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变水量空调系统节能分析与控制研究 摘要 建筑能耗一直在社会总能耗中占有很大比重，而空调系统的能耗比例超过 了建筑总能耗的4 0 ，空调系统的节能对于节能减排具有重要意义。空调水系 统能耗在整个空调系统中占有很大的比例，所以，关于空调水系统的节能研究 一直是暖通界人士研究的热点。 变水量空调系统可以依据负荷变化调整输配流量，降低机组和水泵能耗， 节能效果明显。但由于变水量( v w v ) 系统无论在理论分析上，还是在实际 应用中都较定流量系统复杂，为了更好的实现v w v 系统的节能优势，必须对 系统的运行性能以及控制特性进行研究。本文结合合肥市某住宅小区空调 v w v 系统，以变水量二次泵系统为例，对变水量空调系统进行节能分析与控 制研究。 论文分析了空调二次泵系统负荷侧管网的整体控制策略，其中包括空调冷 源、管网及末端设备随空调水流量变化而发生的热力特性变化。分析了水泵与 输配管网的联合运行特性，指出，二次变频水泵的选择是否合理对系统的控制 和节能效果有明显的影响，当需要多台水泵并联运行时，应选择性能曲线较陡 的水泵，在采取台数控制时，减台运行控制点的流量应尽可能小，管网阻抗需 要相应增大，但增加量要尽量小。回顾了几种传统的水泵控制策略，将最小阻 力控制理论应用到水泵控制上，并比较了最小阻力控制法和末端定压差控制的 节能效果，前者具有更好的节能性，在系统负荷比例较低时效果尤为明显。 论文最后阐述了全面水力平衡的概念，强调了其对系统节能运行的重要 性。为了实现全面水力平衡，可从机组c o p 值控制、机组与输配管网流量兼 容性和控制策略与设计原理一致性等方面来考虑。 关键字：变水量系统最小阻力控制全面水力平衡 s t u d yo ne n e r g ya n a l y s i sa n dc o n t r o lo f v a r i a b l ef l o w s y s t e m - a b s t r a c t t h ep r o p o r t i o no fb u i l d i n g s e n e r g yc o n s u m p t i o ni ns o c i e t yi sa l w a y sh i g n ， a n dt h ee n e r g yc o n s u m p t i o no fa i rc o n d i t i o ni sa b o u t4 0 o f t h eb u i l d i n g s ，s ot h e e n e r g y s a v i n go fa i r c o n d i t i o ns y s t e m h a ss i g n i f i c a n c ef o re n e r g y 。s a v i n ga n d e m i s s i o nr e d u c t i o n a so n em a i nd e p a r t m e n to fa i rc o n d i t i o n ，w a t e rs y s t e mh a s b e e nah o tt o p i cs t u d i e db ye x p e r t sa n ds c h o l a r s v a r i a b l ef l o ws y s t e mc o u l da d j u s tt h ev o l u m eb ya i rc o n d i t i o nl o a d ，i tr e d u c e t h ee n e r g yc o n s u m p t i o no fc h i l l e r sa n dp u m p s ，c a n s a v ee n e r g yo b v i o u s l y c o m p a r i n gw i t hc o n s t a n tf l o ws y s t e m ，v a r i a b l ef l o ws y s t e mi sm o r ee o m p l i c a t e d f o rr e a l i z i n ge n e r g y s a v i n gb e t t e r ，i tn e e ds t u d yt h eo p e r a t i n gc h a r a c t e r l s t l c sa n d c o n t r o lf e a t u r e s t h i st h e s i sg i v e so n er e s e a r c ho nv a r i a b l ef l o ws y s t e mw i t ht h e v a r i a b l es e c o n d a r yf l o ws y s t e mo fo n er e s i d e n c ec o m m u n i t y i nh e f e i t h i st h e s i sa n a l y s e st h ec o n t r o ls t r a t e g yo fs e c o n d a r yv a r i a b l ef l o ws y s t e m a n dt h et h e m a lf e a t u r e o fc h i l l e r ，n e t w o r ka n dt a b l ec o o l e r i ta n a l y s e s t h e p e f f o m a n c eo fp u m pa n dn e t w o r kr u n n i n gt o g e t h e r t h es e c o n d a r yf r e q u e n c y c o n v e r s i o np u m pi si m p o r t a n tf o rc o n t r o l l i n ga n de n e r g y s a v i n g - i ts h o u l dc h o o s e t h ep u m pw i t hs h e e rp e r f o r m a n c ec u r v ew h e nt w oo rm o r ep u m p sa r ep a r a i i e l c o n n e c t i o n w h e nt h es y s t e ma d o p t ss t a r t s t o pc o n t r o l ，t h ev o l u m eo f c o n t r o lp o i n t s h o u l db ea ss m a l la sp o s s i b l e ；t h en e t w o r k si m p e d a n c ei sa d d e da c c o r d i n g l yb u t n o tt o om u c h c o m p a r e dw i t ht h ec o n s t a n tp r e s s u r ec o n t r o l ，m i n i m u mr e s i s t a n c e c o n t r o l ，se f f i c i e n c yo fe n e r g y s a v i n gi sb e t t e ra n dp e r f o r m sm o r eo b v i o u s l ya t l o w 1 0 a dr a t i o i tp r o p o s e dt h ec o n c e p to ft o t a lh y d r a u l i cb a l a n c i n g as y s t e md e s i g n e dw e l l s h o u l dc o n s i d e rt h ec o o r d i n a t i o no f e a c hp a r tb e s i d e st h er e a s o n a b l e n e s so fo n e p a r ti t s e i f i ft h et o t a lh y d r a u l i cb a l a n c i n gi sn o tg o o d ，t h ee f f e c to fc o m f o r ta n d e n e r g y - s a v i n gw o u l db ew o r s e f o rr e a l i z i n gt o t a lh y d r a u l i c b a l a n c i n g ，i tc o b l d t h i n ka b o u ti tf r o mt h r e ef i e l d s k e y w o r d s ：v a r i a b l ef l o ws y s t e m ；m i n i m u m r e s i s t a n c ec o n t r o l t o t a lh y d r a u l i cb a l a n c i n g 表格清单 表2 1 水泵变频调节相似工况参数值1 2 表2 2 电机容量安全系数。1 8 表3 1 某空调系统管网设计工况参数2 5 表3 2 末端用户设计参数3 4 表3 3 分支各项参数值。3 5 表3 4 水泵减台运行能耗分析计算表3 8 表3 5 减台运行不同转换点的能耗( k w ) 3 8 表3 - 6 设计工况下用户的压力损失3 9 表3 7 流量比例9 1 时用户的压力损失4 0 表3 8 最小阻力控制法水泵输送能耗4 0 表3 - 9 末端定压差控制水泵输送能耗4 l 表3 1 0 用户c 流量5 0 时各用户压力损失4 l 表4 1 不同负荷比例下的供回水温度4 6 插图清单 图1 1二次泵系统2 图1 2 三次泵系统3 图1 3 一次泵变水量系统4 图2 3 冷水温度t o 、冷却水温度t s 、制冷量q 与c o p 值关系图1 0 图2 - 4 离心式水泵性能曲线1 1 图2 5 水泵变频调节性能曲线1 3 图2 - 6 不同形式末端设备热力特性1 4 图2 7 水泵并联运行特性曲线1 6 图3 1 水泵并联运行流量增量比较。2 0 图3 2 温差控制原理图2 1 图3 3 末端压差控制原理图2 2 图3 4 末端定压差控制曲线图。2 3 图3 - 6 最小阻力控制和末端定压差控制的比较2 4 图3 7 某空调系统简图2 5 图3 8 制冷系统原理图3 2 图3 - 9 室外管网布置图3 3 图3 10 空调管网简图3 4 图3 11 两台水泵并联运行。3 6 图3 1 2 更换水泵后并联运行工况示意图3 7 图4 1 动态压差平衡阀4 4 图4 2 二次变水量系统示意图4 5 图4 3 某二次泵系统示意图4 8 图4 4 风机盘管流量与换热量关系图4 9 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所 知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果， 也不包含为获得 金目曼王些丕堂 或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同 工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者躲觚哆期：印夕年锄，b 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金罂王些太堂有关保留、使用学位论文的规定，有权保留井向国 家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授权盒日曼王些厶堂 可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制 手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者躲触哆 签字日期：劲彳年争月，2 日 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 导师签名： 刀 辩醐：冲阳 蛹：| ； 6 7 i 加汐 邮编： 致谢 本论文是在我的导师祝健副教授的悉心指导下完成的，从论文的选题到主 体内容的确定，直至论文的最后完成，都饱含着导师的支持和鼓励。导师丰富 的实践经验、严谨的治学态度和精益求精的工作作风都给了我极大的教益和启 迪。两年多来，祝老师不仅在学业上给我以精心指导，同时还在思想、生活上 给我以无微不至的关怀，在此谨向祝老师表示衷心的感谢和崇高的敬意! 在研究生学习阶段和论文选题的过程中，还得到了其他老师的精心指导和 帮助，感谢各位老师提出的建议和意见，使我的论文得以顺利完成，在此，对 他们表示诚挚的谢意! 同时，也向本论文的评阅人和答辩委员们表示衷心的感 谢! 在此，我还要感谢在一起愉快的度过研究生生活的各位同学，感谢孙圣广、 和彩风、廖国庆等同学在生活和学习中给予的帮助与支持。 作者：廖春晖 2 0 0 9 年3 月 第一章绪论 l1 课题研究背景 建筑能耗一直在社会总能耗中占有很大比重。据美国能源部统计，美国商 业和住宅建筑的能耗约占全美总能耗的3 6 t 。在我国，据建设部统计资料表 明，我国的建筑能耗目前已经上升到社会总能耗的3 3 左右1 2 】。由于建筑规模 越来越大，使用功能增多，空调系统的规模和复杂程度也随之提高，空调能耗 在建筑能耗中的比重越来越大。在建筑物的使用能耗中，根据建筑类型的不同， 空调系统的能耗占建筑总能耗的4 0 到6 0 t 4 1 。以合肥为例，2 0 0 5 年合肥市 夏季空调用电负荷约占到全年总用电负荷的3 9 ，2 0 0 6 年又进一步达到4 2 5 - 6 】。在空调能耗中，水系统的能耗( 包括冷热源机组) 约占到整个空调系统 能耗的6 0 8 0 ，所以空调水系统的合理设计和控制，是空调系统节能的关键。 空调水系统是一个大型的热交换装置，空调水系统以适当的流量通过冷热 源，以满足末端设备的负荷要求。所谓“变水量系统 ，是指在空调末端使用 电动二通调节阀的系统，与末端使用三通调节阀的“定流量系统”相对而言。 变水量系统的目的是为了使冷热源机组容量与末端实际所需负荷相匹配，同时 对冷水机组的冷量和冷冻水泵的流量进行调节，有效地减少空调系统能耗。 空调系统中冷热源的能耗占有很大比例，冷热源选择是否合适，运行是否 节能，对整个系统的节能性影响很大。对离心式机组、螺杆机等冷热源形式， 行业内专家学者已经做过不少研究 4 0 4 2 1 。近年来，在热电厂热电冷三联供研究 的基础上，利用热电厂余热制冷供热的技术得到了发展。吸收式制冷机可以利 用各种品位的热能，成为热电冷三联供最合适的余热利用设备。冬天余热供暖， 夏季制冷，很好的平衡了冬夏负荷，也节约了高品位的电力资源。研究吸收式 机组的控制策略也具有很强的实用性。本文重点将结合吸收式制冷机组特性展 开变水量空调系统的节能性研究。 1 2 国内外研究现状 1 2 1 空调水系统的发展 自1 9 0 2 年美国人w i l l i sh a v i l a n dc a r r i e r 设计出第一个空调系统至今，空 调技术有了长足的发展，空调水系统的形式也经历了几次变革。二十世纪六十 年代以前，由于舒适性或工艺性要求是空调设计的重心，节能意识淡薄，水系 统一般采用定流量的形式。在使用过程中，定流量系统暴露出冷水温差过小、 系统阻力损失过大等问题，促使新的变水量水系统形式开始出现。 1 9 6 7 年美国辛辛那提大学在空调系统中首次使用了变速水泵技术。但在当 时，由于变速驱动器的一次性投资过大，且节能效果不明显，并没有得到足够 的重视。到了七十年代，能源危机使人们对于节能有了深刻的认识，变水量技 术开始受到空调业内人士的广泛关注和重视。同时，控制技术的发展，使得水 泵变速控制更容易实现，也使变水量水系统的应用成为可能。但当时由于机组 变水量难以实现，人们局限于机组流量不变的设计，一次循环定流量，二次循 环变水量，也就是现在的二次泵变水量系统。到了八九十年代，随着计算机及 电子技术的发展，控制技术有了很大的进步，为变水量技术提供了发展的空间。 在二十世纪九十年代之前，制冷机组为了保证蒸发器传热工况稳定与安 全，普遍要求流过每台蒸发器的水流量保持不变。k i r s n e r 7 】和s c h w e d l e r t m 认为， 主机需要维持水量恒定的主要原因是其控制方式决定的。由于控制过程有较大 的惯性，对冷冻水侧负荷变化的响应必须比较慢，否则就可能出现振荡，导致 无法对冷冻水温度进行控制。因此冷水机组容量控制要滞后于冷冻水侧负荷的 变化。如果冷冻水侧所承担的负荷在短时间内有一个非常大的减少，冷水机组 的冷量变化慢于流量的变化，再考虑到蒸发器内部温度不均匀等因素，就可能 出现蒸发器冻结的情况。所以冷水机组供应商都要求用户保证机组定流量运 行。当时的变水量空调水系统一般采用冷源定流量、末端设备变水量的供水形 式。这样的变水量水系统形式可分为： 图1 - 1二次泵系统 1 ) 一次泵系统( 定速泵) ：在供、回水管或分水器与集水器之间设带电动 调节阀的旁通管，当负荷侧流量发生变化时，由供、回水干管的压差控制电动 调节阀开度，调节末端负荷。 2 ) 二次泵系统( v s f ) ：包括一次泵环路( 冷源侧) 和二次泵环路( 负荷 侧) 两部分，如图1 1 所示。冷源侧机组定流量运行，负荷侧二次泵采用并联 变速泵的方式进行无级调节，或并联定速泵通过台数控制实现分级流量调节。 3 ) 三次泵系统( v t f ) ：在二次泵系统的基础上，在末端用户区域里设置单 独的水泵进行流量调节，这样的系统被称作三次泵系统，系统图如1 - 2 所示。 三次泵系统将水系统分隔为三个独立的回路：生产、输送和分配。各回路间水 2 力工况相对独立，各用户间水力耦合性小，无最不利用户存在，系统水力稳定 性好。三次泵系统节能效果更好，但控制比较复杂。 够i 生! ：塑塑j ”、”、 i 酚七正刃删 三次泵 控制阀 k 二次泵 。，。 控制阀 5 i ，衡管 口j ” r i d 冷水机组 廉 ，7 一次泵 廉 冷水机组 ，7 图1 - 2 三次泵系统 九十年代以后，由于制冷技术和控制技术的发展，机组变水量技术逐渐发 展 7 1 。现在的冷水机组用电动控制代替了原来的气动控制，冷水机组的冷量控 制系统已经能够对冷冻水侧负荷的变化做出实时响应。同时冷水机组的低温保 护控制也更加完善，不再是蒸发温度一到设定值就马上停机。例如t r a n e 冷水 机组，当蒸发温度低于低温保护温度设定点时，对两者的温差和时间的乘积进 行累加，当累加值达到某一数值时才会停机。这意味着冷水机组在蒸发温度保 护限值以下仍能够运行一小段时间，冷水机组的冷量控制系统可以跟上冷冻水 侧负荷的变化。这样，冷水机组在冷冻水量变化比较大的条件下也能够正常、 稳定地运行。在机组变水量技术的基础上产生了一种新的变水量系统： 4 ) 一次泵变水量系统( v p f ) ：是指冷源侧和负荷侧合用一组循环水泵，循 环水泵安装在冷、热源侧。负荷变化时，通过水泵变频控制和二通阀来调节末 端流量，机组流量相应改变。其系统形式与一次泵系统相似，如图1 - 3 所示， 不同的是机组可以变水量运行，旁通管的作用主要为了维持通过机组的流量在 允许的最小流量之上。 2 0 0 0 年以来，对一次泵变水量系统的讨论非常热烈，许多国家研究人员通 过模拟计算给出了一次泵变流系统和常规系统的能耗比较，证明该系统的优越 性。但目前该系统实际应用较少，其主要原因是一次泵变频系统中冷水机组蒸 发器侧的流量是变化的，该系统使得冷水机组难以保证安全与稳定的运行，对 冷水机组提出了更高的要求；另一方面由于水流量的降低，会导致蒸发器、冷 凝器中冷水侧由湍流变为层流，从而影响冷水机组性能并有可能增加结垢速 度，反而降低了系统综合能效比，甚至包括机组的使用寿命。 3 图1 - 3 一次泵变水量系统 典型的集中空调系统中，空调水系统部件包括冷热源、冷冻水泵、冷却水 泵和末端设备等几个部分。以往的水系统研究常常是单独研究冷冻水系统的变 水量运行和输送平衡控制，重点是冷冻水泵的选型和控制问题。清华大学江亿 教授通过观测不同连接方式管网对调节性能的影响【l0 1 ，研究了空调水系统的变 水量调节特性；湖南大学孙一坚等研究了变频调速水泵应用中的控制等问题 以及不同控制方式的节能效果一3 1 。但之前的研究一般只考虑系统的单一方 面，没有考虑系统的全面水力平衡，对于冷热源和冷却水系统，特别是系统各 部件的联合运行控制研究较少。 国内的变水量技术研究起步较晚，到目前为止，行业内专家学者对系统的 不同环节做了深入研究，促进了水系统的研究发展。 清华大学江亿院士研究了空调水系统的调节特性【l0 1 ，通过观测不同连接方 式管网对调节性能的影响，给出了水系统变水量调节时，各用户支路可调性和 稳定性的定量定义及具体实验、计算方法。 湖南大学孙一坚教授强调了负荷变化对水系统节能控制的重要意义，认为 对一次泵进行变频调节具有显著的节能效果，并依据变水量系统使用场合的不 同，提出了相应的控制策略【1 1 - 1 3 。 中国建筑设计研究院黄文厚等总结了一次泵空调水系统在冷水机组采用 变水量运行中可能出现的问题【l4 1 ，根据对负荷侧( 表冷器) 冷量和流量特性的 分析，给出不同冷水机组台数组合时的控制方案和其他环节的控制策略。 但以上研究往往只是针对系统的某个环节而非全部，比如一次泵变频调节 问题，机组的控制问题等，没有将系统的各个部分结合起来统筹考虑。然而空 调系统是一个整体，各部件的简单组合并不能造就一个完善可靠的系统。末端 形式的变化会带来流量需求的改变，进而影响机组控制，如果只考虑某一个因 4 素，可能会使系统无法正常运行。所以需要从整体上对系统进行设计和研究。 l2 2 供暖空调输配管网水系统研究现状 现有文献对供暖空调输配管网水系统的理论研究主要包括对其相关设备 性能的研究、优化设计和控制方法的研究等方面。对于供暖空调水系统的管网 本身、循环水泵以及冷水机组的性能，c h u a h y k 15 1 、h e w e t t 1 6 】、江亿 ”19 1 、 秦绪忠【i 弘1 9 】等都先后进行过研究分析。 管网优化设计模型是进行管网优化设计的基础，也是对系统进行节能性分 析的必备条件。最早的管网优化设计模型是由莫世宁和罗巴乔春建立的适用于 环状管网的优化模型。该模型将管网建造费及运行费之和作为目标函数，以水 力平衡关系作为约束调节。之后研究人员又提出了其他形式的管网模型。 a l p e r o v i t s h e 和m a r g o n 优化模型以管网建筑费最低为优化目标，但没有考虑水 泵的运行费用，相对来说l a n s e y 优化模型较为全面，它既考虑了管网建造费 用，同时也考虑了水泵运行费用。近年来，许多国内的研究人员把管网优化设 计的重点放在暖通空调水系统的可靠性和节能性上，在水系统满足所有给定用 户流量和负荷要求的基础上，研究管网、水泵和冷热源机组的合理调节方法和 节能效果。 空调水系统水环路的基本设计原则是各个环路的阻力基本平衡，但实际上 由于建筑功能多样性，为便于管理，水环路的划分更多地考虑到空调区域的使 用功能，因此，设计中各个水环路的阻力有时相差较大。而水泵的选择方法通 常是由最不利环路的阻力确定水泵扬程，尽管这一环路上的流量可能仅为系统 总流量的很小一部分，还是要选择大扬程水泵，从而导致其他环路压力过大， 需要依靠平衡阀等阻力元件来调节，造成水系统能耗偏高。在空调管网中用加 压泵代替平衡阀，不仅可以起到节能的效果，其可靠性和经济性也未受到影响。 输配管网的控制是管网设计的重点，设计要求的实现必须通过控制来完 成。管网控制中，水泵和末端设备是主要的控制对象。在变水量系统出现之前， 普遍采用旁通调节的方式，水泵定速运行，末端有三通调节阀，控制比较简单。 变水量系统出现之后，水泵要求变频调节运行，末端也采用二通阀进行调节， 对水泵和末端的控制要求也越来越高。特别是水泵变频调节控制，一直是研究 的重点。对于水泵变速调节，可以用最不利环路末端压差进行控制【20 1 ，或通过 运行过程中同时保证多个环路的末端压差来控制次级泵转速。此外，还可以用 水泵供水压力或者进出口压差控制变频泵转速。这些控制方法可以满足使用要 求，但并不是最好的节能方式。随着数字控制技术的发展，江亿1 2 、h a r t m a n 口z j 等提出了利用末端水阀开度控制水泵转速的方式，为水泵变速提供了新的控制 方案。通过测量末端各个水阀的开度，变速水泵保证系统中开度最大的阀门的 阀位接近全开的状态，为系统提供所需的最小供水压差，实现水泵的节能。 1 2 3 全面水力平衡 当前，随着建筑节能观念的提出，空调设计的重心从提高系统舒适性转变 为在满足舒适性要求的前提下强调空调节能。为了达到节能的目的，提出了许 多新的空调系统形式，比如地源热泵、污水源热泵等等。但有些设计者为了达 到局部的节能效果，只对系统的几个特定点进行了控制，忽视了空调系统的整 体性，以至于在运行过程中，部分用户无法满足要求，热舒适性差。导致这一 结果的原因有多种，其一就是空调系统的水力平衡性差，只能在设计工况下才 能达到要求，而一旦负荷变化，系统随之进行调节，原有的平衡被破坏而难以 达到新的平衡，导致系统失衡，无法满足用户要求。 “水力平衡”一词对系统设计者来说并不陌生，但许多设计师对水力平衡 的理解仅限于输送系统的平衡，没有考虑机组负荷变化引起的流量变化，以及 冷却系统的匹配问题。另外，流量与换热量之间并不是线性的关系，也就是说 流量和负荷之间是复杂的非线性关系，要满足末端用户的舒适性要求，还必须 确定负荷和流量之间的关系。这里讲到的“水力平衡 更强调系统的匹配，协 调一致。 “全面”这一概念明确了它另有限定。它意味着水力平衡不只是简单地局 限于输配网路，考虑到一些兼容问题，它还适用与机组侧回路与控制回路。 瑞典t a 公司前技术总监r o b e r tp e t i t j e a n 对水力平衡做了深入研究，把水 力和控制领域内得到的经验融入了全面平衡概念中【2 3 1 ，他从系统部件、控制环 路、输配平衡、平衡方法等几个方面对供热、空调水系统的平衡原理与平衡方 法进行了深入的探讨和分析。 霍利维尔公司的王晓松在其撰写的文章中 2 4 1 ，对各种水力平衡设备在系统 中的应用做了介绍，并指出实现水力平衡的核心是定压差技术。 全面水力平衡包括以下几个方面的内容： ( 1 ) 在所有冷热源装置中( 锅炉、冷水机组等) 必须切实地获得并保持 所需流量。这是基本要求，因为它影响装置的c o p 值、使用寿命以及有效控 制的可能性； ( 2 ) 在设计工况下进行输配平衡，不管系统的总负荷如何，各末端装置 至少可获得自身的设计流量。输配总流量必须与机组容量相兼容，否则不能输 送出机组的全部冷量； ( 3 ) 为了达到最佳工况，并在结合面处使流量兼容，控制回路必须平衡。 此外，控制原理也必须与整个水力设计原则相兼容。 1 3 主要研究内容 本文将结合一个具体的二次泵变水量系统，利用已有的水系统模型，从以 下几个方面对水系统进行研究和探讨： 6 1 ) 分析空调水系统的基本理论，包括冷热源、输配管网和末端设备等水 系统的主要组成部分，为变水量系统的节能分析打下基础。 2 ) 对水泵和管网的联合运行曲线进行了分析，研究了对水泵选型的影响 因素，提出联合运行时水泵选型的依据和应注意的问题。 3 ) 分析了几种传统的水泵控制策略，将最小阻力控制理论应用到水泵控 制上，比较最小阻力控制法和末端压差控制法的节能效果，并利用流体管网数 学模型进行具体的工程计算。 4 ) 阐述了“全面水力平衡 概念，指出实现全面平衡的重要意义和控制 方向，结合实例说明，为实现全面水力平衡，可从机组c o p 值控制、机组与 输配管网流量兼容性和控制策略与设计原理一致性等方面来考虑。 7 第二章空调水系统基本理论 2 1 空调冷源 集中空调系统由制冷机组、末端设备、水泵和输送管网等部分组成。本章 将对水系统的各组成部分分别进行介绍，为进一步的节能分析做准备。 空调冷源有多种形式，主要有压缩式制冷和吸收式制冷。虽然冷源形式很 多，但其基本工作原理都是一样的，都由蒸发器、冷凝器、节流转置和动力装 置三部分组成，所不同的是不同类型机组的动力装置不同，消耗的能源不同， 例如离心式机组以压缩机为动力制冷循环的驱动装置，消耗的是电能。由于在 后面的章节中选用的工程实例冷源型式为吸收式制冷，因此本节主要介绍溴化 锂吸收式机组的工作原理和特点【2 5 。2 6 j 。 溴化锂吸收式制冷机是一种以热能为动力的制冷设备，它使用溴化锂一水 为工质对，其中水为制冷剂，溴化锂为吸收剂。根据驱动热源的利用方式可以 分为单效、双效和多效三种类型。由于单效机的c o p ( c o e f f i c i e n to f p e r f o r m a n c e ) 很低，约为o 7 ，目前已很少使用。而多效机虽然c o p 较高，但技术上还不成 熟，目前市场上出现的溴化锂制冷机多以双效为主。 溴化锂吸收式机组的性能，通常是指机组在不同工况条件下运行时产生的 制冷量及相应的热力系数等主要经济指标。不同运行工况条件包括：冷水进出 1 3 温度、蒸汽参数( 热源温度) 、冷却水进出口温度、冷却水和冷冻水流量、 传热管结垢情况等。 本节将以b z s 型蒸汽直燃型溴化锂吸收式制冷机组为例，讨论各种工况条 件下机组的性能指标变化。该机组额定工况下性能参数为： 蒸汽压力：0 8 m p a 饱和蒸汽，凝水温度9 5 ； 最大蒸汽耗量：6 2 9 5 k g h ； 制冷量：5 8 1 5 k w ； 冷水进出水温度：1 4 7 ； 冷却水进出水温度：3 0 3 7 ； 冷水流量：7 1 4 m 3 h ； 冷水流量调节范围：5 0 1 2 0 ； 冷却水流量：1 2 2 4 m 3 h ； 冷却水流量调节范围：3 0 1 4 0 ； 负荷调节范围：5 1 1 5 。 从热力学角度分析，冷水出口温度升高，提高了蒸发温度；冷水进1 3 温度 下降，降低了冷凝温度，都有利于提高制冷效率。在一定的范围内( 不出现结 晶等机组失控的情况) ，冷水出口温度每升高1 ，制冷量约提高4 7 ，冷 却水进口温度每变化1 ，制冷量约改变5 - 6 。冷水温度、冷却水温度和制 冷量之间的关系如图2 - 1 所示。 圈2 - 1 冷冻水、冷却水温度与制冷量关系 冷冻水量变化对制冷量的影响，当蒸发嚣冷水出口温度恒定时，冷水量在 允许的范围内变化，制冷量几乎不变。当冷冻水量减少时，冷水进n 温度上升， 平均温差加大制冷量增加，冷冻水量减少，蒸发器管内流速降低，传热系数 降低，两者的变化对制冷量影响恰好相反，制冷量变化并不明显。 图2 - 2 冷却水流量与制冷量关系 冷却水流量降低，使得吸收器和冷凝嚣传热管中冷却水流速下降，水侧换 热系数降低，导致制冷量下降。在允许的范围内，冷却水量减少1 0 ，则制冷 量降低5 左右，反之，制冷量上升，如图2 - 2 所示。 冷冻水、冷却水流量变化除了影响制冷量之外，对机组的压力损失也有影 响。流量增大，压力损失增加，反之压力损失减小，其变化的幅度与机组的构 造有关，水流量变化1 0 ，压力损失的变化一般在几千帕到几十千帕之间。对 于输送管网规模较大，管网损失较大的系统可以忽略；对于小型管网则应考虑 这一变化量。 蒸汽作为吸收式制冷机组的热源，对机组性能有直接的影响。一般使用的 蒸汽为饱和蒸汽，其压力和温度是一一对应的，通常关注的是蒸汽压力对制冷 量的影响。 ( c o p ) ( q ) 1 3 113 0 1 3 31 1 0 制 冷1 3 41 0 0 量 o 晶l 3 4 59 0 1 3 58 0 1 3 67 0 ，一一_ _ 一_ _ _ 一。一 j ， ，一 i l ， ， t s - -= 2 4c 2 0y 2 l多 ，一 ，一 _ ，一 ，一 ， 巧(1 巧2 ， 。 f ? ， ? 一1 3 8 5 1 3 7 1 3 6 1 3 4 1 3 1 ( c o p ) 567891 01 1 1 2 1 2 71 3 11 3 41 3 61 3 81 3 9 51 4 01 4 0 5 冷水温度t o ( t o ) c o p 图2 - 3 冷水温度t o 、冷却水温度t s 、制冷量q 与c o p 值关系图 在其他条件不变时，机组的制冷量随着加热蒸汽压力的升高而增大。对于 双效机，加热蒸汽压力每降低0 1 m p a ，制冷量约降低9 1 1 ，且单位耗气量增 加，c o p 值下降。相反，提高蒸汽压力，可以提高制冷效率，但过高的压力会 带来一些不利影响。国家标准规定：蒸汽压力的变化范围，单效机为0 0 2 m p a ； 双效机o 6 m p a 时，变化范围o 0 1 o 0 5 m p a ，0 8 m p a 时，变化范围 0 15 0 0 5 m p a 。 由以上分析可知，影响吸收式机组效率的因素是多样的，也就是说吸收式 机组的c o p 值并不能由某一个条件单独决定。图2 3 给出了b z s 系列吸收式 机组的c o p 曲线图。图中有三处c o p 值，计算时将三处c o p 值求均值。例如： 制冷量1 0 0 ，冷却水温度2 8 ，查得冷水温度6 2 ，此时c o p 值为 ( 1 3 4 + 1 3 6 2 + 1 3 1 2 ) 3 = 1 3 3 8 。 2 2 水泵基本理论 在进行空调水系统节能分析之前，先复习一下水泵的基本原理，为之后的 1 0 式水泵作为研究对象。： 2 2 1 水泵的功率 离心式水泵有效功率： 离心泵的轴功率： 离心式泵的输入功率：脚= 坐 巩 式中：q 一一离心式水泵的体积流量，r n 3 s ； 日一一离心式水泵扬程，m ； p 一一流体的密度，k g m 3 ； 绉一一离心式水泵效率，； 一一水泵电机效率，。 2 2 2 水泵理论特性曲线 ( 2 - 1 ) ( 2 2 ) ( 2 3 ) 水泵的扬程、流量及所需功率等性能参数是相互影响的，通常以流量作为 变量，确定流量变化对其他参数的影响： h ( m ) 2 4 ， 2 2l 2 0i - 1 8l 1 6l ，h 、 ， n 、 o 乒多 ， n 圹 n ( k w ) - i8 17 8 0 j6 j 6 0 i5 4 0 2 0 1 i ( ) 1 ) 水泵扬程与流量之间的关系，可用函数日= 行( q ) 表示； 2 ) 水泵轴功率与流量之间的关系，可用n = 厶( q ) 表示； 3 ) 水泵自身效率与流量之间的关系，可用r = a f q ) 来表示。 以上三种关系一般由厂家通过实验得出，并以曲线形式表达，这些曲线称 为水泵的理论性能曲线，是工程设计选型和控制的依据。图2 - 4 是某型号离心 式水泵的理论性能曲线图。 警 = m m 一仍 = m 2 2 3 相似定律 根据水泵的相似定律，在相似点处水泵的转速、流量、扬程和功率之间存在 以下关系： q l q = ，z l n o ( 2 - 4 ) q 风= ( n o ) 2 = ( g q 0 ) 2 ( 2 5 ) m 0 = ( 伟n o ) 3 = ( g 0 9 3 ( 2 - 6 ) 式中：、q o 、风、o 为水泵在额定工况下的转速、流量、扬程和功率 、q 、q 、n o 为水泵在碍转速下的转速、流量、扬程和功率。 需要注意的是，只有位于相似工况曲线上的点才满足上述关系。在提到变 频控制时，常常认为水泵功率和流量总是三次方关系，而忽略了必须是相似工 况这一前提条件。在实际运行过程中，并不是所有的运行工况都是额定工况的 相似点，需根据具体情况具体分析，不能认为三次方关系在任何情况下总是成 立的。 2 2 4 变频调节原理 变频水泵是通过变频器，改变电源频率，进而改交水泵的转速，以达到调 节流量的目的。转速n 与电源频率之间的关系为： 甩2 两6 0 丽f ( 2 一一7 一) 甩2 f 1 一， p ( 1 一s ) l 式中：s 一一转差率f 。：卫21 ； l 刀l i n i 一一定子产生的磁场转速( r m i n ) ； f l 一一供电电源频率，h z ； p 一一电机极对数。 因为在水泵运行中转差率基本上保持恒定，在电机极对数不变的情况下， 水泵转速与电源频率近似成正比。结合相似定律，可以得出频率和流量、功率 之间的关系。 表2 1 水泵变频调节相似工况参数值 频率( h z ) 5 04 54 03 53 02 52 01 51 0 转速( r m i n ) 2 9 0 02 6 l o2 3 2 02 0 3 01 7 4 01 4 5 01 1 6 08 7 05 8 0 转速百分比( ) l o o9 08 07 06 05 04 03 02 0 扬程( m ) 2 1 1 7 0 11 3 4 41 0 2 97 5 65 2 53 3 61 8 90 8 4 扬程百分比( ) 1 0 08 l6 44 93 62 51 694 流量( 1 s ) 2 72 4 32 1 61 8 91 6 21 3 51 0 88 15 4 流量百分比( ) 1 0 0 9 08 07 0 6 05 04 03 02 0 以图2 4 所给的水泵为例，图中的h q 曲线为f l = 5 0 h z 时的情况，对于某一 1 2 确定的工作状态点，当f 1 改变时，其相似工况点的效率是相等，也就是说所有 的相似工况点连接起来就是一条等效率曲线。以额定工况为例，h = 2 1 m ， q = 2 7 l s ，r = 7 9 。当电机频率n 变化时，其相似工况点参数见表2 1 。 同样可以分别计算出水泵效率r = 7 5 、7 0 、6 0 、5 0 、4 0 时的相似工 况参数值，并将这些状态点在h q 图中绘出，得到等效率曲线，根据这些计算 结果，再将某个转速时的各点连接起来就可以得到不同转速时的水泵性能曲 线，如图2 5 所示。 水泵的变频调节技术虽然已比较成熟，但为了保证水泵的安全运行，有两 点是必须注意的【27 】： 1 ) 最低转速的设定：水泵的各个参数是相互影响的，当水泵按照控制信 号减速时，所输送的流量也会呈线性降低。为了避免电机过热，一般要求水泵 转速维持在额定转速的3 0 以上。 2 ) 最小流量设定：当二通阀接近完全关断的位置时，水泵工况点会沿着 性能曲线左移，以满足系统的流量要求。若流量过小，水泵容易出现过热、径 向、轴向推力增加，涡流和净吸水扬程不足等现象，对水泵的轴承、轴封和转 轴等造成损害，降低水泵的使用寿命，对运行性能也有不利影响。为了降低这 些负面影响，应设置一个最小流量。一般建议最小流量为额定流量的2 0 或 2 5 。另外，对水泵内流体的温度变化也作了限制，一般认为流体温升不超过 1 5 是可以接受的。 4n 嗽 一：。 ，u ， 7 (， , - r - -、j5 | 、 ，= n ， 1 l | 2 9 (0 = 1( r l 卜 26 10 - _ 4 j f |： 3 2 il h产心 ， ， l 203 0 ， 上j 广l 1 一40 |。| l |乃声1160 0 、， 么 纱 0102 03 0 e ( l s ) 图2 5 水泵变频调节性能曲线 1 3 0 4 2 o 8 6 4 2 o 8 6 4 2 o i 2 2 2 1 1 1 1 1 2 3 水力工况特性 2 3 1 末端设备热力特性 末端设备多数通过表冷器换热，表冷器的水力特性和热力特性，对于系统 控制有着重要的影响。末端设备的运行方式不同，则表冷器的热力特性也不同。 求 妞 愈 溉量百分比 图2 - 6 不同形式末端设备热力特性 表冷器流量通常通过电动二通阀自动控制。当末端设备在定风量方式下运 行时，随着冷量的减少，二通阀自动关小，从而减少流过表冷器的流量，但同 时表冷器水温差将加大。当末端设备变风量运行，负荷比例较高时，由送风温 度控制二通阀，通过室温控制末端装置的风量；当风量降至下限，则由室温直 接控制二通阀。在大型系统中，可能有上述多种末端形式并存，其对水系统总 冷量与流量特性的综合作用大