區域供冷系統冷水輸配運行控制分析

深圳市前海能源科技發展有限公司 羅曙光 王朝暉 曠金國

0 引言

區域供冷系統包括制冷系統和冷水輸配系統兩部分，其中，制冷系統指由制冷機、水泵、冷卻塔、蓄冷設備等構成的制冷站，冷水輸配系統包括冷水輸送水泵、冷水外管網、用戶換熱站等。區別于單棟建筑的集中制冷機房系統，區域供冷系統的冷水輸送系統功率大，功率變化范圍也大，用戶用冷規律有區別，因此冷水的輸配運行控制面臨更多的工況，增加了冷水輸配系統運行與控制的復雜性，同時也增大了冷水輸配的靈活性。合理優化運行控制策略，可以提升系統能效，降低運行成本。

針對空調系統或區域供冷系統的控制研究有不少報道[1-5]，研究方法從傳統的機理控制模型逐漸發展到目前流行的大數據人工智能建模。區域供冷輸配系統運行控制的目標是滿足用戶用冷需求、提高能效、降低運維成本、保證系統可靠性。區域供冷運營單位與用戶的供冷協議中，一般會約定換熱子站用戶側冷水供水溫度(通常為7 ℃)，區域供冷輸配系統需要精確控制用戶側供水溫度，保證不高于約定溫度。本質上，在保證制冷站供水溫度的條件下，對區域供冷輸配系統用戶側供水溫度精確控制，就是對冷水流量的精確控制，同時也能達到提高能效和可靠性、降低運維成本的目的。沒有合理的水力工藝設計與設備選型作支撐，控制系統將成為空中樓閣。

冷水輸配系統主要控制設備有2種，即制冷站的變頻輸送水泵和換熱站的流量控制閥。通常的設計理念是在換熱站管網接口滿足最小要求壓頭條件下，換熱站控制閥能夠獨立實現二次側供水溫度的自動控制，而輸送水泵則負責為換熱站管網接口提供足夠的壓頭。輸送水泵的控制方式是調節水泵運行頻率與臺數；換熱站控制閥調節方式則是調節閥門開度。區域供冷系統的特點是服務地塊與用戶眾多，各地塊出讓進度不確定，各用戶接入管網與入住進度不同，各用戶在管網中的位置不同，運行過程中的用冷規律也各不相同，導致在時間與空間上，每個換熱站都有個性化的需求，這就為換熱站控制工藝設計增加了難度。一個能夠實現獨立自動調節控制、適應各種運行條件的換熱站工藝設計，是區域供冷系統實現自動控制的關鍵。這就需要從輸配系統整體工藝與控制分析出發，分析輸配系統各種運行工況，分析主要設備在系統層面的互相影響，確定輸送水泵與換熱站未來進一步獨立研究的邊界條件。

本文從區域供冷輸配系統工藝出發，分析0～100%負荷率下，輸送水泵與換熱站可能的各種運行工況，并在此基礎上，研究制冷站輸送水泵選型、換熱站工藝配置及流量控制閥選型，以及水泵、控制閥運行參數的確定對冷水輸配系統運行控制的影響，同時分析輸送泵與換熱站控制閥的協調控制運行，并結合深圳前海區域供冷項目，對冷水輸配系統的實踐經驗進行分析。

1 冷水輸送泵的運行控制分析

1.1 冷水輸配系統工藝與水泵選型

區域供冷系統精確控制用戶側供水溫度需要通過冷水輸配系統整體控制來實現，包括制冷站內的冷水輸送水泵、冷水外管網、用戶換熱站等。區域供冷冷水輸配系統工藝如圖1所示，包括輸送水泵、用戶換熱站及輸送管網。輸送水泵將制冷站的冷水通過外管網送到各個用戶換熱站，同時為換熱站冷水流量控制提供足夠的揚程。目前區域供冷系統提供給最不利供冷換熱站的預留資用壓頭為12 m，通常最不利供冷換熱站為制冷站最遠端換熱站。

圖1 區域供冷冷水輸配系統工藝圖

冷水輸配系統一般采用變流量系統，根據用戶的冷負荷需求，調節輸送泵的頻率與運行臺數，以調節管網的輸送流量。以深圳前海10號制冷站為例，該制冷站設計供冷能力為7.7萬kW，供冷面積110萬m2，配置7臺變頻泵，六用一備，輸送水泵裝機流量與揚程均按照制冷站滿負荷選型，流量按照冷水供/回水溫度3 ℃/12 ℃選擇，運行時，用戶負荷變化范圍為0～7.7萬kW，需要調節輸送泵運行頻率與臺數，使系統在0～100%負荷率范圍內連續運行。需要說明的是，由于設計過程中出于保守考慮，冷負荷取值偏大，所以實際調節范圍達不到100%。

合理選擇水泵參數需要對用戶用冷規律進行分析。圖2顯示了深圳市典型辦公樓全年冷負荷率累計時間，縱坐標冷負荷率指小時用冷負荷與設計冷負荷的比值，橫坐標全年冷負荷率累計時間指全年大于該冷負荷率的累計時間。從圖2可以看出，在100%入住率情況下，全年超過80%負荷率的累計時間為140 h，說明用戶全年絕大部分的時間在80%以下的冷負荷率下運行。當用戶入住率為75%時，全年超過60%負荷率的累計時間為140 h。

圖2 深圳市典型辦公樓全年冷負荷率累計時間

以上規律同樣適用于由多個辦公樓組成的區域供冷系統。對于區域供冷系統，冷負荷率為區域供冷總冷負荷率，即區域內用冷總負荷/制冷站供冷能力，入住率需要相應采用區域內總入住率。

當總入住率達到75%時，全年超過60%負荷率的累計時間也不超過140 h，說明區域供冷輸配系統絕大多數時間處于60%負荷率以下運行。

圖3顯示了深圳前海10號制冷站輸送水泵特性曲線與水泵工作區域的關系。對于有多個用戶的外管網來說，即使制冷站管網有同樣的負荷率，或者說制冷站有同樣的總供水流量，但是由于各用戶不同的負荷率組合，導致沿管程的流量分布不同，管網阻力也不同，從而使系統阻力曲線與水泵特性曲線有不同的交叉點，所以水泵工作區域是一個范圍(圖3中陰影部分)。

圖3 冷水輸送泵特性曲線與水泵工作區域

從圖3可以看出：當總冷負荷率達到40%時，由于管網內水流平均流速只有40%，管網的壓降只有設計壓降的16%，也就是5 m，水泵揚程平均只有17 m，其中包括12 m的最不利末端換熱站資用壓頭；當總冷負荷率達到60%時，水泵揚程平均為24 m。可見，在絕大部分時間內，冷水輸配系統水泵在小揚程范圍內運行，遠小于現有的水泵設計揚程46 m。如何結合系統節能運行，綜合考慮區域供冷系統冷負荷變化，以及輸配系統阻力和水泵工作區域，是輸送水泵合理選型的關鍵，包括水泵臺數、水泵流量與揚程、變頻高效區等，選型因素不但要考慮滿負荷運行工況，還要考慮變頻運行工況。

圖3為水泵選型的依據。在設計滿負荷工況下，6臺水泵全開，且在100%轉速下運行，6臺水泵并聯運行的特性曲線與系統阻力曲線交點為A，此時A點的揚程剛好為水泵設計揚程，對應100%負荷率的6臺水泵總流量也剛好為管網設計流量；如果在44%負荷率下運行，即B點，則可以選擇3臺水泵70%轉速運行，也可以選擇6臺水泵60%轉速運行，在水泵組合選型時要考慮水泵效率，保證水泵組合能運行在高效區；在0～8%(C點)負荷率區間時，考慮到通用水泵電動機發熱的影響，水泵運行最小轉速比設置為50%，此時開1臺水泵，水泵運行揚程大于對應流量的系統阻力，需要板式換熱器間閥門配合調節，把多余的換熱站管網壓頭平衡掉。對于接近零負荷率(零流量)工況，則要考慮為水泵配置專用變頻電動機，使之運行在更低轉速下，比如30%，從而匹配相應的系統阻力和流量，同時還工作在高效區域。

根據不同負荷率工況對水泵進行優化選型，并合理制定運行策略，以降低水泵運行能耗。關于輸送水泵能耗對供冷損失的影響分析，可以參考文獻[6]。

另外，由于設計冷負荷一般取值偏大，往往造成管網偏大，水泵設計揚程與流量大于實際需求，造成在水泵選型階段出現偏差，給運行的精確調節控制帶來一定困難，這就對合理選擇水泵臺數、設計揚程、設計流量、變頻范圍等提出了更高要求。

1.2 冷水輸送泵運行控制實踐

以深圳前海10號制冷站為例進行分析，該制冷站2019年7月開始運行。2020年用戶主要為A大廈與B學校，供冷面積分別為5.4萬m2與4.0萬m2，入住率均為100%。2021年接入C、D、E用戶，供冷面積分別為12.7萬、5.8萬、7.6萬m2。2021年上半年處于調適階段，預期2022年這些用戶滿負荷運行。計算可得，2020年制冷站用戶的總入住率為8%，2022年用戶的總入住率可達28%。

在系統運營初期，區域用戶負荷相對較小。由于區域供冷項目冷水輸送泵揚程往往都比較大，在很長時間段內，即使水泵按照最低頻率運行，冷水流量都會大于系統所需流量，導致運行能耗較高。圖4顯示了某個時段內制冷站總管壓降與用戶換熱站總管壓降的變化。從圖4可以看出，換熱站總管壓降基本穩定在14 m，制冷站總管壓降基本穩定在14.8 m，外管網供水管道沿程壓降不到1 m。換熱站的壓降基本接近制冷站的壓降，所以在小負荷時，外管網沿程壓降非常小，輸送水泵的揚程也比較小，接近換熱站總管壓降。需要注意的是，圖4中的換熱站總管壓降14 m大于設計的12 m，這與圖3中50%轉速時的運行數據一致，水泵揚程高于系統阻力的部分壓頭由換熱站的閥門調節消除。以上分析表明，現有單臺水泵的設計揚程與流量選型偏大，或者電動機最小轉速不夠低，根據區域供冷系統大部分時間在較小負荷率下運行的實際情況，配置可以變頻到更低轉速的電動機，或者配置小揚程、小流量變頻輸送水泵，可以優化小負荷率工況運行。

圖4 制冷站與用戶換熱站總管壓降變化曲線

2 用戶換熱站的運行控制分析

2.1 用戶換熱站的工藝系統與閥門選型

圖5為典型換熱站工藝原理圖，通過控制閥調節一次側管網流量，實現板式換熱器的換熱量調節，從而根據用戶側冷負荷，達到控制板式換熱器二次側供水溫度(7 ℃)的要求。其中，換熱站總管壓降Δp由輸送水泵承擔，除了供回水管網沿程壓降，水泵的揚程主要用于克服換熱站阻力，作為控制閥調節流量的水流驅動力。當冷負荷增大，換熱站總管壓降小于12 m時，增大水泵運行頻率或增加運行臺數，以增大管網輸送冷水量，從而達到提高換熱站總管壓降的要求。

注：Δpv為控制閥門壓降；Δph為板式換熱器壓降；Δpf為過濾器壓降。圖5 換熱站工藝原理圖

對于換熱站水路，有

Δp=Δpv+Δph+Δpf+Δpp

(1)

式中Δpp為換熱站水路管道及管件壓降，kPa。

精確控制二次側供水溫度，需要精確控制一次側供水流量，這個過程由流量控制閥實現。對于冷水控制閥，流量與壓降的關系可表示為[7]

式中 Q為流量，m3/h；Kv為閥門流量系數，m3/h。

控制閥選型參數包括最大控制流量Qmax、最小控制流量Qmin、控制水路總管壓降為12m時閥門全開的壓降Δpvo等。

對于換熱站水路只有一個控制閥的系統，壓降為Δpv時，最大與最小流量可分別表示為

則閥門的可調比可表示為

式中 R為控制閥理想可調比，是最大控制流量與最小控制流量的比值，也等于最大流量控制系數與最小流量控制系數的比值，可調比決定了閥門的控制精度。

不同類型的控制閥門有不同的理想可調比，蝶閥的理想可調比為20，球閥的理想可調比為50，V形球閥的理想可調比為200[7]。對于加工精度不高的V形球閥，理想可調比也可達50[8]。

對于實際控制回路，還存在一個實際可調比。換熱站水路總管壓降為12m、控制閥壓降為Δpvo時，有

式中 Q′max為實際最大控制流量，也就是換熱站裝機冷負荷對應的設計流量，為一個固定值。

根據式(4)可知，最小控制流量取決于閥門兩端壓差，當閥門兩端壓差增大時，閥門最小控制流量增大。根據式(1)，閥門兩端壓降Δpv取決于換熱站總管壓降，以及板式換熱器、過濾器、管道及管件的壓降，當控制流量最小時，閥門兩端壓降Δpv接近于換熱站總管壓降Δp。于是有

式中 Q′min為實際最小控制流量。

從而得到閥門實際可調比R′為

由式(8)可以看出，閥門實際可調比R′取決于理想可調比R、閥門最大開度時設計閥門壓降Δpvo(換熱站總管壓降為12m時)和換熱站總管壓降Δp。

對于深圳前海10號站換熱站來說，最小總管壓降為12m,最大總管壓降為最靠近制冷站的換熱站在制冷站負荷為設計負荷時的壓降，即輸送水泵揚程為46m。

根據式(8)得到控制閥實際可調比R′隨換熱站供回水總管壓降的變化曲線，如圖6所示。由圖6可見，對于實際的換熱站水路，不同閥門的可調比均比理想可調比有大幅下降。在換熱站總管壓降為設計值12m時，蝶閥可調比從理想可調比20降為實際可調比10，球閥可調比從理想可調比50降為實際可調比25，V形球閥可調比從理想可調比200降為實際可調比100。

圖6 控制閥實際可調比隨換熱站供回水總管壓降的變化(控制閥全開壓降3 m)

蝶閥實際可調比10表示蝶閥最小控制流量為最大控制流量的10%，或者說蝶閥的最小控制負荷為10%設計負荷。隨著換熱站總管壓降的增大，控制閥實際可調比減小，當水泵揚程為46 m時，蝶閥的實際可調比只有5，說明最小控制冷負荷為設計冷負荷的20%。為了提高蝶閥的實際可調比，在控制蝶閥回路串聯了靜態平衡閥與動態平衡閥，通過增大管路壓降來降低控制蝶閥兩端的壓降，從而達到提高蝶閥實際可調比、控制最小流量的目的，國內區域供冷換熱站工藝基本采用此方案，下一節具體討論。

從圖6還可以看出，V形球閥的實際可調比最大，即使換熱站總管壓降達到46 m，實際可調比依然達到51，最小控制流量為最大控制流量的2%，完全不需要增加額外的閥門壓降來提高實際可調比，或者說達到了降低最小控制流量的效果。因此，V形球閥比較適用于區域供冷換熱站流量調節控制。

由式(8)還可以看出，影響實際可調比的另一個因素是閥門全開時的壓降，這個壓降是換熱站總管壓降為設計值12 m時的數值，也就是設計閥權度。圖6顯示了閥門全開壓降為3 m，也就是設計閥權度為0.25時的實際可調比變化。當閥門全開壓降為1 m，或者設計閥權度為0.08時，不同類型控制閥實際可調比隨換熱站供回水總管壓降的變化如圖7所示。從圖7可以看出，當換熱站總管壓降為設計值12 m時，蝶閥可調比從理想可調比20降為實際可調比6，球閥可調比從理想可調比50降為實際可調比14，V形球閥可調比從理想可調比200降為實際可調比58。

圖7 控制閥實際可調比隨換熱站供回水總管壓降的變化(控制閥全開壓降為1 m)

隨著換熱站壓降的增大，蝶閥的實際可調比可減小到3，已基本失去了精確控制能力，而V形球閥依然可以達到29的實際可調比。閥門全開時壓降越小，控制閥能耗越小，說明采用V形球閥作為控制閥，不但可以精確控制換熱站流量，還可以降低運行能耗。

2.2 典型用戶換熱站工藝與控制分析

圖8為一個典型的區域供冷系統用戶換熱站工藝系統圖，系統通過控制閥調節一次側管網流量，實現板式換熱器的換熱調節，從而根據用戶側冷負荷，達到控制板式換熱器二次側供水溫度(7 ℃)的要求。控制閥門包括靜態平衡閥、動態平衡閥與流量控制蝶閥。換熱站壓降公式為

圖8 用戶換熱站典型工藝系統圖

Δp=Δpv+Δpj+Δpd+Δph+Δpf+Δpp(9)

式中Δpj為靜態平衡閥壓降，kPa；Δpd為動態平衡閥壓降，kPa。

目前通常的控制閥設計選型是按照換熱站總管壓降12m來確定蝶閥全開時的壓降，比如圖6，蝶閥的壓降設計為3m，此時閥權度為0.25。如果板式換熱器、過濾器、管道及管件等壓降為8m，則靜態平衡閥與動態平衡閥在設計工況下只有1m的壓降，需要根據水泵揚程、管道負荷及換熱站的位置來確定閥門的設計參數與運行參數。而在總管壓降為46m時，靜態平衡閥與動態平衡閥需要承擔35m的壓降。同樣的最大流量，承擔不同的壓降，理論上只有通過動態平衡閥來實現。

減小動態平衡閥的壓降通過設置靜態平衡閥并調節開度來實現，但是一般只對靜態平衡閥開度設置一次，換熱站越靠近制冷站，靜態平衡閥需要承擔的壓降越大，一般開度也越小。帶來的后果是，為了滿足調節較近換熱站總管壓降時最大流量的要求，靜態平衡閥承擔的壓降可能遠遠大于換熱站壓降為12m時的設定壓降1m，這就導致增大了換熱站總管路的阻力系數，在換熱站壓降為12m時，換熱站最大流量小于滿負荷流量，滿足不了冷負荷需求。

這樣的設計存在一個矛盾的地方，在滿足控制最小流量后，不能同時滿足不同換熱站總管壓降時最大流量的控制要求。而不同供冷季及不同用戶接入率，都會有不同水泵揚程需求，如圖2、3所示。

實際運行表明，當區域供冷系統總冷負荷率不高時，輸送水泵實際運行揚程遠小于設計揚程，很多時間段還接近換熱站設計最小壓差，這些附加閥門的額外壓降反而降低了蝶閥全開時兩端的壓降Δpvo，也就是降低了最大控制流量，這就需要增大換熱站總管壓降，使之大于12m，既增加了輸送水泵控制的復雜性，也增加了輸送能耗。

原則上，需要根據整個管網的阻力對靜態平衡閥與動態平衡閥的組合進行調試，且每接入一個用戶都需要重新調試一次，這樣每個用戶換熱站需要的最小壓降也不一樣。實際情況就是靜態平衡閥失去了水力調節的作用。

以深圳前海2號制冷站為例，近端用戶一次側調節閥的運行開度在10%左右，根據閥門的流量曲線，在如此小開度下，蝶閥的調節性能比較差，很難準確調節到所需的目標流量。

基于上述問題，一次側閥門可采用流量調節性能較好的流量控制閥，流量控制閥可自動消除閥門兩側壓力波動的影響，保持流量不變，不需要對管網進行煩瑣的水力平衡調試工作。

2.3 用戶換熱站控制閥實際運行分析

圖9顯示了10號制冷站某用戶換熱站內的壓降變化。該用戶安裝3臺容量2 000 kW/臺的板式換熱器，總裝機容量6 000 kW。圖9所示時段1#與2#板式換熱器運行，3#板式換熱器關閉，總冷負荷為2 418 kW，相當于板式換熱器平均負荷的60%。由圖9可知，1#與2#板式換熱器的壓降不同，平均壓降為3 m。根據設計，板式換熱器設計工況冷水流量為191 m3/h，換熱站測量總流量為277 m3/h，對于1#與2#板式換熱器來說，冷水流量的平均負荷率為72%。板式換熱器的設計壓降為7 m，按照壓降與流量二次冪成正比關系，得到板式換熱器壓降為3.5 m，與實際測量板式換熱器壓降3 m接近。從圖9還可以看出，板式換熱器過濾器壓降幾乎為零，那么換熱站的總壓降14 m中，除了板式換熱器的3 m壓降，剩余11 m壓降為靜態平衡閥、動態平衡閥、流量控制調節閥及管道的壓降之和。考慮到管道的負荷率比較小，則11 m壓降主要為3個閥門組合的壓降。

圖9 換熱站內水路壓降變化

3 冷水輸送泵與用戶換熱站的協調控制分析

在滿足換熱站總管壓降最低要求12 m及供水溫度3 ℃的條件下，用戶換熱站一次側可以實現獨立自動控制運行；對于區域供冷的所有用戶換熱站，冷水輸送泵根據最不利壓降換熱站調節水泵運行頻率與臺數，保證最不利壓降換熱站的壓降不低于12 m，也不高于12 m。所以，輸送泵與換熱站的協調響應包括換熱站壓降及一次側供水溫度。另外，在較低用戶負荷率時(比如夜間或節假日)，經常提高制冷站供水溫度，以提高制冷站制冷效率。

3.1 換熱站壓降

根據波傳輸原理，水波傳輸速度可達1 500 m/s，按照1.5 km供水管網長度，水泵運行工況的改變，會迅速反映到所有換熱站的總管壓降上，從而實現及時響應用戶冷負荷變化的需求。實際運行表明，制冷站冷水輸送泵需要及時根據用戶一次側的需求變流量運行。當某用戶的一次側閥門開度變化時，一次側冷水供回水壓差隨之變化，如果此時冷水輸送泵不能及時調整運行頻率，系統就會產生“壓力多米諾骨牌效應”，其他用戶即使在一次側閥門開度不變的情況下，由于系統壓力升高，流量也會發生變化，即一個用戶的流量變化會影響所有用戶的流量穩定性，使整個系統都處于不穩定狀態。當然，這個現象也與目前采用蝶閥控制有關。

3.2 換熱站一次側供水溫度

區域供冷系統具有管網長、管路復雜等特點，相比單體建筑空調系統時滯性更長。在制冷站與用戶換熱站可以協調控制的情況下，區域供冷系統就能根據所有用戶的供回水溫度的變化，分析系統的滯后時間，更好地指導運行。

以深圳前海區域供冷系統為例，圖10為10號制冷站運行溫度曲線，包括了制冷站出水總管的溫度曲線和用戶A大廈的換熱站一次總管供水溫度曲線。通過分析這2條曲線可知，制冷站的出水總管溫度在04:00左右制冷機開機后就降到了4 ℃以下，但是用戶端在05:30左右供水溫度才達到4 ℃以下，可知A大廈這個用戶的冷水溫度滯后時間達到1.5 h。如果可以獲取所有用戶的冷水滯后時間，那么就可以優化制冷站的控制策略，比如開機或關機的時間，減少能量損耗，降低運行成本。

圖10 深圳前海10號制冷站運行溫度曲線

4 結語

區域供冷輸配系統通過控制一次側總管壓降與供水溫度來控制用戶二次側供水溫度，原則上，對二次側供水溫度的控制，就是對一次側輸配系統的水力控制，合理的水力系統工藝設計與控制設備選型，決定了輸配系統運行控制效果。輸配系統控制設備包括變頻輸送水泵與換熱站流量控制閥，受用戶接入率等因素的影響，區域供冷系統大部分時間在較小的部分負荷率下運行，合理選型變頻輸送水泵需要作進一步研究，配置可以變頻到更低轉速的電動機，或者小流量、小揚程變頻水泵，有利于小負荷率工況運行。目前國內典型換熱站靜態平衡閥、動態平衡閥與流量控制蝶閥的組合工藝，存在較多缺陷，不能較好地滿足區域供冷的特點，建議采用V形球閥等高可調節比的控制閥，替代現有以蝶閥作為控制閥的傳統工藝模式。