CN102003772B - 一种水源热泵节能优化控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种水源热泵节能优化控制方法，通过PID局部控制模块采集水源热泵运行时实测的数据，利用水源热泵机组模型、负荷侧水泵模型和水源侧水泵模型对系统综合能耗进行计算，通过梯度优化算法，确定系统的最优运行策略，如热泵机组开启数量、水泵变速运行参数等，并可根据确定的节能优化运行策略(可控运行参数的最优组合)，通过DDC控制器对水源热泵系统的运行参数进行调整，达到系统总运行能耗最小的目的。

Description

一种水源热泵节能优化控制方法

技术领域

本发明涉及优化控制方法，特别涉及一种水源热泵节能优化控制方法。

背景技术

在暖通空调发研究和发展过程中，控制一直都是十分活跃的领域，他们以减少暖通空调系统的整体运行费用、确保舒适度和满足室内空气质量为目标，许多研究者都致力于研究对局部系统的控制，比例积分控制的成功广泛应用就是这些研究中的最好示例之一，随后大量的优化控制技术开始发展，高油价和能源短缺使得对系统能效和投资的关注开始增加。在过去的几十年里，得益于自动控制系统综合规模的持续增长和建筑自动控制系统在线数据收集的更加快捷，管理和优化控制的研究已经开始实施。

自动控制系统在不同的时期起着不同的作用，最早的自动控制强调暖通设备的自动化，把重点放在使设备尽可能多的实现自动化以节约人力资源，随后监测控制开始强调对能源的监测和自动化控制，利用设备监测辅助人工或自动控制实现高能效，但是这两种控制方式都不可能实现高的能效比，因为两种方式把大多的精力都放在了设备的自动控制而非运行费用。

水源热泵系统一般有三个子系统组成：水源侧水泵系统、热泵机组系统和负荷侧水泵系统，各子系统之间的运行能耗相互关联和影响。水源热泵中的自动控制系统多通过温控器等传感器对各控制点进行控制，控制点包括：启停控制、进出水温度、水压力、水流量、旁通阀压差等的监测和显示。系统的优化方式一般是针对子系统或者系统的局部运行参数进行单独优化，可以实现某子系统（或系统某环节）的节能运行，但无法实现整个水源热泵系统的节能优化。例如对于水源热泵机组的优化控制，可以实现热泵机组的优化运行，但此时水源侧水泵和负荷侧水泵运行并不是与之合理配置的优化运行。更关键是，由于整个系统的可控参数多，按照各子系统分别控制的优化模式，隔断各子系统之间的相互关联，甚至无法判断系统中各可控参数进行何种合理配置，才能实现三个子系统的总运行能耗最低。

发明内容

本发明的目的在于：针对上述存在的问题，提供一种利用整体最优化的方法来找寻能源和费用的控制参数，在不牺牲室内环境质量和不违反各部件的运行限制的前提下，对能源或费用的参数设置进行优化从而使能源输入和运行费用实现最小化的水源热泵节能优化控制方法。

本发明的技术方案是这样实现的：

一种水源热泵节能优化控制方法，其特征在于：包括以下步骤：

（1）利用PID局部控制模块中的DDC控制器采集水源热泵系统运行时的无法控制变量和可控变量，包括：

e：负荷侧二次水环路阻力

DP_LP：负荷侧二次环路压差

V_LP，ChW：负荷侧二次环路水体积流量

η_SPMP：负荷侧二次泵综合效率

H_PPMP：负荷侧一次泵扬程

η_PPMP：负荷侧一次泵综合效率

T_CHLR,ChW，S：负荷侧供水温度

T_{CHLR，CW，S}：负荷侧回水温度

V_{CHLR,CW，per}：每台主机水源水流量

V_{CHLR,ChW，per}：每台主机负荷侧水流量

N_CHLR：运行主机台数

c0,c1,c2,c3：水源热泵主机模型回归参数

T_WB:空气湿球温度

T_DB：空气干球温度

T_River:水源侧水温

H_CWPMP：水源侧水泵扬程

η_CWPMP：水源侧水泵综合效率

（2）将上述实时采集的变量储存在数据库中；

（3）基于模型的优化控制策略模块建立了水源热泵机组模型、负荷侧水泵模型和水源侧水泵模型，利用上述模型对水源热泵系统综合能耗进行计算，其总能耗采用下面公式：

P_System=P_SourcePump+P_HeatPump+P_LoadPump

式中：

P_System：系统总能耗

P_SourcePump:水源侧水泵总能耗

P_HeatPump：水源热泵机组总能耗

P_Loadpump：负荷侧水泵总能耗

a）、水源热泵机组模型：该模型所需要的独立变量主要包括：负荷侧供水温度、负荷侧回水温度、主机出力、每台主机水源水流量、每台主机负荷侧水流量、运行主机台数、水源热泵主机模型回归参数；

该模型的一般形式如下：

y＝c₀+c₁x₁+c₂x₂+c₃x₃

$x_1=\frac{T_{\mathrm{cho}}}{Q_{\mathrm{ChW}}},x_2=\frac{T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}}{Q_{\mathrm{ChW}}{T}_{\mathrm{cdi}}},x_3=\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)Q_{\mathrm{ChW}}}{T_{\mathrm{cdi}}}$

$y=\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)T_{\mathrm{cho}}}{T_{\mathrm{cdi}}}-1-\frac{1}{\left(W_{\mathrm{CW},\mathrm{per}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)Q_{\mathrm{ChW}}}{T_{\mathrm{cdi}}}$

T_cho=(T_CHLR,ChW，S)+273.15

T_cdi=(T_CHLR,CW，S)+273.15

$\mathrm{COP}=\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{P_{\mathrm{CHLR}}},$

式中ρ_w是水密度(kg/m³)，c_pw是水比热(kJ/kg·K)；

主机的能耗P_CHLR(kW)可以用下式预测:

$P_{\mathrm{CHLR}}=[\frac{(c_0+c_1{x}_1+c_2{x}_2+1)T_{\mathrm{cdi}}}{(-c_3{Q}_{\mathrm{ChW}}+T_{\mathrm{cho}}-\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)})}-1]Q_{\mathrm{ChW}}$

如果主机电机最大功率已知P_Mtr，max(kW)，则在给定条件下，主机最大的制冷能力Q_CHLR，Cap(Kw)是

$Q_{\mathrm{CHLR},\mathrm{Cap}}=\frac{-b+\sqrt{b^2-4\mathrm{ac}}}{2a}$

$a=c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}$

$b=T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}+(c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)})P_{\mathrm{Mtr},\max }+c_0{T}_{\mathrm{cdi}}$

c=c₁T_choT_cdi+c₂(T_cdi-T_cho)-T_choP_Mtr，max

所以主机综合能效(kW/ton)是:

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}=\frac{P_{\mathrm{CHLR}}}{Q_{\mathrm{ChW}}\frac{\mathrm{3,412}}{\mathrm{12,000}}}=3.517(\frac{(c_0+c_1{x}_1+c_2{x}_2+1)T_{\mathrm{cdi}}}{(-c_3{Q}_{\mathrm{ChW}}+T_{\mathrm{cho}}-\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}})}-1)$

计算部分负荷下，系统的最优效率，可以对上式求Q_ChW求一阶导数，则在部分负荷情况下，最优的制冷效率，可用下式求解

$\frac{\∂\left(\frac{P}{Q_{\mathrm{ch}}}\right)}{\∂Q_{\mathrm{ch}}}=0$

$Q_{\mathrm{CHLR},\mathrm{Opt}}=\frac{\mathrm{3,412}}{\mathrm{12,000}}\frac{-b+\sqrt{b^2-4\mathrm{ac}}}{2a}$

$a=c_0+1,b=2(c_1{T}_{\mathrm{cho}}+c_2\frac{T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}}{T_{\mathrm{cdi}}}),$ $c=-T_{\mathrm{cho}}\frac{c_1{T}_{\mathrm{cho}}+c_2\frac{(T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}})}{T_{\mathrm{cdi}}}}{c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}}$

其中，冷冻水流量V_CW应处于系统最大、最小流量之间；

其中运行主机台数N_CHLR可根据总的主机出力与单机主机最大的制冷能力Q_CHLR，Cap的比值，取整得到；

b）、负荷侧水泵模型：水泵的一般能耗计算如下式

$P_{\mathrm{pump}}=\frac{V\×H\×\mathrm{SG}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{all}}}$

式中V是水流量，H是水泵扬程，

η_all＝η_pumpη_motorη_VSD

在不同转速下的效率由水泵的效率曲线计算，电机的效率通过时间负载与铭牌负载的比值计算，当电机的负载功率大于25马力小于铭牌功率时，其采用公式：

η_motor=0.94187×(1-e^-0.0904x)

根据实际转速的百分比利用下式计算其动态效率

η_VSD=50.87+1.283x-0.0142x²+5.834×10^-5x³

水泵输送的总能量为:

$Q_{\mathrm{ChW}}=\frac{V_{\mathrm{ChW}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{ChW}}}{24}$

式中Q_ChW是系统的制冷或制热量，单位为kW，V_ChW是系统空调水流量，单位是m³/h，ΔT_ChW是空调水供回水温差，单位为F，

水泵的综合效率由下式计算：

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{pump}}=\frac{P_{\mathrm{pump}}}{Q_{\mathrm{ChW}}}=\frac{N_{\mathrm{pump}}\×V\×H}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{all}}}\×\frac{24}{V_{\mathrm{ChW}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{ChW}}}$

式中N_pump为水泵运行台数

对于一次泵,N_pump×V=V_ChW.由于一级水泵的流量为定流量，所以一级水泵的扬程是固定值，如果一次泵的效率为η_PPMP,则一次泵的等效效率（kW/ton）由下式计算:

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{PPMP}}=0.004521\frac{H_{\mathrm{PPMP}}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{PPMP}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{ChW}}}$

对于二次泵的流量为,N_pump×V=V_Lp,ChW,由于二次泵是变频泵，其值与主机内的流量不同，水泵的扬程用下式来估算：

$H_{\mathrm{SPMP}}=D{P}_{\mathrm{Lp}}+e{G^2}_{\mathrm{Lp}\_\mathrm{ChW}}$

式中DP_Lp为二次环路压差，e为二次水环路阻力，G_{Lp_ChW}为流体的质量流量，其值等于流体的体积流量V_{Lp_ChW}与流体密度的乘积，则二次泵的能耗可用下式计算：

$P_{\mathrm{SPMP}}=\frac{G_{\mathrm{Lp}\_\mathrm{ChW}}\×({\mathrm{DP}}_{\mathrm{Lp}}+e{V}_{\mathrm{Lp}\_\mathrm{ChW}}^2)}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{SPMP}}}$

式中η_SPMP是负荷侧水泵的综合效率；

根据此计算模型，结合负荷侧水泵台数计算负荷侧的总能耗；

c）、水源侧水泵模型

在实际工程中可以忽略水泵温升因素，对于水源侧水泵建立下述热平衡方程:

$\frac{V_{\mathrm{load}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{load}}}{24}=(1+\frac{{\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}}{3600})Q_{\mathrm{Load}}=(1+\frac{{\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}}{3600})\frac{V_{\mathrm{source}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{source}}}{24}$

水源侧水泵的有效传输效率用下式计算：

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CWPMP}}=\frac{H_{\mathrm{CWPMP}}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{CWPMP}}}\frac{V_{\mathrm{CW},\mathrm{per}}}{Q_{\mathrm{ChW},\mathrm{per}}}$

式中H_CWPMP为水源水泵的扬程，η_CWPMP为水源水泵综合效率，除水泵综合效率外，其计算方法与负荷侧水泵类似,V_CW，per是水源水流量,Q_ChW，per为主机负荷；

根据此计算模型，结合水源侧水泵台数计算水源侧的总能耗；

（5）、利用实测数据，通过远程数据分析与模型修正模块对模型进行校验和修正，若计算精度不满足要求，在对模型参数修正后，重新重复步骤（1）~步骤（4）进行优化；

（6）将步骤（4）得到并经步骤（5）检验或修正后的各控制参数最优组合，通过DDC控制器对系统运行参数进行调整，从而实现节能运行。

本发明通过PID局部控制模块采集水源热泵运行时实测的数据，利用水源热泵机组模型、负荷侧水泵模型和水源侧水泵模型对系统综合能耗进行计算，通过梯度优化算法，确定系统的最优运行方案，如热泵机组开启数量及水泵变速运行的策略等，使系统能效达到最优，同时记录系统运行的瞬间能耗、累积能耗及各监测参数，为模块后续修改提供依据。

附图说明

图1是本发明的系统结构示意图。

图2是本发明的系统控制流程图。

图3是本发明中基于模型的优化控制策略模块的控制流程图。

图4是本发明的系统优化控制过程示意图。

图5是远程数据分析与模型修正模块的控制流程图。

图中标记：1为PI D局部控制模块，2为基于模型的优化控制策略模块，3为远程数据分析与模型修正模块，4为数据库，5为水源水，6为水源水泵，7为二级循环水泵，8为建筑负荷，9为一级循环水泵，10为DDC控制器，11为现场级工作站，12为客户端。

具体实施方式

下面结合附图，对本发明作详细的说明。

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合附图及实施例，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

如图1所示，一种水源热泵系统，包括PID局部控制模块1、基于模型的优化控制策略模块2、远程数据分析与模型修正模块3和数据库4，PI D局部控制模块1、基于模型的优化控制策略模块2、远程数据分析与模型修正模块3分别通过系统服务器与数据库连接，所述数据库与若干客户端12连接。

在所述PI D局部控制模块1中，水源水5通过水源水泵6与冷凝器连接，蒸发器与一级循环水泵9、二级循环水泵7和建筑负荷8连接，PI D局部控制模块1中的DDC控制器10采集水源热泵运行时的控制变量，通过现场级工作站11传输给数据库进行储存。对于水源热泵系统，有三种优化控制变量：无法控制的变量，连续控制变量和离散控制变量；无法控制的变量是指可以被测量但是无法进行控制的变量，但是它们影响整个系统的能效，典型的无法控制的变量是周围空气的湿球温度，干球温度和建筑冷负荷；连续控制变量和离散控制变量是使整个系统费用达到最小的运行模式和设置参数，典型的离散变量就是部件的运行数目，如主机运行数目，典型的连续运行变量可以是设置参数，压力设置点等。因此系统优化的本质就是在给定无法控制变量的条件下，对可控变量进行调整，以保证系统的总能源消耗最低。

如图2、3和4所示，水源热泵节能优化控制方法，包括以下步骤：

（1）利用PID局部控制模块中的DDC控制器采集水源热泵系统运行时的无法控制变量和可控变量，包括：

e：负荷侧二次水环路阻力

DP_LP：负荷侧二次环路压差

V_LP，ChW：负荷侧二次环路水体积流量

η_SPMP：负荷侧二次泵综合效率

H_PPMP：负荷侧一次泵扬程

η_PPMP：负荷侧一次泵综合效率

T_CHLR,ChW，S：负荷侧供水温度

T_{CHLR，CW，S}：负荷侧回水温度

V_{CHLR,CW，per}每台主机水源水流量

V_{CHLR,ChW，per}每台主机负荷侧水流量

N_CHLR：运行主机台数

c0,c1,c2,c3：水源热泵主机模型回归参数

T_WB:空气湿球温度

T_DB:空气干球温度

T_River:水源侧水温

H_CWPMP：水源侧水泵扬程

η_CWPMP：水源侧水泵综合效率

（2）将上述实时采集的变量储存在数据库中；

（3）基于模型的优化控制策略模块建立了水源热泵机组模型、负荷侧水泵模型和水源侧水泵模型，利用上述模型对水源热泵系统综合能耗进行计算，其总能耗采用下面公式：

P_System＝P_SourcePump+P_HeatPump+P_LoadPump

式中：

P_System：系统总能耗

P_SourcePump:水源侧水泵总能耗

P_HeatPump：水源热泵机组总能耗

P_Loadpump：负荷侧水泵总能耗

a）、水源热泵机组模型：该模型所需要的独立变量主要包括：负荷侧供水温度、负荷侧回水温度、主机出力、每台主机水源水流量、每台主机负荷侧水流量、运行主机台数、水源热泵主机模型回归参数；

该模型的一般形式如下：

y=c₀+c₁x₁+c₂x₂+c₃x₃

$x_1=\frac{T_{\mathrm{cho}}}{Q_{\mathrm{ChW}}},$ $x_2=\frac{T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}}{Q_{\mathrm{ChW}}{T}_{\mathrm{cdi}}},$ $x_3=\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)Q_{\mathrm{ChW}}}{T_{\mathrm{cdi}}}$

$y=\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)T_{\mathrm{cho}}}{T_{\mathrm{cdi}}}-1-\frac{1}{\left(W_{\mathrm{CW},\mathrm{per}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)Q_{\mathrm{ChW}}}{T_{\mathrm{cdi}}}$

T_cho=(T_CHLR,ChW，S)+273.15

T_cdi=(T_CHLR,CW，S)+273.15

$\mathrm{COP}=\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{P_{\mathrm{CHLR}}},$

式中ρ_w是水密度(kg/m³)，c_pw是水比热(kJ/kg·K)；

主机的能耗P_CHLR(kW)可以用下式预测:

$P_{\mathrm{CHLR}}=[\frac{(c_0+c_1{x}_1+c_2{x}_2+1)T_{\mathrm{cdi}}}{(-c_3{Q}_{\mathrm{ChW}}+T_{\mathrm{cho}}-\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)})}-1]Q_{\mathrm{ChW}}$

如果主机电机最大功率已知P_Mtr,max(kW)，则在给定条件下，主机最大的制冷能力Q_CHLR，Cap(Kw)是

$Q_{\mathrm{CHLR},\mathrm{Cap}}=\frac{-b+\sqrt{b^2-4\mathrm{ac}}}{2a}$

$a=c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}$

$b=T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}+(c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)})P_{\mathrm{Mtr},\max }+c_0{T}_{\mathrm{cdi}}$

c=c₁T_choT_cdi+c₂(T_cdi-T_cho)-T_choP_Mtr，max

所以主机综合能效(kW/ton)是:

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}=\frac{P_{\mathrm{CHLR}}}{Q_{\mathrm{ChW}}\frac{\mathrm{3,412}}{\mathrm{12,000}}}=3.517(\frac{(c_0+c_1{x}_1+c_2{x}_2+1)T_{\mathrm{cdi}}}{(-c_3{Q}_{\mathrm{ChW}}+T_{\mathrm{cho}}-\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}})}-1)$

计算部分负荷下，系统的最优效率，可以对上式求Q_ChW求一阶导数，则在部分负荷情况下，最优的制冷效率，可用下式求解

$\frac{\∂\left(\frac{P}{Q_{\mathrm{ch}}}\right)}{\∂Q_{\mathrm{ch}}}=0$

$Q_{\mathrm{CHLR},\mathrm{Opt}}=\frac{\mathrm{3,412}}{\mathrm{12,000}}\frac{-b+\sqrt{b^2-4\mathrm{ac}}}{2a}$

$a=c_0+1,b=2(c_1{T}_{\mathrm{cho}}+c_2\frac{T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}}{T_{\mathrm{cdi}}}),$ $c=-T_{\mathrm{cho}}\frac{c_1{T}_{\mathrm{cho}}+c_2\frac{(T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}})}{T_{\mathrm{cdi}}}}{c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}}$

其中，冷冻水流量V_CW应处于系统最大、最小流量之间；

其中运行主机台数N_CHLR可根据总的主机出力与单机主机最大的制冷能力Q_CHLR，Cap的比值，取整得到；

b）、负荷侧水泵模型：水泵的一般能耗计算如下式

$P_{\mathrm{pump}}=\frac{V\×H\×\mathrm{SG}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{all}}}$

式中V是水流量，H是水泵扬程，

η_all＝η_pumpη_motorη_VSD

在不同转速下的效率由水泵的效率曲线计算，电机的效率通过时间负载与铭牌负载的比值计算，当电机的负载功率大于25马力小于铭牌功率时，其采用公式：

η_motor=0.94187×(1-e^-0.0904x)

根据实际转速的百分比利用下式计算其动态效率

η_VSD=50.87+1.283x-0.0142x²+5.834×10^-5x³

水泵输送的总能量为:

$Q_{\mathrm{ChW}}=\frac{V_{\mathrm{ChW}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{ChW}}}{24}$

式中Q_ChW是系统的制冷或制热量，单位为kW， V_ChW是系统空调水流量，单位是m³/h，ΔT_ChW是空调水供回水温差，单位为F，

水泵的综合效率由下式计算：

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{pump}}=\frac{P_{\mathrm{pump}}}{Q_{\mathrm{ChW}}}=\frac{N_{\mathrm{pump}}\×V\×H}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{all}}}\×\frac{24}{V_{\mathrm{ChW}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{ChW}}}$

式中N_pump为水泵运行台数

对于一次泵,N_pump×V=V_ChW.由于一级水泵的流量为定流量，所以一级水泵的扬程是固定值，如果一次泵的效率为η_PPMP,则一次泵的等效效率（Kw/ton）由下式计算:

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{PPMP}}=0.004521\frac{H_{\mathrm{PPMP}}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{PPMP}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{ChW}}}$

对于二次泵的流量为,B_pump×V=V_Lp,ChW,由于二次泵是变频泵，其值与主机内的流量不同，水泵的扬程用下式来估算：

H_SPMP=DP_Lp+eG² _{Lp_ChW}

式中DP_Lp为二次环路压差，e为二次水环路阻力，G_{Lp_ChW}为流体的质量流量，其值等于流体的体积流量V_{Lp_ChW}与流体密度的乘积，则二次泵的能耗可用下式计算：

$P_{\mathrm{SPMP}}=\frac{G_{\mathrm{Lp}\_\mathrm{ChW}}\×({\mathrm{DP}}_{\mathrm{Lp}}+e{V}_{\mathrm{Lp}\_\mathrm{ChW}}^2)}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{SPMP}}}$

式中η_SPMP是负荷侧水泵的综合效率；

根据此计算模型，结合负荷侧水泵台数计算负荷侧的总能耗；

c）、水源侧水泵模型

在实际工程中可以忽略水泵升温因素，对于水源侧水泵建立下述热平衡方程:

$\frac{V_{\mathrm{load}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{load}}}{24}=(1+\frac{{\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}}{3600})Q_{\mathrm{Load}}=(1+\frac{{\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}}{3600})\frac{V_{\mathrm{source}}\mathrm{\Δ}{T}_{\mathrm{source}}}{24}$

水源侧水泵的有效传输效率用下式计算：

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CWPMP}}=\frac{H_{\mathrm{CWPMP}}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{CWPMP}}}\frac{V_{\mathrm{CW},\mathrm{per}}}{Q_{\mathrm{ChW},\mathrm{per}}}$

式中H_CWPMP为水源水泵的扬程，η_CWPMP为水源水泵综合效率，除水泵综合效率外，其计算方法与负荷侧水泵类似,V_CW，per是水源水流量,Q_ChW，per为主机负荷；

根据此计算模型，结合水源侧水泵台数计算水源侧的总能耗；

（4）、将已采集、存放于数据库中的无法控制变量和可控变量输入到基于模型的优化控制策略模块的数学模型中，通过梯度优化算法，得出系统的最小运行总能耗，即目标函数，从而得到水源热泵系统运行控制中可控变量的最优值，得到优化运行策略的各控制参数；

（5）、利用远程数据分析与模型修正模块对模型进行校验和修正。对于新建系统的优化时，采用的各参数模型均为理论值或产品样本说明书中的各参数值，在系统建成运营时的各参数应进行校验和修正；对于已经使用的水源热泵系统初始优化时采用的水源热泵主机的性能会随时间发生有一定衰减，系统初期所建立的模型随时间的推移，误差会越来越大，因此需要利用实测数据对系统模型进行校验和修正。若计算精度不满足要求，需要对模型参数修正后，重新重复步骤（1）~步骤（4）进行优化。

如图5所示，所述远程数据分析与模型修正模块3的主要功能是根据现存测试的历史数据对系统模型进行自适应修正。由于现场测试条件复杂存在电磁干扰等因素，实测数据不可避免地存在噪音，并且传感器的准确性也要衰减甚至失效，所以实测的数据必须进行处理与分析，以保证最终用来修正模型的数据真实可靠。尽管目前存在一些算法可以部分实现信号滤波的功能，但为了保证最后模型的可靠性，仍需要专业人员对数据的可靠性进行分析；同时由于主机性能的衰减是一个逐渐过程，系统并不需要时时更新修正，所以本系统将数据分析与模型修正建立成独立离线模块，管理人员可以远程访问数据库，对数据进行分析，并可将修正后的模型上传到主机服务器，从而保证了各组件模型的输出结果与实际运行结果相符，同时进行不确定分析，确保用于修正系统的数据具有高可靠性。

（6）将步骤（4）得到并经步骤（5）校验的优化运行策略控制参数，通过DDC控制器对系统运行参数进行调整和控制，从而实现节能运行。

通过上述优化控制方法，可以确定：不同工况下的最优取水流量、不同工况下的最优主机开启台数、不同工况下的最优水泵开启台数、不同工况下的最优空调供水温度和最优控制策略下的输入功率等可控参数的最优组合值。以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在发明的保护范围之内。

Claims (1)

1.一种水源热泵节能优化控制方法，其特征在于：包括以下步骤：

（1）利用PID局部控制模块中的DDC控制器采集水源热泵系统运行时的无法控制变量和可控变量，包括：

e：负荷侧二次水环路阻力

DP_LP：负荷侧二次环路压差

V_LP，ChW：负荷侧二次环路水体积流量

η_SPMP：负荷侧二次泵综合效率

H_PPMP：负荷侧一次泵扬程

η_PPMP：负荷侧一次泵综合效率

T_CHLR,ChW，S：负荷侧供水温度

T_CHLR,CW,S：负荷侧回水温度

V_{CHLR,CW，per}每台主机水源水流量

V_CHLR,ChW,per每台主机负荷侧水流量

N_CHLR：运行主机台数

c0,c1,c2,c3：水源热泵主机模型回归参数

T_WB:空气湿球温度

T_DB:空气干球温度

T_River:水源侧水温

H_CWPMP：水源侧水泵扬程

η_CWPMP：水源侧水泵综合效率

（2）将上述实时采集的变量储存在数据库中；

（3）基于模型的优化控制策略模块建立了水源热泵机组模型、负荷侧水泵模型和水源侧水泵模型，利用上述模型对水源热泵系统综合能耗进行计算，其总能耗采用下面公式：

P_System＝P_SourcePump+P_HeathPump+P_LoadPump

式中：

P_System：系统总能耗

P_SourcePump:水源侧水泵总能耗

P_HeatPump：水源热泵机组总能耗

P_Loadpump：负荷侧水泵总能耗

a）、水源热泵机组模型：该模型所需要的独立变量主要包括：负荷侧供水温度、负荷侧回水温度、主机出力、每台主机水源水流量、每台主机负荷侧水流量、运行主机台数、水源热泵主机模型回归参数；

该模型的一般形式如下：

y=c₀+c₁x₁+c₂x₂+c₃x₃

$x_1=\frac{T_{\mathrm{cho}}}{Q_{\mathrm{ChW}}},$ $x_2=\frac{T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}}{Q_{\mathrm{ChW}}{T}_{\mathrm{cdi}}},$ $x_3=\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)Q_{\mathrm{ChW}}}{T_{\mathrm{cdi}}}$

$y=\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)T_{\mathrm{cho}}}{T_{\mathrm{cdi}}}-1-\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW},\mathrm{per}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}\frac{(\frac{1}{\mathrm{COP}}+1)Q_{\mathrm{ChW}}}{T_{\mathrm{cdi}}}$

T_cho=(T_CHLR,ChW，S)+273.15

T_cdi=(T_CHLR,CW，S)+273.15

$\mathrm{COP}=\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{P_{\mathrm{CHLR}}},$

式中ρ_w是水密度(kg/m³)，c_pw是水比热(kJ/kg·K)；

主机的能耗P_CHLR(kW)可以用下式预测:

$P_{\mathrm{CHLR}}=[\frac{(c_0+c_1{x}_1+c_2{x}_2+1)T_{\mathrm{cdi}}}{(-c_3{Q}_{\mathrm{ChW}}+T_{\mathrm{cho}}-\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)})}-1]Q_{\mathrm{ChW}}$

如果主机电机最大功率已知P_Mtr,max(kW)，则在给定条件下，主机最大的制冷能力Q_CHLR，Cap(Kw)是

$Q_{\mathrm{CHLR},\mathrm{Cap}}=\frac{-b+\sqrt{b^2-4\mathrm{ac}}}{2a}$

$a=c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}$

$b=T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}+(c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)})P_{\mathrm{Mtr},\max }+c_0{T}_{\mathrm{cdi}}$

c=c₁T_choT_cdi+c₂(T_cdi-T_cho)-T_choP_Mtr，max

所以主机综合能效(kW/ton)是:

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}=\frac{P_{\mathrm{CHLR}}}{Q_{\mathrm{ChW}}\frac{\mathrm{3,412}}{\mathrm{12,000}}}=3.517(\frac{(c_0+c_1{x}_1+c_2{x}_2+1)T_{\mathrm{cdi}}}{(-c_3{Q}_{\mathrm{ChW}}+T_{\mathrm{cho}}-\frac{Q_{\mathrm{ChW}}}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)})}-1)$

计算部分负荷下，系统的最优效率，可以对上式求Q_ChW求一阶导数，则在部分负荷情况下，最优的制冷效率，可用下式求解

$\frac{\∂\left(\frac{P}{Q_{\mathrm{ch}}}\right)}{{\∂Q}_{\mathrm{ch}}}=0$

$Q_{\mathrm{CHLR},\mathrm{Opt}}=\frac{\mathrm{3,412}}{\mathrm{12,000}}\frac{-b+\sqrt{b^2-4\mathrm{ac}}}{2a}$

a=c₀+1, $b=2(c_1{T}_{\mathrm{cho}}+c_2\frac{T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}}}{T_{\mathrm{cdi}}}),$ $c=-T_{\mathrm{cho}}\frac{c_1{T}_{\mathrm{cho}}+c_2\frac{(T_{\mathrm{cdi}}-T_{\mathrm{cho}})}{T_{\mathrm{cdi}}}}{c_3+\frac{1}{\left(V_{\mathrm{CW}}{\mathrm{\ρ}}_w{c}_{\mathrm{pw}}\right)}}$

其中，冷冻水流量V_CW应处于系统最大、最小流量之间；

其中运行主机台数N_CHLR根据总的主机出力与单机主机最大的制冷能力Q_CHLR，Cap的比值，取整得到；

b）、负荷侧水泵模型：水泵的一般能耗计算如下式

$P_{\mathrm{pump}}=\frac{V\×H\×\mathrm{SG}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{all}}}$

式中V是水流量，H是水泵扬程，

η_all＝η_pumpη_motorrη_VSD

在不同转速下的效率由水泵的效率曲线计算，电机的效率通过时间负载与铭牌负载的比值计算，当电机的负载功率大于25马力小于铭牌功率时，其采用公式：

η_moor=0.94187×(1-e^-0.0904x)

根据实际转速的百分比利用下式计算其动态效率

η_VSD=50.87+1.283x-0.0142x²+5.834×10^-5x³

水泵输送的总能量为:

$Q_{\mathrm{ChW}}=\frac{V_{\mathrm{ChW}}{\mathrm{\ΔT}}_{\mathrm{ChW}}}{24}$

式中Q_ChW是系统的制冷或制热量，单位为kW，V_ChW是系统空调水流量，单位是m³/h，ΔT_ChW是空调水供回水温差，单位为F，

水泵的综合效率由下式计算：

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{pump}}=\frac{P_{\mathrm{pump}}}{Q_{\mathrm{ChW}}}=\frac{N_{\mathrm{pump}}\×V\×H}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{all}}}\×\frac{24}{V_{\mathrm{ChW}}{\mathrm{\ΔT}}_{\mathrm{ChW}}}$

式中N_pump为水泵运行台数

对于一次泵,N_pump×V=V_ChW.由于一级水泵的流量为定流量，所以一级水泵的扬程是固定值，如果一次泵的效率为η_PPMP,则一次泵的等效效率（Kw/ton）由下式计算:

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{PPMP}}=0.004521\frac{H_{\mathrm{PPMP}}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{PPMP}}{\mathrm{\ΔT}}_{\mathrm{ChW}}}$

对于二次泵的流量为,N_pump×V=V_Lp,ChW,由于二次泵是变频泵，其值与主机内的流量不同，水泵的扬程用下式来估算：

H_SPMP=DP_Lp+eG² _{Lp_ChW}

式中DP_Lp为二次环路压差，e为二次水环路阻力，G_{Lp_ChW}为流体的质量流量，其值等于流体的体积流量V_{Lp_ChW}与流体密度的乘积，则二次泵的能耗可用下式计算：

$P_{\mathrm{SPMP}}=\frac{G_{\mathrm{Lp}\_\mathrm{ChW}}\×({\mathrm{DP}}_{\mathrm{Lp}}+e{V}_{\mathrm{Lp}\_\mathrm{ChW}}^2)}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{SPMP}}}$

式中η_SPMP是负荷侧水泵的综合效率；

根据此计算模型，结合负荷侧水泵台数计算负荷侧的总能耗；

c）、水源侧水泵模型

在实际工程中可以忽略水泵温升因素，对于水源侧水泵建立下述热平衡方程:

$\frac{V_{\mathrm{load}}{\mathrm{\ΔT}}_{\mathrm{load}}}{24}=(1+\frac{{\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}}{3600})Q_{\mathrm{Load}}=(1+\frac{{\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CHLR}}}{3600})\frac{V_{\mathrm{source}}{\mathrm{\ΔT}}_{\mathrm{source}}}{24}$

水源侧水泵的有效传输效率用下式计算：

${\mathrm{\ξ}}_{\mathrm{CWPMP}}=\frac{H_{\mathrm{CWPMP}}}{{\mathrm{\η}}_{\mathrm{CWPMP}}}\frac{V_{\mathrm{CW},\mathrm{per}}}{Q_{\mathrm{ChW},\mathrm{per}}}$

式中H_CWPMP为水源侧水泵的扬程，η_CWPMP为水源侧水泵综合效率，除水泵综合效率外，其计算方法与负荷侧水泵类似,V_CW，per是水源水流量,Q_ChW，per为主机负荷；

根据此计算模型，结合水源侧水泵台数计算水源侧的总能耗；

（4）、将已采集、存放于数据库中的无法控制变量和可控变量输入到基于模型的优化控制策略模块的数学模型中，通过梯度优化算法，得出系统的最小运行总能耗，即目标函数，从而得到水源热泵系统运行控制中可控变量最优值，得到优化运行策略的各控制参数；

（5）、利用实测数据，通过远程数据分析与模型修正模块对模型进行校验和修正，若计算精度不满足要求，在对模型参数修正后，重新重复步骤（1）~步骤（4）进行优化；

（6）将步骤（4）得到并经步骤（5）检验或修正后的各控制参数最优组合，通过DDC控制器对系统运行参数进行调整，从而实现节能运行。

Images