基于湿度直接控制策略变风量HVAC 系统Trnsys 仿真研究

白卫东 李宗凯 邵旭东 李海峰 何一坚

1 大唐吉林发电有限公司热力分公司

2 浙江大学制冷与低温研究所

0 引言

据报道HVAC 系统总能耗在大型公共建筑能耗中所占的比例约为55%[1]。林兴斌和黄艺新等利用Trnsys 开展HVAC 系统优化控制，节能效果达到10～43.1%[2-6]。Imran Iqbal 和Alberto 等研究了基于人工神经网络之类的建筑能耗优化控制新策略[7-8]。ASHRAE Standard 62-2001[9-10]规定，舒适性空调相对湿度必须在30%～60%。对于工艺性空调，其湿度控制更为严格。章淑萍和李昱等分析了档案室和喷漆室等对湿度控制的高要求[11-14]。对此，孙勇等初步研究了VAV 系统送风温度对相对湿度的影响[15]。由于温度和湿度存在强耦合，VAV 系统变风量温度达到要求时房间水分还无法去除，存在湿度控制无法达到规定的风险。

为此，本文提出了变风量HVAC 系统湿度直接控制策略，建立其模型，研究了系统能源消耗以及运行中的温度、湿度波动特性。

1 建筑及HVAC 系统简述

建筑模型为4 层办公建筑，每层房间数为8 个。单个房间的长为9 m，宽为6 m，高为3.5 m。建筑各朝向的窗墙比均为0.4。内部人员负荷选取为坐姿轻度工作，房间设备、灯光、围护结构等按照《公共建筑节能设计标准》[16]中办公室建筑的规定值来选取。HVAC 系统采用一个AHU 来为整栋大楼进行供风。AHU 启停时间为8:00-18:00。新风量采用固定新风比，新风与回风混合后送入AHU。变风量系统利用一个PID 控制器来控制房间送风量。仿真气象数据利用Meteonorm7导出的杭州当地的气象文件，夏季为7、8 月，冬季为1、2 月。

本文对比研究了三种控制策略，并建立了相应的模型。控制策略一为定风量HVAC 系统常用控制策略。控制策略二为利用PID 控制器控制冷冻水泵流量将表冷器出风温度维持为12 ℃的变风量HVAC 系统间接控制策略。控制策略三为利用PID 控制器控制冷冻水泵流量维持房间相对湿度为50%～60%的变风量HVAC 系统直接控制策略，即本文所提出的湿度直接控制策略，其控制系统结构如图1 所示。

图1 控制策略三结构图

2 湿度直接控制系统建模

2.1 空气环路控制策略

空气环路包含有风机、表冷器、换热器、再热器、加湿器等。送风量均由PID 控制器根据房间温度来调节。设置夏季和冬季房间温度均为24 ℃。送风时间为8:00-18:00。回风风机额定风量为58000 kg/h，新风风机额定风量为25000 kg/h。运行时实际功率曲线的设置为：

式中：P*为风机的额定功率，kW；K为风机实际风量与额定风量的比值。

夏季利用PID 控制冷冻水流量将房间湿度控制在45%～55%，设置再热器参数，将房间送风温度设为18 ℃。冬季利用PID 控制锅炉出水流量，房间送风温度为28 ℃。

2.2 水环路控制策略

水环路控制系统包括制冷机等设备的启停控制，输出1 为启动，0 为停止。冷水机组的供水温度为7 ℃，锅炉的供水温度为50 ℃。一次泵为定流量，二次泵变流量，两者之间采用旁通阀调节流量，旁通阀采用equation 编写公式。采用PID 控制二次泵流量，维持房间相对湿度在45%～55%。热水泵为变频泵，采用PID控制流量，换热器出口的空气温度为28 ℃。冷却塔风机为变频风机，出水温度为30 ℃。

3 温/湿度控制结果分析

根据控制策略一、二、三建立的仿真模型，选取杭州市气象数据，模拟步长为0.05h，得到在夏季和冬季的温/湿度以及各设备的能耗数据。

3.1 温度控制

采用控制策略一时，定风量系统夏季不能很好地维持房间温度，有些天数出现了温度较高的情况，日房间温度最大波动为2 ℃。这是因为外界温度较高造成房间冷负荷需求无法得到满足。冬季日房间温度最大波动为2 ℃。

采用控制策略二和三时，夏季都能将房间温度很好地维持在24 ℃，且温度波动范围在0.3 ℃以内，如图2（a）所示。由于冬季供暖一般不控制湿度，控制策略二、三冬季供暖系统相同。冬季能将房间温度很好地控制在24 ℃，未出现过低或过高的情况，波动较小，如图2（b）所示。表1 给出了三种控制策略的特性比较，可见控制策略二和三在温度控制上远优于定风量系统。

图2 控制策略三房间温度

表1 三种控制策略特性比较表

3.2 湿度控制

控制策略一能将房间湿度控制在40%～60%，湿度波动在7%以内。控制策略二能够较好地控制房间湿度在45%～60%，湿度波动在3%以内，相对于控制策略一来说其相对湿度略上升。这是因为房间回风量根据温度而发生变化，部分时间风量较小，所以除湿量较小。房间湿度在ASHRAE Standard 62-2001 标准要求的范围内。

控制策略三中利用控制器将房间湿度作为变量来控制冷冻水回路的二次泵流量。根据图3 可得，控制策略三能够控制房间湿度在45%～55%，湿度波动在4%以内。相对于控制策略二，房间相对湿度波动相当。进一步分析控制策略二仿真结果发现部分时间房间湿度在45%左右，此时减小冷冻水回路的除湿能力能够节省能耗也能将房间湿度维持在50%左右，满足人体舒适的要求。这是控制策略三既能很好地控制湿度又能显著节能的主要原因。

图3 控制策略三夏季湿度

4 能耗分析

4.1 风机能耗分析

根据仿真结果得到风机能耗具体数据，如图4 所示。控制策略一的夏季和冬季风机耗能分别3697 kW·h 和4092 kW·h。控制策略二的夏季和冬季风机耗能分别是3514 kW·h 和3308 kW·h。控制策略三的夏季风机能耗为3528 kW·h，冬季风机能耗与控制策略二相同。

图4 风机能耗

4.2 冷水机组与锅炉能耗分析

根据仿真结果得到冷水机组和锅炉能耗具体数据，如图5 所示。控制策略一的夏季冷水机组和冬季锅炉能耗分别为385556 kW·h 和145583 kW·h。控制策略二的夏季冷水机组和冬季锅炉能耗分别为356667 kW·h 和97028 kW·h。控制策略三的夏季冷水机组能耗为342500 kW·h，冬季锅炉能耗与控制策略二相同。

图5 冷水机组与锅炉能耗

4.3 水泵能耗分析

根据仿真结果得到泵的具体能耗，如图6 所示。控制策略一的夏季二次泵能耗11711 kW·h,冬季热水泵能耗为341 kW·h。控制策略二的夏季二次泵能耗为8294 kW·h，冬季热水泵能耗为298 kW·h。控制策略三的夏季二次泵能耗分析7069 kW·h，冬季热水泵能耗与控制策略二相同。

图6 泵能耗

4.4 其他主要部件能耗分析

根据仿真结果得冷却塔风机，再热器和加湿器能耗如图7 所示。控制策略一的三者能耗依次为16642 kW·h，100528 kW·h 和1155 kW·h，控制策略二的三者能耗依次为15397 kW·h，86194 kW·h 和857 kW·h。控制策略三的三者能耗依次为13181 kW·h，77889 kW·h 和433 kW·h。

图7 其他主要部件能耗

4.5 能耗汇总

由表2 能耗汇总表可见，控制策略一耗能最为严重，每项耗能均比其余两项高。而控制策略二、三的冬季耗能上没有差异，是因为两者冬季供暖策略相同。在夏季供冷上，控制策略三在冷水机组，二次泵，冷却塔风机，再热器和加湿器等设备上的能耗相较于控制策略一、二节能显著，是一种更优的节能控制策略。

表2 各设备能耗分析

5 结论

针对舒适性与工艺性变风量HVAC 系统的节能及运行特性问题，本文提出了湿度直接控制的新策略，利用Trnsys 建立根据房间相对湿度直接控制冷冻水回路水流量的变风量HVAC 模型，展开了比较深入的仿真研究。对采用不同控制策略的变风量HVAC 系统与定风量HVAC 系统进行了仿真比较，分析了控制策略对其运行能耗与温/湿度等主要参数运行特性的影响。通过本文的研究，可以得到如下结论：

1）湿度直接控制策略能够更精确地控制房间的温/湿度波动范围，更好地满足变风量HVAC 系统的舒适性与工艺性要求。

2）湿度直接控制策略具有比较显著的节能效果。

3）湿度直接控制策略在冬季供热也能实现比较满意的运行效果。

4）湿度直接控制能获得直观的湿度参数，降低了人员长时间处于非健康空调环境的风险。

本文对湿度直接控制策略展开了较为深入的研究，后续可以引入例如模糊控制等控制方法进行进一步的节能和温/湿度运行特性的研究。