嘉禾望岗站为广州地铁14号线一期工程第一个车站,于2018年12月28日开通,是已投入运行的2,3号线与14号线的换乘站。车站设计客流量远期(2041年)为25 644人/h。空调设计冷负荷为2 007 kW,大、小系统冷负荷分别为1 301,706 kW。空调水系统依据负荷配置2台冷水机组、3台冷水泵、3台冷却水泵及2台冷却塔,具体设备参数见表1。

　　 由于设计时按远期夏季晚高峰运营条件计算车站空调负荷,故空调水系统设备根据远期负荷配置。受设计年限、客流量、室外气象参数的影响,绝大多数时间水系统设备处于部分负荷运行状态。

　　 冷水机组作为车站空调冷却水系统能耗最高的设备(该站冷水机组额定功率占总功率的比例为86.24%),其运行状况直接影响冷却水系统的整体能效指标 ^[1],所以改善冷水机组能效是提高冷却水系统能效的重要途径。从冷水机组能效的内部影响因素来看,由于该站开通时间短,冷水机组冷凝器换热性能尚且优良,冷凝器趋近温度约为0.7 ℃,因而提升冷水机组能效从外部影响因素入手,即根据外界条件的变化,处理好冷水机组、冷却水泵和冷却塔风机三者能耗耦合的问题 ^[2],提升冷却水系统部分负荷能效。

　　 以该站冷却水系统为研究对象,由于室外湿球温度、冷负荷率、冷水出水温度、冷水量、冷却水量、冷却风量这6个变量对冷却水系统总能耗的影响是共同作用的,为了简化分析,固定各个负荷率下的冷量品质,即恒定冷水出水温度为设计值10 ℃,冷水量随冷水机组单机负荷率的变化而变化。由于单台冷水泵最低流量限制为其额定流量的60%,为冷水机组额定冷水流量的67.67%,所以,当单机负荷率低于67.67%时,冷水泵最低流量变频运行。

　　 通过建立冷却水系统能效模型,对比分析不同负荷率及湿球温度下采用不同冷却水量和冷却风量时的冷却水系统能效,最终得出适合该站冷却水系统的优化控制策略。经实际运行数据验证,可实现冷却水系统较高的运行能效。

　　 车站空调水系统采用的变频降膜螺杆式冷水机组配有2台压缩机:1台高效定频压缩机和1台可变容积比变频压缩机。变频压缩机的COP随着负荷的降低而升高,可在部分负荷工况时调节冷量;定频压缩机在满负荷时COP较高,可使冷水机组长期在满负荷时输出稳定的制冷量。因此,变频降膜螺杆式冷水机组既可以满足机组满载时的COP,又可保证机组有较高的综合性能系数IPLV。单台冷水机组制冷系统流程如图1所示,冷水、冷却水均先经过1#系统完全换热后再经过2#系统。该系统流程可以在保证2#系统换热的同时增大1#系统的换热量,从而提高机组的换热量。

　　 以机组冷负荷率、冷水出水温度、冷却水进水温度、冷却水量和冷水量5个影响因素建立基于数据拟合分析的螺杆机组变工况模型 ^[3],并依据厂家提供的165组实验室数据及34组机组实测数据,得出单台冷水机组变工况下的能效模型(加权绝对百分比误差为4.71%),即

　　 $\begin{array}{l}C{\rm O}{\rm P}=C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{b}}\eta {}_{t{}_{\text{e}\text{o}}}\eta {}_{m{}_{\text{e}}}\eta {}_{t{}_{\text{c}\text{i}}}\eta {}_{m{}_{\text{c}}}(1)\\ C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{b}}=14.2288-81.5267S+344.5398S{}^2-\\ 666.3495S{}^3+592.8528S{}^4-197.0527S{}^5(2)\\ \eta {}_{t{}_{\text{e}\text{o}}}=0.23867+0.1056t{}_{\text{e}\text{o}}-0.002947t{}_{\text{e}\text{o}}^2(3)\\ \eta {}_{m{}_{\text{e}}}=-0.1617+0.0395m{}_{\text{e}}-4.0336\times \\ 10{}^{-4}m{}_{\text{e}}^2+1.2908\times 10{}^{-6}m{}_{\text{e}}^3(4)\\ \eta {}_{t{}_{\text{c}\text{i}}}=1.7215+7.1881\times 10{}^{-3}t{}_{\text{c}\text{i}}-\\ 1.0113\times 10{}^{-3}t{}_{\text{c}\text{i}}^2(5)\\ \eta {}_{m{}_{\text{c}}}=0.5811+0.00293m{}_{\text{c}}-4.5576\times 10{}^{-6}m{}_{\text{c}}^2(6)\end{array}$

　　 式(1)～(6)中 COP_b为基准COP;η_teo为冷水出水温度影响因子;η_me为冷水量影响因子;η_tci为冷却水进水温度影响因子;η_mc为冷却水量影响因子;S为冷水机组单机冷负荷率;t_eo为冷水出水温度,℃;m_e为冷水量,m³/h;t_ci为冷却水进水温度,℃;m_c为冷却水量,m³/h。

　　 该车站冷却水系统采用开式冷却塔,静压头为冷却塔塔体高度 ^[4]。管网特性曲线方程为

　　 ${\rm H}=4+3.46\times 10{}^{-4}m{}_{\text{c}}^2(7)$

　　 式中 H为冷却水泵扬程,m。

　　 变频冷却水泵能耗W_P表达式 ^[5]为

　　 $W{}_{\text{Ρ}}=\frac{{\rm H}m{}_{\text{c}}\rho g}{\eta {}_{\text{v}}\eta {}_{\text{m}}\eta {}_{\text{p}}}(8)$

　　 式中 ρ为水的密度,kg/m³;g为自由落体加速度,m/s²;η_v为变频器工作效率;η_m为电动机工作效率;η_p为水泵工作效率。

　　 冷却塔出水温度即冷水机组进水温度受室外湿球温度、冷却塔进水温度、冷却水量和冷却风量的影响 ^[6]。依据冷却塔厂家提供的不同湿球温度(18～31 ℃)下,30%～100%风量变化、60%～100%流量变化范围内,冷却水温差分别为4,5,6 ℃时的冷却塔出水温度值,建立基于数据拟合分析的冷却塔出水温度模型t_ci(加权绝对百分比误差为1.24%),即

　　 $\begin{array}{l}t{}_{\text{c}\text{i}}=5.2589+0.2482t{}_{\text{s}}+0.6701t{}_{\text{c}\text{o}}-\\ 4.8189\times 10{}^{-3}m{}_{\text{c}}-4.344591\stackrel{\cdot }{{\displaystyle m}}{}_{\text{a}}(9)\end{array}$

　　 式中 t_s为湿球温度,℃;t_co为冷却塔进水温度,℃;$\stackrel{\cdot }{{\displaystyle m}}{}_{\text{a}}$为冷却塔风量百分比。

　　 依据冷却塔厂家提供的30%～100%范围内共8挡风量变化时的功率值进行数据拟合,获得冷却塔能耗W_T:

　　 $\begin{array}{l}W{}_{\text{Τ}}=-0.006656+0.044495\stackrel{\cdot }{{\displaystyle m}}{}_{\text{a}}-\\ 0.078955\stackrel{\cdot }{{\displaystyle m}}{}_{\text{a}}^2+7.541322\stackrel{\cdot }{{\displaystyle m}}{}_{\text{a}}^3(10)\end{array}$

　　 当冷负荷为Q时,冷却水系统能效COP_S为

　　 $C{\rm O}{\rm P}{}_{\text{S}}=\frac{Q}{\frac{Q}{n{}_{1}C{\rm O}{\rm P}}+n{}_{2}W{}_{\text{Ρ}}+n{}_{3}W{}_{\text{Τ}}}(11)$

　　 式中 n₁为冷水机组运行台数;n₂为冷却水泵运行台数;n₃为冷却塔运行台数。

　　 目前,冷却水泵变流量通常采用温差控制,为避免冷却水泵频繁变速,温差通常在4～6 ℃内变化,并设频率下限保护 ^[7]。冷却塔通常与冷水机组连锁,一机对一塔,定出水温度(比室外湿球温度高2～3 ℃)控制。

　　 由于冷却水系统是强耦合系统,采用定温差控制法和定出水温度控制法并不能取得最优的节能效果。因而通过对不同控制方式下的冷却水系统运行能效进行比较,找出不同外界条件下(不同系统负荷率及室外湿球温度)冷却水系统的最佳风水比的变化规律及优化方法,使得冷却水系统能效达到最大值。

　　 冷却水系统共设5种控制方式,即分别在100%,90%,80%,70%,60%冷却水量下求最佳冷却塔风量百分比。外界条件分别为:系统负荷率20%,40%,60%,80%,100%;湿球温度24,26,28,30 ℃。利用冷却水系统能效模型,采用Excel求解得出不同负荷率和不同湿球温度下5种控制模式对应的冷却水系统能效,结果如图2～6所示。

　　 由图2～6分析可得每种外界条件下冷却水系统能效最高值时的最佳冷却水量和冷却风量,结果如表2所示。

　　 在不同负荷率及不同室外湿球温度下,冷却水泵与冷水机组运行台数保持一致,单台冷却水泵的冷却水量在70%～100%范围内变化,表明冷却水泵也具有变流量的节能效果,但其流量不随负荷等比变化,即使在20%负荷率时,也需要70%～90%的冷却水量才能实现最佳的冷却水系统能效。其次,在100%负荷率时,每台冷却水泵的冷却水量均为100%,此时冷却水平均温差为4.24 ℃,低于冷却水设计温差(5 ℃),表明设计工况下的冷却水量并非最优值。不同负荷率下的最佳冷却水平均温差如表3所示。

　　 同时,由表2可知,即使在低负荷率下,运行1台冷水机组时,也需开启2台冷却塔风机同步变频运行。这是由于在不同负荷率及不同室外温度下,开启2台变频冷却塔风机的运行能效均高于开启1台冷却塔风机。以系统负荷率40%、湿球温度24 ℃为例,开启2台均为50%风量的冷却塔风机,比开启1台100%风量的冷却塔风机能效提高3.41%。由此可见,由于冷却塔在冷却水系统内的能耗占比低,在冬季或过渡季节冷却水系统运行时,改变一机对一塔的运行策略,增加1台冷却塔(冷却水量不变,增加布水的冷却塔,同时开启风机并同步调至低速) ^[1],有效利用冷却塔换热面积,提高散热效率,降低冷却水进水温度和冷水机组冷凝温度,从而提高冷却水系统能效。

　　 进一步可获得不同外界条件下达到最佳冷却水系统COP_S时的风水比,如表4所示。由表4可知,冷却水系统在任一负荷率下,最佳风水比都随着室外湿球温度的升高而逐渐减小,风水比与湿球温度呈显著负线性相关(相关系数R=-0.822)。

　　 对根据以上能效分析结论形成的冷却水系统优化控制策略进行应用,并随机选取2019年8月6—7日期间的运行数据(每隔10 min读取一次)进行分析验证。系统运行在50%～75%负荷率之间,冷水机组、冷水泵、冷却水泵、冷却塔风机各运行2台。实测运行数据平均值如表5所示。

　　 该车站冷却水系统能效模型是基于冷水出水温度恒定为设计值(10 ℃)建立的,冷水量随冷水机组单机负荷率的变化而变化。从实测数据可知,冷水机组冷水出水温度基本保持在10 ℃上下,冷水量平均值为92.14 m³/h(该负荷率区间,设计冷水量平均值应为80 m³/h,实际运行时,控制系统为确保冷水机组正常运行,限制冷水量最低值为90 m³/h),因此,依据冷水机组能效模型对冷水出水温度和冷水量进行修正,得到表5中每台冷水机组的COP修正值。

　　 由表5可得出以下结论:

　　 1) 2台冷水机组联合运行时,总冷却水量并非平均分配,2#冷水机组平均冷却水量比1#冷水机组冷却水量大16.74%,冷却水进水温度基本保持一致,2#冷水机组相对1#冷水机组多提供13.30%的冷量,因此,2台机组的实时COP存在差异,特别是在系统负荷率60%以内的工况下。

　　 2) 在5个系统负荷率区间,冷却水总管的温差基本符合表3不同负荷率下的最佳冷却水温差,平均温差偏差为0.165 ℃。

　　 3) 在5个系统负荷率区间,平均风水比约为1.039 6,而依据表4,不同外界工况下的最佳风水比应为0.888 4。实际冷却塔出水温度逼近度约为2.50 ℃,最佳逼近度为2.15 ℃,表明在实际工况下,即使增大风水比,也难以达到理想的逼近度。

　　 4) 在系统负荷率50%～55%区间内,冷却水系统能效修正值相对能效计算最优值偏低约22.23%,分析原因主要是1#冷水机组在单机冷负荷率50%以内时能效相对理论值偏低13.74%,2#冷水机组在单机冷负荷率60%以内时能效偏低22.13%;在系统负荷率55%～60%区间内,冷却水系统能效修正值相对能效计算最优值低约18.09%,分析原因同样是2#冷水机组在单机冷负荷率60%以内时能效偏低22.13%;而在系统负荷率高于60%的3个区间运行时间占比为71.43%,冷却水系统能效修正值相对能效最优值低约1.2%,说明冷却水系统运行在较高能效工况。

　　 1) 应通过实际运行数据对车站冷却水系统能效模型进行修正,特别是对单机冷负荷率60%以内的冷水机组能效模型。

　　 2) 经冷却水系统能效分析得到的优化控制策略,依然可确保在不同负荷率和室外湿球温度条件下获得较高的冷却水系统能效。