基于濕度直接控制策略變風量HVAC 系統(tǒng)Trnsys 仿真研究

白衛(wèi)東 李宗凱 邵旭東 李海峰 何一堅

1 大唐吉林發(fā)電有限公司熱力分公司

2 浙江大學制冷與低溫研究所

0 引言

據(jù)報道HVAC 系統(tǒng)總能耗在大型公共建筑能耗中所占的比例約為55%[1]。林興斌和黃藝新等利用Trnsys 開展HVAC 系統(tǒng)優(yōu)化控制，節(jié)能效果達到10～43.1%[2-6]。Imran Iqbal 和Alberto 等研究了基于人工神經(jīng)網(wǎng)絡之類的建筑能耗優(yōu)化控制新策略[7-8]。ASHRAE Standard 62-2001[9-10]規(guī)定，舒適性空調相對濕度必須在30%～60%。對于工藝性空調，其濕度控制更為嚴格。章淑萍和李昱等分析了檔案室和噴漆室等對濕度控制的高要求[11-14]。對此，孫勇等初步研究了VAV 系統(tǒng)送風溫度對相對濕度的影響[15]。由于溫度和濕度存在強耦合，VAV 系統(tǒng)變風量溫度達到要求時房間水分還無法去除，存在濕度控制無法達到規(guī)定的風險。

為此，本文提出了變風量HVAC 系統(tǒng)濕度直接控制策略，建立其模型，研究了系統(tǒng)能源消耗以及運行中的溫度、濕度波動特性。

1 建筑及HVAC 系統(tǒng)簡述

建筑模型為4 層辦公建筑，每層房間數(shù)為8 個。單個房間的長為9 m，寬為6 m，高為3.5 m。建筑各朝向的窗墻比均為0.4。內部人員負荷選取為坐姿輕度工作，房間設備、燈光、圍護結構等按照《公共建筑節(jié)能設計標準》[16]中辦公室建筑的規(guī)定值來選取。HVAC 系統(tǒng)采用一個AHU 來為整棟大樓進行供風。AHU 啟停時間為8:00-18:00。新風量采用固定新風比，新風與回風混合后送入AHU。變風量系統(tǒng)利用一個PID 控制器來控制房間送風量。仿真氣象數(shù)據(jù)利用Meteonorm7導出的杭州當?shù)氐臍庀笪募募緸?、8 月，冬季為1、2 月。

本文對比研究了三種控制策略，并建立了相應的模型。控制策略一為定風量HVAC 系統(tǒng)常用控制策略。控制策略二為利用PID 控制器控制冷凍水泵流量將表冷器出風溫度維持為12 ℃的變風量HVAC 系統(tǒng)間接控制策略。控制策略三為利用PID 控制器控制冷凍水泵流量維持房間相對濕度為50%～60%的變風量HVAC 系統(tǒng)直接控制策略，即本文所提出的濕度直接控制策略，其控制系統(tǒng)結構如圖1 所示。

圖1 控制策略三結構圖

2 濕度直接控制系統(tǒng)建模

2.1 空氣環(huán)路控制策略

空氣環(huán)路包含有風機、表冷器、換熱器、再熱器、加濕器等。送風量均由PID 控制器根據(jù)房間溫度來調節(jié)。設置夏季和冬季房間溫度均為24 ℃。送風時間為8:00-18:00。回風風機額定風量為58000 kg/h，新風風機額定風量為25000 kg/h。運行時實際功率曲線的設置為：

式中：P*為風機的額定功率，kW；K為風機實際風量與額定風量的比值。

夏季利用PID 控制冷凍水流量將房間濕度控制在45%～55%，設置再熱器參數(shù)，將房間送風溫度設為18 ℃。冬季利用PID 控制鍋爐出水流量，房間送風溫度為28 ℃。

2.2 水環(huán)路控制策略

水環(huán)路控制系統(tǒng)包括制冷機等設備的啟停控制，輸出1 為啟動，0 為停止。冷水機組的供水溫度為7 ℃，鍋爐的供水溫度為50 ℃。一次泵為定流量，二次泵變流量，兩者之間采用旁通閥調節(jié)流量，旁通閥采用equation 編寫公式。采用PID 控制二次泵流量，維持房間相對濕度在45%～55%。熱水泵為變頻泵，采用PID控制流量，換熱器出口的空氣溫度為28 ℃。冷卻塔風機為變頻風機，出水溫度為30 ℃。

3 溫/濕度控制結果分析

根據(jù)控制策略一、二、三建立的仿真模型，選取杭州市氣象數(shù)據(jù)，模擬步長為0.05h，得到在夏季和冬季的溫/濕度以及各設備的能耗數(shù)據(jù)。

3.1 溫度控制

采用控制策略一時，定風量系統(tǒng)夏季不能很好地維持房間溫度，有些天數(shù)出現(xiàn)了溫度較高的情況，日房間溫度最大波動為2 ℃。這是因為外界溫度較高造成房間冷負荷需求無法得到滿足。冬季日房間溫度最大波動為2 ℃。

采用控制策略二和三時，夏季都能將房間溫度很好地維持在24 ℃，且溫度波動范圍在0.3 ℃以內，如圖2（a）所示。由于冬季供暖一般不控制濕度，控制策略二、三冬季供暖系統(tǒng)相同。冬季能將房間溫度很好地控制在24 ℃，未出現(xiàn)過低或過高的情況，波動較小，如圖2（b）所示。表1 給出了三種控制策略的特性比較，可見控制策略二和三在溫度控制上遠優(yōu)于定風量系統(tǒng)。

圖2 控制策略三房間溫度

表1 三種控制策略特性比較表

3.2 濕度控制

控制策略一能將房間濕度控制在40%～60%，濕度波動在7%以內。控制策略二能夠較好地控制房間濕度在45%～60%，濕度波動在3%以內，相對于控制策略一來說其相對濕度略上升。這是因為房間回風量根據(jù)溫度而發(fā)生變化，部分時間風量較小，所以除濕量較小。房間濕度在ASHRAE Standard 62-2001 標準要求的范圍內。

控制策略三中利用控制器將房間濕度作為變量來控制冷凍水回路的二次泵流量。根據(jù)圖3 可得，控制策略三能夠控制房間濕度在45%～55%，濕度波動在4%以內。相對于控制策略二，房間相對濕度波動相當。進一步分析控制策略二仿真結果發(fā)現(xiàn)部分時間房間濕度在45%左右，此時減小冷凍水回路的除濕能力能夠節(jié)省能耗也能將房間濕度維持在50%左右，滿足人體舒適的要求。這是控制策略三既能很好地控制濕度又能顯著節(jié)能的主要原因。

圖3 控制策略三夏季濕度

4 能耗分析

4.1 風機能耗分析

根據(jù)仿真結果得到風機能耗具體數(shù)據(jù)，如圖4 所示。控制策略一的夏季和冬季風機耗能分別3697 kW·h 和4092 kW·h。控制策略二的夏季和冬季風機耗能分別是3514 kW·h 和3308 kW·h。控制策略三的夏季風機能耗為3528 kW·h，冬季風機能耗與控制策略二相同。

圖4 風機能耗

4.2 冷水機組與鍋爐能耗分析

根據(jù)仿真結果得到冷水機組和鍋爐能耗具體數(shù)據(jù)，如圖5 所示。控制策略一的夏季冷水機組和冬季鍋爐能耗分別為385556 kW·h 和145583 kW·h。控制策略二的夏季冷水機組和冬季鍋爐能耗分別為356667 kW·h 和97028 kW·h。控制策略三的夏季冷水機組能耗為342500 kW·h，冬季鍋爐能耗與控制策略二相同。

圖5 冷水機組與鍋爐能耗

4.3 水泵能耗分析

根據(jù)仿真結果得到泵的具體能耗，如圖6 所示。控制策略一的夏季二次泵能耗11711 kW·h,冬季熱水泵能耗為341 kW·h。控制策略二的夏季二次泵能耗為8294 kW·h，冬季熱水泵能耗為298 kW·h。控制策略三的夏季二次泵能耗分析7069 kW·h，冬季熱水泵能耗與控制策略二相同。

圖6 泵能耗

4.4 其他主要部件能耗分析

根據(jù)仿真結果得冷卻塔風機，再熱器和加濕器能耗如圖7 所示。控制策略一的三者能耗依次為16642 kW·h，100528 kW·h 和1155 kW·h，控制策略二的三者能耗依次為15397 kW·h，86194 kW·h 和857 kW·h。控制策略三的三者能耗依次為13181 kW·h，77889 kW·h 和433 kW·h。

圖7 其他主要部件能耗

4.5 能耗匯總

由表2 能耗匯總表可見，控制策略一耗能最為嚴重，每項耗能均比其余兩項高。而控制策略二、三的冬季耗能上沒有差異，是因為兩者冬季供暖策略相同。在夏季供冷上，控制策略三在冷水機組，二次泵，冷卻塔風機，再熱器和加濕器等設備上的能耗相較于控制策略一、二節(jié)能顯著，是一種更優(yōu)的節(jié)能控制策略。

表2 各設備能耗分析

5 結論

針對舒適性與工藝性變風量HVAC 系統(tǒng)的節(jié)能及運行特性問題，本文提出了濕度直接控制的新策略，利用Trnsys 建立根據(jù)房間相對濕度直接控制冷凍水回路水流量的變風量HVAC 模型，展開了比較深入的仿真研究。對采用不同控制策略的變風量HVAC 系統(tǒng)與定風量HVAC 系統(tǒng)進行了仿真比較，分析了控制策略對其運行能耗與溫/濕度等主要參數(shù)運行特性的影響。通過本文的研究，可以得到如下結論：

1）濕度直接控制策略能夠更精確地控制房間的溫/濕度波動范圍，更好地滿足變風量HVAC 系統(tǒng)的舒適性與工藝性要求。

2）濕度直接控制策略具有比較顯著的節(jié)能效果。

3）濕度直接控制策略在冬季供熱也能實現(xiàn)比較滿意的運行效果。

4）濕度直接控制能獲得直觀的濕度參數(shù)，降低了人員長時間處于非健康空調環(huán)境的風險。

本文對濕度直接控制策略展開了較為深入的研究，后續(xù)可以引入例如模糊控制等控制方法進行進一步的節(jié)能和溫/濕度運行特性的研究。