4所示。

通過上述分析，冷卻水泵的相對功率越大，冷卻水泵節能效果越好，但冷卻水流量也不是越低越好，在74%額定流量與64%額定流量下的整體節能效果無太大差別，因此需要根據機組的性能和冷卻水泵的工作曲線確定流量的下限值。

表4 節能效果計算表

1.4 冷水機組變出水溫度控制策略

冷水機組的優化運行控制策略采用變冷凍出水溫度控制，冷凍水量、冷卻水量為額定流量，冷卻回水溫度為30 ℃，機組以100%負荷運行，離心機實測數據如表5所示。

如表5的實驗數據，經過測試得到冷凍出水溫度每升高 1 ℃，機組COP提高 3.5%～4.0%，提高冷凍出水溫度5 ℃，機組的COP升幅達18.79%。針對中、小型中央空調系統，通過實驗確定了變水溫調節時冷水機組的運行特性和對空氣處理效果的影響，在部分負荷下運行時，變水溫調節可以有效提高冷水機組的運行效率[16]。冷凍供水溫度上限要結合項目的空調末端的濕度要求進行確定，溫度太高會導致末端的除濕效果差，舒適度較差，也就失去了節能的意義。

表5 變冷凍出水溫度控制下的機組性能變化表

1.5 變冷卻側回水溫度

冷水機組的優化運行控制策略采用變冷卻回水溫度控制。冷卻水量、冷凍水量為額定流量，冷凍出水溫度為 7 ℃，機組以 100%負荷運行，離心機實測數據如表6所示。

經過測試，機組在10%～100%負荷下，不同的冷卻回水溫度的機組“COP-負荷百分比”如圖1所示。

如表6、圖1的實驗數據，在滿負荷下冷卻回水溫度每下降1 ℃，機組節能提升2.8%以上，在部分負荷下則提高更多。在變風量和變水流量的冷卻塔系統中，室外空氣狀態主要影響風量，而負荷的變化影響風量和水量兩部分。為了達到冷卻塔優化運行，應充分考慮到冷卻塔熱工性能的影響因數，制定恰當的控制策略[17]。由于機組的耗電功率比冷卻塔風機的耗電功率大很多，可以適當增多冷卻塔風機的運行臺數，讓冷卻回水溫度更加接近冷卻塔運行環境的濕球溫度，讓機組發揮更大的節能潛力。值得注意的是，不同類型的制冷機組對冷卻回水溫度是有下限值要求的，因此在制定冷卻回水溫度下限時務必了解機組的工作溫度。

表6 變冷卻回水溫度控制下的機組性能變化表

圖1 機組“COP-負荷百分比”性能曲線圖

2 采用優化運行控制策略典型案例分析

根據北京室外氣象參數，確定9月冷負荷較高的9月1日為典型日，圖2展示了北京典型日的單位面積冷負荷和濕球溫度逐時變化曲線圖。對北京地區建筑面積為 30,952（3×650×1,000/63）m2的公共建筑主要采用典型日處理方式對4種方案的中央空調水系統的能效及能耗進行分析。

圖2 典型日逐時單位面積冷負荷及濕球溫度曲線圖

優化運行控制策略的分析對象為北京某辦公樓中央空調水系統。該工程項目使用了3臺制冷量為650RT的永磁同步變頻離心式冷水機組，3臺額定功率為51.6 kW冷凍定頻水泵，3臺額定功率為57 kW冷卻定頻水泵，3臺額定功率為22 kW冷卻塔風機，冷凍供水溫度設置為7 ℃。本空調水系統的整體運行能耗過高，在某一天的運行能耗為6,815.80 kW·h，各設備的能耗分布如圖3所示。

圖3 原方案各設備能耗柱狀圖

針對該項目使用工況，結合機組的能效特性，采用了以下節能改造方案，使用DeST軟件、冷水機組全工況性能曲線和各水泵的工作曲線，采用典型日逐時能耗計算方法在不同技術方案下進行能耗仿真模擬。具體如下：

方案 1：將冷凍水泵改造為變頻泵、其他設備不變，冷凍供水溫度設置為7 ℃，冷機臺數按負荷率進行控制；

方案 2：將冷凍水泵改造為變頻控制、冷卻水泵改造為變頻控制，其他設備不變，冷凍供水溫度設置為7 ℃，冷機臺數按負荷率進行控制；

方案 3：將冷凍水泵改造為變頻控制、冷卻水泵改造為變頻控制，其他設備不變，冷凍供水溫度為變水溫控制，控制范圍為 7 ℃～10 ℃，冷機臺數按負荷率進行控制；

該項目的仿真原方案以及方案1、2、3的典型日逐時各設備能耗以及機組綜合能效比COP分別如圖4～圖7所示。

圖4 原方案各設備能耗和機組綜合能效比COP曲線圖

圖5 方案1各設備能耗和機組綜合能效比COP曲線圖

圖6 方案2各設備能耗和機組綜合能效比COP曲線圖

圖7 方案3各設備能耗和機組綜合能效比COP曲線圖

各方案下設備能耗分布如圖8所示。各方案下系統COP的柱狀圖如圖9所示。

圖8 各方案空調系統設備能耗柱狀圖

圖9 各方案空調系統COP柱狀圖

從圖8可以看出，從原方案到方案3，總電耗依次降低。對于采用全定頻運行的原方案，其總電耗為6,815.80 kW·h。方案1相對于原方案將定頻冷凍泵調整為變頻冷凍泵，這時的冷凍泵節能66.04%，空調系統總功率節能13.11%。方案2相對于方案1將定頻冷卻泵調整為變頻冷卻泵，這時的冷卻泵相對于方案1節能77.72%，空調系統總功率相對于方案1節能6.51%，相對于原方案節能18.76%。方案3接著方案2調整了機組的冷凍出水溫度，這時的空調系統總功率為5,005.59 kW·h，相對于方案2節能9.60%，相對于原方案節能26.56%。這說明，在相同工況下，采用不同的控制策略，其對應節能效果相差比較大。從仿真的數據來看，以機組的性能作為系統各設備性能耦合的核心，可以非常簡單地實現系統的節能。

在相同工況下，采用智能群控優化控制策略的中央空調系統比傳統空調系統節能26.56%。從圖9可以看出，采用不同方案敏捷群控控制策略下中央空調系統的 COP相對于不采用敏捷群控控制策略下的原方案的 COP都有著不同程度的提升。其中方案 3的效果最為明顯，能效相對原方案提升25.96%。

3 結論

1）對于確定的中央空調系統，適當地提高冷凍供水溫度、降低冷卻測進水溫度、降低冷凍側水流量、降低冷卻側水流量可以提高整個中央空調系統能效比COP。

2）經過優化控制理論分析和從案例仿真的結果來看，采用不同逐級優化控制方案的群控優化控制策略，比無群控系統的空調系統更加節能。采用方案3的群控優化控制策略的節能效果最明顯，并且能效也顯著提高，較原方案提高25.96%。