CN101896773A - 用于具有入口和出口流量控制装置的hvac系统的控制装置 - Google Patents

用于具有入口和出口流量控制装置的hvac系统的控制装置 Download PDF

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Abstract

一种用于控制供暖、通风和空调系统的运行的方法，概括地包括：提供供暖、通风和空调系统，所述系统具有蒸发器、冷凝器、具有入口和出口的压缩机、以及至少一个流量控制装置；测量所述供暖、通风和空调系统的性能参数；确定指示喘振的发生的性能参数测量值；基于所述性能参数测量值确定所述供暖、通风和空调系统的喘振线；以及基于所述性能参数独立地控制所述至少一个流量控制装置以抑制喘振的发生。

Description

用于具有入口和出口流量控制装置的HVAC系统的控制装置
技术领域
本申请要求2007年12月14日提交的标题为“Apparatus for SpeedControl of Centrifugal Chillers for Variable Primary Flow Systems withVariable Chilled Water Flow Rates”的、Lee Tetu等人的在先美国临时申请No.61/013,734的权益，该申请的全部内容以参考的方式引入本文。本发明涉及建筑物的供暖、通风和空调(HVAC)系统，更具体地，涉及建筑物的HVAC系统的控制装置。
背景技术
随着能源成本上升和终端用户在建筑物系统水平上的冷却应用方面变得更加精益求精，变速马达和逆变器技术正在对传统上以固定速度模式运行并仅仅出于首先的成本考虑而购买的产品造成日益严重的侵袭。设备的寿命周期成本消减是这种趋势背后的驱动力。随着日益升高的能源成本和对低碳排放的关注，朝着更节能运行但更高初始成本发展的这种趋势看来只会加速。由于进行这些升级的回报期达1至3年，变速运行的吸引力只会更大。HVAC产业正在经历这种从固定速度向变速运行的转变，尤其是对商业规模的设备而言。
与变几何结构压缩机控制相比，变速运行赋予了在非设计工况下提高离心式压缩机效率的潜力。然而，变速运行的这个优点却被早前的或低压头压缩机喘振抵消。需要变速和变几何结构控制的组合以利用变速效率改善而不牺牲低流量高压头能力。一旦两种流量控制方法都是可行的，则最佳控制就变得更成问题，其中，一个参数的改变可能理论上对效率的改善有益但对稳定运行有害。
理解这些参数的物理意义和相互关系对于合适的冷却器控制而言是关键的。使这个问题变得复杂的事实在于：建筑物系统控制有时是通过可变的主水流量来进行优化的；以及大多数冷却器系统未装备有水流量测量装置，该水流量测量装置利用水温变化直接测量压缩机流量。常规来说，在已知压缩机质量流量、冷凝器与蒸发器饱和温度的差值、以及水温升高的情况下，可确定性能图上的位置，而在冷却器控制的情况中，即为从喘振到当前运行点的裕度。
存在通过利用固定速度运行和变速运行这两者来提高部分负载性能的需求。
还存在对用于固定速度运行和变速运行这两者的多输入、多输出压缩机控制系统的需求。
还存在对用于控制器的基于模型的前馈元件的需求，其用来针对固定速度和变速运行这两者确定达到最大压缩机效率所必需的速度和可变几何结构的组合。
发明内容
在本发明的一个方面，提供了一种用于控制供暖、通风和空调系统的运行的方法，该方法概括地包括：提供供暖、通风和空调系统，所述系统具有蒸发器、冷凝器、具有入口和出口的压缩机、以及至少一个与所述入口或所述出口或者所述入口和所述出口这两者连通的流量控制装置；测量所述供暖、通风和空调系统的性能参数；确定指示喘振的发生的性能参数测量值；基于所述性能参数测量值确定所述供暖、通风和空调系统的喘振线；以及基于所述性能参数独立地控制所述至少一个流量控制装置以抑制喘振的发生。
在本发明的另一个方面，提供一种供暖、通风和空调系统，该系统概括地包括：蒸发器；冷凝器；具有入口和出口的压缩机；至少一个与所述入口或所述出口或者所述入口和所述出口这两者连通通信的流量控制装置；以及控制器，所述控制器被利用对应于指示喘振的发生的性能参数的信息进行了编程，并且适于独立地控制下述中的至少任意一个：所述压缩机或者所述至少一个流量控制装置或者所述压缩机和所述至少一个流量控制装置这两者，并且适于抑制喘振的发生。
在下面的附图和描述中阐述了一个或多个实施例的细节。从该描述和附图以及权利要求中，其它特征、目的和优点将变得显而易见。
附图说明
图1示出了供暖、通风和空调系统；
图2示出了图1的离心式压缩机；
图3示出了固定速度固定几何结构离心式压缩机的压头/流量关系；
图4示出了具有可变入口导向叶片的固定速度离心式压缩机的性能图；
图5示出了利用变频驱动(VFD)进行容量控制的固定几何结构离心式压缩机的性能图；
图6A和6B示出了2∶5∶1变速压缩机的“风机定律”特性的测量偏差；
图7示出了针对效率的变速、变IGV压缩机和IGV/速度组合的性能图；
图8A和8B示出了通过使用(A)流量分数指示满载设计点的压缩机性能图与使用(B)入口导向叶片设置角度指示满负载设计点的压缩机性能图的并排比较；
图9A和9B示出了通过使用(A)流量分数的压缩机性能图的喘振线不确定带与使用(B)入口导向叶片设置角度的压缩机性能图的喘振线不确定带的并排比较；
图10示出了19XR4P6压缩机的实际喘振线测试数据与利用指数函数进行的喘振线逼近之间的比较；
图11示出了不同形状参数下的喘振线形状变化；
图12是在减小速度下的喘振线预测，其中性能示出在压头/IGV图上；以及
图13A和13B是使用了示例性控制器的VPF冷却器的测试结果。
在各附图中，相同的附图标记和名称表示相同的元件。
具体实施方式
参照图1-13，本文公开和描述了用于固定速度运行和变速运行这两者的具有基于模型的前馈元件的多输入、多输出压缩机控制系统。本文描述的示例性控制器的基于模型的前馈元件可与利用单输入/输出和/或多输入/输出、任何类型的压缩机、以及任何类型和数量的输入输出流量控制装置的任意组合的各种HVAC系统一起实施。例如，用于本文的压缩机可包括但不限于固定速度压缩机和变速压缩机。此外，这样的压缩机还可包括离心式压缩机和轴流式压缩机。同样，可使用各种入口/出口流量控制装置，例如本领域普通技术人员公知的可变几何结构扩散器、风门、排气扇、格栅、阀、入口导向叶片等。本文描述的控制器的示例性控制器被设计成基于性能参数确定喘振的发生并计算喘振线。然后，控制器独立地控制系统以抑制喘振的发生。
用于本文时，术语“性能参数”或“性能参数测量值”被定义为描述从系统的压缩机的某入口到某出口的焓差值或饱和性质(例如，温度、压力)差值或压力比的任何参数或参数测量值。
出于说明的目的且不应以限制性含义理解，将利用供暖、通风和空调系统100(HVAC系统100)来描述本文公开的示例性控制器，其中HVAC系统100具有冷却器102、空气处理单元104、泵106和阀108。水流的方向、水温和构件的构造代表系统100的示例性实施例。冷却器102包括蒸发器103、压缩机110、冷凝器105、和控制器107。图2中示出了图1的HVAC系统100的压缩机110。从入口到出口的关注构件是入口导向叶片(IGV)112(其通常由多个、优选地由一组7个不弯曲的叶片构成)、有22个后掠叶片的压缩机(11个主叶片，11个分流叶片)、通向管道扩散器116的无叶片小空间114、恒定截面积的收集器118、和叶轮120。将工作气体从蒸发器103抽出、进行压缩、然后排放到冷凝器105。可在蒸发器103、冷凝器105、和邻近且在扩散器之前连通于无叶片空间114的充气室中进行压力测量(见图1)。当然，应该认识到，VPF系统和压缩机仅作为非限制性示例给出，其它构造也当然完全落入本发明的宽广范围内。
容积式压缩机和涡轮式压缩机之间运行方面的一个主要区别在于：一定流率下的压力升高或输出压头，并且就此而言涡轮式压缩机(为动态机器)的功输入(单位质量的焓变)对于给定的转子速度固有地受到限制。功输入遵循欧拉方程：
Δh＝u2cθ2-u1cθ1               (方程1)
其中，Δh＝焓变[J/kg]；
u1＝转子入口处的轮速[m/s]；
cθ1＝进入流的切向分量[m/s]；
u2＝压缩机出口处的转子速度[m/s]；以及
cθ2＝离开转子的流的切向速度[m/s]。
将由方程(1)给出的输入压头或焓升高乘以质量流率得到驱动压缩机所需的功率量。无论压缩机遇到的是什么系统条件，都不能超过该功率量。换句话说，流量和压头的这种一对一映射意味着：系统条件(压头)的改变将迫使流量的相应改变，从而导致功率的改变。
离心式压缩机的功输入限制的其它影响更加为人所知。有限的功输入必然意味着有限的功输出，而这对压缩机而言意味着有限的压头或压力比能力。一旦所强加的压头或压力比(对于给定的IGV设置)超过压缩机所能提供的最大压头或压缩比(遵循压缩机-系统稳定性)，所有的涡轮式压缩机就会喘振。压缩机将进入大的流量和压力波动的运行模式，功率消耗发生相应的变化。虽然喘振保护驱动系统免于功率过载，但压缩机不再正常运行，并且在多次喘振循环之后单元控制将关闭压缩机以防发生机械损坏。
由于离心式压缩机的功输入由欧拉方程确定，因此在接近最大压力比处或就在最大压力比处达到离心式压缩机的峰值效率。固定速度离心式压缩机将在其设计点处(即，接近最大压力比处)具有很高的效率，但在较低压头条件下则会变差，因为功输入基本保持恒定。容积式压缩机的效率，一般来说在设计条件下比离心式压缩机的效率稍低，受在较低压力比条件下的运行的不利影响往往更小。固定速度、固定几何结构的压缩机具有压头和流量之间的唯一关系，或用冷却器术语来说：温度升程(例如冷凝器饱和温度和/或蒸发器饱和温度)和冷却容量之间的唯一关系(见图3)。这是升程与流量的固定的一对一映射。
静止压缩机构件(例如，入口流量控制装置，其将预漩涡赋予给进入可旋转并变窄流动通道的叶轮和扩散器叶片的流)的可变几何结构允许对固定速度离心式压缩机进行容量控制。这个效果由方程1量化，其中，入口速度的切向分量的改变降低压缩机的压头。虽然可使用其它的入口流量控制装置，但是在水冷式冷却器上通常采用可变入口导向叶片来用于离心式压缩机容量控制。这种可变几何结构允许压缩机根据系统需求独立地选择升程和容量。与压头和流量相关的单一压缩机线现在由可能的压头/流量组合的二维区域代替，其公知为压缩机特性线图并在图4中示出。
同样，出于说明的目的且不应以限制性含义理解，通过使用把入口导向叶片(IGV)用作入口流量控制装置的压缩机系统来描述压缩机特性线图。每一个可能的压头/流量组合均具有唯一的入口导向叶片角度位置和唯一的效率。压缩机性能图在容量方面可由完全打开的入口导向叶片的性能曲线限制。压缩机特性线图上的喘振线确定了在特定IGV设置下对于给定的流率压缩机所能实现的最大压头。压缩机喘振线是不同的入口导向叶片设置角度下压头/流量特性的各个喘振点的连线。可在固定速度压缩机的性能图上绘制各种入口导向叶片设置角度的线，所述入口导向叶片设置角度例如从切向测量，即，90为完全打开，而00为完全关闭。本发明的发明人观察到，在入口导向叶片设置角度和流率之间存在明显的非线性关系。
固定速度离心式压缩机的压缩机喘振线的斜率随流率增大。原因在于：在较高流率下，当入口导向叶片打开得更多时，产生预漩涡而没有很多节流作用，最终结果是方程(1)中右侧的第二项增大，因此导致压缩机功输入的降低，也从而导致压头的降低。压头-流量曲线向更小的压头和更小的流量移动，但最大流量和最小流量即扼流和喘振流量之间的差值差不多保持恒定，最大流量和最小流量即该导向叶片设置角度下近似的压缩机运行范围。
在较低流率下，导向叶片关闭得更多，并且除了提供更多预漩涡之外，开始充当节流装置。如果非常接近离心式压缩机，则节流装置的阻力公知为能增大其稳定运行的范围，从而在喘振发生之前允许较低流率。当入口导向叶片关闭得更多时，这种现象本身呈现在离心式压缩机的压头/流量特性的形状中。结果，压缩机喘振线在较小流率下获得更加水平的斜率。在各种压头/流量组合下的效率通常比相应的导向叶片打开角度更令人感兴趣。需要该效率来计算在多种可能运行条件下的季节平均压缩机性能。离心式压缩机性能图示出恒定效率线，其通常因这些轮廓的形状而被称作为“效率岛”。
在实际应用中使用可变入口导向叶片对固定速度离心式压缩机的控制是直观的。将针对水冷冷却器上的离心式压缩机的示例对此进行说明。离心式冷却器的功能是输送处于给定温度下的冷却水。如果实际离开的冷却水的温度高于其设定点的值，则需要增大压缩机容量。这通过使入口导向叶片打开得更多来实现。如果离开的冷却水的温度低于所述设定点的值，这表明需要更小的容量，则将导向叶片关闭得更多。通过选择入口导向叶片反馈控制回路中的控制器动作和合适的时间常数，可以获得离开的冷却水与其设定点值具有最小偏离的稳定温度。
在压缩机特性线图上示出的效率岛还指明对于每一个流率来说在何压头发生最大效率。通过观察性能图(图4)，可以看到：对于固定速度的、入口导向叶片控制的压缩机而言，给定流率下的最大效率发生在接近喘振处。可在固定速度压缩机特性线图上绘制连接每个流率下最大效率点的线。通过连接效率岛的具有竖直斜率的点而形成该线。
作为流率的函数的最大压缩机效率的线位于接近喘振线处。位于该位置的原因仍然由方程(1)给出。该方程确定了功输入。显然，给定功输入下的最高压头导致最大效率。较低的压头不需要方程(1)的功输入，因此将导致较小的压缩机效率。固定速度离心式压缩机的困境可能是，其峰值效率会被限制到接近其喘振线的狭窄运行范围。
控制器的基于模型的前馈元件根据所需要的运行条件例如压力比和流率确定速度和可变几何结构的何种组合会导致最大的压缩机效率。由于压缩机的峰值效率发生在接近喘振处，因此需要对喘振线精确限定并对实际的压缩机运行点进行精确测量。实际的压缩机运行条件通常根据压头和流量测量值来确定。
可通过机器上已经可用的仪器由吸入和排出压力测量值相当精确地计算压缩机压头。压缩机流率通过蒸发器上方的热平衡而间接获得，这需要知道冷却水侧的流率和冷却器上的温度降。传统主/副冷却水流系统设备的水流率是恒定的，使得冷却器中水侧的温度降成为压缩机流量的指标。由于冷却器装有进入和离开的冷却水的温度传感器，因此可在无需额外的水侧流量测量值的情况下确定压缩机的实际运行点。对于HVAC系统(参见图1)，冷却水流率的改变需要额外的流量测量值，这在实际的现场安装中也已证明是不那么可靠和准确的。本文描述的示例性控制系统绕开了这个障碍，并且不受这种可变主流变化的影响。
在较低的压头条件下达到较高的压缩机效率需要减少功输入。可变压缩机速度的运行是允许为在较低压头下达到较高效率所需的功输入减少的机制。变速运行在压头减小方面比在流量减小方面更有效，这产生了不允许在低流量高压头条件下运行的压缩机特性线图，而在低流量高压头条件下运行是许多应用所需的。图5示出了固定几何结构变速离心式压缩机的典型性能图。例如，没有可变几何结构的变速离心式压缩机运行会导致压缩机在水冷却冷却器的运行期间偶尔遇到的低流量高压头条件下发生喘振。在低流量条件下可能需要高达满负载压头的85％的压头分数。因此，添加逆变器以实现水冷冷却器上所用的离心式压缩机的变速运行并不消除对入口导向叶片的需求。
注意到变速离心式压缩机的性能图上喘振线和峰值效率线都近似直线是很重要的。该特性并不遵循所谓的“风机定律”，“风机定律”认为流量F与速度N成比例，压头H与速度的平方成比例：
F～N   (方程2)
H～N2  (方程3)
风机定律令人满意地适用于泵和风机(不可压缩流)，但不能准确地描述压缩机的较低速度性能。图6A和6B示出了2.5∶1压力比离心式压缩机在不同较低速度下的测试数据。与风机定律所表明的相比，流量随速度降低得更快，压头随速度降低得稍慢。对这种偏差的物理解释基于可压缩性的影响。由于旋转叶轮的离心效应导致静压随叶轮半径而变化，因此离开2.5∶1压力比离心式压缩机的叶轮的气体比进入该叶轮的气体具有更大的密度。为了保持最佳的叶轮倾角，叶轮入口流率趋于随速度成比例降低，这是风机定律的特性。如果扩散器入口体积流率也随速度成比例降低，则将会发生最佳的扩散器倾角。在降低的叶轮速度下的较小入口流率使出口质量流率随速度成比例降低。然而，在降低的叶轮速度下的叶轮出口密度的降低会使叶轮出口体积流率升高，从而部分地抵消由速度降低所引起的体积流率降低。最终效果是：对于最佳的扩散器倾角，压缩机流率必须比与叶轮速度成比例减少得更多。
利用速度和入口导向叶片位置两者影响压缩机性能，控制逻辑变得更加复杂。压缩机特性线图上的大多数压头/流量点均可以由具有不同效率的、无限数量的速度/入口导向叶片组合来实现。变速控制逻辑的目的在于，总是寻找在该压头/流量组合下导致最大压缩机效率的那个速度/入口导向叶片组合。与根据离开的冷却水的温度和其设定点的值之间的差值而仅仅打开或关闭入口导向叶片相比，压缩机速度以及入口导向叶片设置角度必须响应于压头和/或流量的改变而改变。
较高流量/较低压头的组合(图5中没有阴影线的区域)可由变速固定几何结构覆盖。通过只改变速度并让导向叶片保持完全打开来获得这些运行条件下的最佳压缩机效率。图5中图的阴影线区域只能通过入口导向叶片关闭和速度降低的组合来实现。图7示出了组合式变速变IGV图的速度线和IGV位置以及其所导致的最佳部分负载效率。示出了固定速度压缩机性能和变速压缩机性能之间在部分负载效率方面的明显区别，尽管在该图的边界(例如，喘振和扼流)处示出了相等的效率。如在许多水冷冷却器应用中所遇到的，需要流量和压头之间的比例关系的具有部分负载条件的压缩机应用，显示了变速运行的最大益处。
为了实现峰值效率，必须要知道压缩机需要输送的压头/流量组合。然后可利用该信息来确定最佳的速度/入口导向叶片的组合，这在图7中示出，该组合给出了该运行点的最佳效率。对于无需关闭导向叶片就能实现的压头/流量组合，可单独利用变速来进行容量控制，并且入口导向叶片可保持完全打开。
对于离心式冷却器应用，可根据能容易获取的蒸发器和冷凝器饱和压力测量值来确定饱和温度和压头。压缩机的制冷剂流量不被直接测量，而是必须根据热蒸发器上的热平衡来确定。所测得的冷却水流率以及进入和离开的冷却水的温度确定由蒸发器中制冷剂所吸收的热量。已知了进入和离开蒸发器的制冷剂的热力学状态点，就可以根据蒸发器的水侧和制冷剂侧之间的热平衡来确定压缩机流率。可从本领域普通技术人员公知的前述压缩机测试得知对于该特定的压头/流量条件能导致最大压缩机效率的速度/入口导向叶片组合，然后可由控制器选择该组合。变速压缩机控制系统需要详细的压缩机性能信息以及知晓压缩机应当运行所在的实际运行点。VPF系统所遇到的冷却水流率的改变近来已变得更加普遍。冷却水泵的变速控制为冷却水站实现了大约5％的额外功率节约。这些系统对变速冷却器控制系统提出了更多需求。
离心式压缩机的性能传统上由二维性能图表示，其中竖直轴上为压头、压力升高、压力比或升程，即冷凝器/蒸发器的饱和温度的差值，水平轴上为体积流率、质量流率或容量。入口导向叶片设置角度是这种性能图上的一个参数。本申请的发明人发现，流率和入口导向叶片设置角度的角色可颠倒。遵循该方法，可创建这样的示例性性能图：竖直轴上仍然为压头分数，水平轴上为入口导向叶片设置角度，并且流量分数作为参数。图8A和8B示出了这两种压缩机性能图的并排比较。
与水平轴上为流量分数的情形相比，让入口导向叶片设置角度在水平轴上来绘制压缩机性能图的一个惊人的结果是，不同压缩机构造的喘振线具有更加一致的形状。图9A和9B示出了在以无量纲形式绘制多个不同压缩机的性能图时通常遇到的不确定带的宽度。当比较这两幅图的不确定带时，图9B中具有入口导向叶片设置角度的性能图得到了更加可预测的喘振线。
当绘制压头与入口导向叶片位置的关系图(如图9B所示)时对喘振的预测更加一致的原因可从压头/流量图(参见图9A)中等IGV线的形状来理解。等IGV曲线在接近喘振处几乎是水平的，意味着喘振点位置的不确定性在喘振时流量中的不确定性更甚于喘振时压头中的不确定性。由于在绘制压头与IGV位置的关系图时流量不是独立参数，因此图9B中喘振的不确定性对于给定的入口导向叶片位置而言限于最大压头的不确定性，这是较小的不确定性。
由于控制器必须保证无喘振的运行，因此只允许压缩机行为在喘振线下方运行。压缩机的峰值效率发生在接近喘振处，所以由于当前运行点的不确定性而禁止变速压缩机在接近喘振线的某些特性线图区域处运行将导致降低的压缩机效率。因此，因为控制喘振线对于各个压缩机而言不是通用的，而是特定的，所以每个特定的压缩机将具有必须在现场确定的不同的喘振线。
压头/IGV特性线图示中喘振线位置的有限的不确定性允许限定通用的喘振线。一种通过使用指数曲线形状的良好逼近为：
Figure GPA00001159151200101
(方程4)
其中，IGV＝从切向测量的IGV的设置角度；
其中，HIGV＝90°＝满负载设计压头，可从压缩机的数据发布中获得；
HIGV＝0°＝10％流量下的最小压头，可从数据发布中获得；以及
x＝可调节形状参数，默认值为0.08(参见图10)。虽然这里示例性曲线用于演示目的，但本领域普通技术人员将认识到并且明白，任何合适的曲线拟合/方程均可用来逼近喘振线。
如果需要，则可利用可调节形状参数给机器提供如图11所示不同的喘振线。对于性能由压头/流量特性线图表示的离心式压缩机来说喘振线随速度的变化在图6A和6B中示出。如果压缩机性能由压头/IGV性能图表示，则通过利用方程3给出的压头速度关系来获得在减小的速度下喘振线的位置。图12示出了在减小的速度下喘振线预测，其中现在性能是在示例性压头/IGV图上示出。图13A和13B示出了使用本文所述示例性控制器的VPF冷却器的测试结果。在大约十(10)个小时期间，VPF冷却器在无喘振情况下运行，并且呈现50％的VPF降低(参见图13A和13B)。
变速压缩机具有明显改善压缩机的部分负载效率的潜力并且已经成为对于可获得低成本逆变器的许多应用来说的驱动器选择。将变速应用到压缩机需要额外地了解压缩机特性，因为与泵、风机和鼓风机相反的是，由于可压缩性效应，压缩机特性在较低速度下会发生重大改变。一般来说，压缩机流量随速度降低得比线性关系下更快，而压缩机压头比速度的平方减小得稍慢，这违反了单纯的“风机定律”。压缩机流量和压头之间随速度的确切关系取决于压缩机的详细情况，例如叶轮后掠(角)、扩散器的选择(无叶片的还是有叶片的)、级数。对于在部分负载条件下(例如在水冷冷却器中所遇到的)需要大压头的离心式压缩机应用而言，单独的变速不是控制选项。必须用可变几何结构控制对变速控制进行补充。为了获得变速压缩机运行的全部益处，压缩机速度必须总是降低到接近喘振的运行点，在此峰值效率发生。
为了找到用于速度以及入口/出口流量控制装置的最佳控制值，变速控制器需要压头信息和流量信息两者。因此，用于变速离心式压缩机的许多控制方案更容易喘振，并且没有实现其最大效率潜力。与遵循利用压头与流量关系描述压缩机性能的常规方法相比，利用压头分数与入口导向叶片位置关系能更精确地描述压缩机喘振线。利用压头或者本文所设想的某个等价性能参数或测量值与IGV设置角度的关系来对压缩机进行绘图还具有允许冷却器控制方案不依赖于流量信息的额外优点。这样的控制方案非常适合于可变主流系统，在这种系统中冷却水的流率不是恒定的，而是随着运行条件变化。
已经描述了一个或多个实施例。然而，将会理解的是，可在不偏离本发明的精神和范围的情况下做出各种修改。因此，其它实施例在所附权利要求的范围内。

Claims (22)

1.一种用于控制供暖、通风和空调系统的运行的方法，包括：
提供供暖、通风和空调系统，所述供暖、通风和空调系统具有蒸发器、冷凝器、具有入口和出口的压缩机、以及与所述入口或所述出口或者所述入口和所述出口两者连通的至少一个流量控制装置；
测量所述供暖、通风和空调系统的性能参数；
确定指示喘振的发生的性能参数测量值；
基于所述性能参数测量值确定所述供暖、通风和空调系统的喘振线；以及
基于所述性能参数独立地控制所述至少一个流量控制装置以抑制所述喘振的发生。
2.如权利要求1所述的方法，其特征在于，测量所述性能参数包括以下步骤：
在所述压缩机的上游位置处测量所述供暖、通风和空调系统的第一压力；
在所述压缩机的下游位置处测量所述供暖、通风和空调系统的第二压力；以及
确定压力比。
3.如权利要求1所述的方法，其特征在于，测量性能参数包括以下步骤：
计算所述压缩机的上游位置处的第一饱和温度；
计算所述压缩机的下游位置处的第二饱和温度；以及
确定饱和温度差值。
4.如权利要求1所述的方法，其特征在于，测量所述性能参数包括计算所述压缩机的压头。
5.如权利要求1所述的方法，其特征在于，测量所述性能参数包括以下步骤：
计算所述压缩机的上游位置处的第一饱和压力；
计算所述压缩机的下游位置处的第二饱和压力；以及
确定饱和压力差值。
6.如权利要求1所述的方法，其特征在于，独立地控制所述供暖、通风和空调系统包括控制下述中任意一个的运行：压缩机、或至少一个流量控制装置、或者所述压缩机和所述至少一个流量控制装置两者。
7.如权利要求6所述的方法，其特征在于，所述至少一个流量控制装置包括至少一个入口流量控制装置、或至少一个出口流量控制装置、或者至少一个入口流量控制装置和至少一个出口流量控制装置两者。
8.如权利要求6所述的方法，其特征在于，独立地控制包括控制所述压缩机的速度。
9.如权利要求6所述的方法，其特征在于，独立地控制包括增大所述压缩机的所述速度或者减小所述压缩机的所述速度或者关闭所述压缩机。
10.如权利要求7所述的方法，其特征在于，独立地控制包括独立地控制包括热气体旁路的所述至少一个出口流量控制装置。
11.如权利要求7所述的方法，其特征在于，独立地控制包括独立地控制所述至少一个入口流量控制装置的位置。
12.如权利要求11所述的方法，其特征在于，独立地控制包括独立地控制以下入口流量控制装置中任意一种的位置，所述入口流量控制装置包括风门、排气扇、格栅、阀和入口导向叶片。
13.一种供暖、通风和空调系统，包括：
蒸发器；
冷凝器；
具有入口和出口的压缩机；
与所述入口或所述出口或者所述入口和所述出口两者连通的至少一个流量控制装置；以及
控制器，所述控制器被利用对应于指示喘振的发生的性能参数的信息进行了编程，并且适于独立地控制下述中的至少任意一个：所述压缩机、或所述至少一个流量控制装置、或者所述压缩机和所述至少一个流量控制装置两者，并且适于抑制喘振的发生。
14.如权利要求13所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述控制器被编程为：
在所述压缩机的上游位置处测量所述供暖、通风和空调系统的第一压力；
在所述压缩机的下游位置处测量所述供暖、通风和空调系统的第二压力；以及
确定指示喘振的发生的压力比；
基于所述压力比确定所述供暖、通风和空调系统的喘振线；以及
基于所述压力比独立地控制所述至少一个流量控制装置以抑制所述喘振的发生。
15.如权利要求13所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述控制器被编程为：
计算所述压缩机的上游位置处的第一饱和温度；
计算所述压缩机的下游位置处的第二饱和温度；以及
确定指示所述喘振的发生的饱和温度差值；
基于所述饱和温度差值确定所述供暖、通风和空调系统的喘振线；以及
基于所述饱和温度差值独立地控制所述至少一个流量控制装置以抑制喘振的发生。
16.如权利要求13所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述控制器被编程为：
计算所述压缩机的压头；
确定指示所述喘振的发生的压头测量值；
基于所述压头确定喘振线；以及
基于所述压头独立地控制所述至少一个流量控制装置以抑制喘振的发生。
17.如权利要求13所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述控制器被编程为：
计算所述压缩机的上游位置处的第一饱和压力；
计算所述压缩机的下游位置处的第二饱和压力；以及
确定指示所述喘振的发生的饱和压力差值；
基于所述饱和压力差值确定喘振线；以及
基于所述饱和压力差值独立地控制所述至少一个流量控制装置以抑制喘振的发生。
18.如权利要求13所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述压缩机包括以下中的任意一种：固定速度压缩机或变速压缩机。
19.如权利要求13所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述压缩机包括以下中的任意一种：离心式压缩机或轴流式压缩机。
20.如权利要求13所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述至少一个流量控制装置包括以下中的任意一种：入口流量控制装置、或出口流量控制装置、或者入口流量控制装置和出口流量控制装置两者。
21.如权利要求20所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述入口流量控制装置包括以下中的任意一种：风门、排气扇、格栅、阀和入口导向叶片。
22.如权利要求20所述的供暖、通风和空调系统，其特征在于，所述出口流量控制装置包括以下中的任意一种：可变几何结构扩散器或热气体旁路。
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