核岛冷链通风空调系统性能优化研究

伍经纬 郑文科 王 玉 姜益强

(1.哈尔滨工业大学,哈尔滨;2.寒地城乡人居环境科学与技术工业和信息化部重点实验室,哈尔滨;3.淄博市公用事业服务中心,淄博)

0 引言

随着人们生产、生活中电力需求的持续增加,传统能源结构已发生改变,使用核能发电的技术应运而生。核电作为清洁低碳能源之一,其碳排放接近于零,电力供给侧输出稳定,是当前能源结构调整的重点战略。目前,我国已经成熟掌握了拥有自主知识产权的“华龙一号”第三代核电技术。据统计,我国到2030年核电占一次能源消费总量的比例达到5%左右才能有力支撑单位GDP碳排放下降60%的目标[1]。“十三五”期间,核电新增装机量2 460万kW,远低于风电的1.30亿kW和光伏的2.01亿kW[2]。因此,随着中国电力市场改革的不断深化,核电的发展具有广阔的市场空间。

核电站建设的安全性是首要问题,这导致传统核电站通风空调系统设计趋于保守,核岛冷链系统的设计余量值过大[3],存在设备初投资高、运行能耗高、调节控制笨重、经济性差等问题。因此,考虑核电站制冷系统的设计现状和不同末端的设计需求,实现核岛冷链系统的优化设计,能够合理控制核电成本,提高核电市场竞争力,使核电在我国能源供给侧结构性改革中发挥重要作用,为我国自主研发的第三代核电技术“华龙一号”走向国际市场打下坚实的基础。

国内外学者对集中空调的优化控制方面进行了相关研究。Kim等人研究了办公建筑暖通空调系统中循环泵的变频控制,通过水泵转速及冷负荷分析实现对水泵的能耗预测,并提出了水泵变频控制算法以保证冷水流量与建筑负荷的匹配[4]。郑宇蓝基于冷水机组并联的热力特性模型,研究了变负荷工况下不同冷水机组并联运行的特性,提出了基于能效基准的冷水机组控制策略[5]。郭晓岩针对集中空调的控制特性,提出了一种基于神经网络技术的预测控制方法,有机地结合了人工神经网络预测和控制功能,使集中空调系统所需能量和空调输出能量达到匹配[6]。于军琪等人对集中空调系统中的并联水泵提出了一种分布式概率估计优化算法,能够满足末端负荷需求,实现并联水泵台数及转速比的优化配置[7]。魏晶亮分析了集中空调系统的工作原理、设备特性等,建立了主要设备能耗模型,采用改进的蚁群算法,对空气处理系统进行了冷水流量及风量的优化,并实验验证了算法的可行性[8]。

制冷空调系统通常有非线性、复杂性、耦合性、多变量等特点,Wright首先将遗传算法应用于空调系统优化中,并指出约束函数的有效使用可以提高算法的收敛性与鲁棒性[9]。Wang等人基于遗产算法提出了一种多目标优化模型,考虑建筑物碳排放引起的负面影响,实现了对绿色建筑经济和环境标准的评估方案的优化[10]。考虑遗传算法操作简易,较容易取得最优解,本文也采用遗传算法对核岛冷链系统进行节能优化计算。

综上,目前针对核岛冷链系统的研究较少,且对系统运行能耗的优化程度不足。本文基于“华龙一号”某通风空调系统模型,建立系统节能优化目标函数,分析系统可优化变量,根据约束条件确定优化范围,设计核岛制冷系统优化遗传算法。对系统在不同负荷率下进行优化计算,得到系统整体及各设备能耗变化情况,并与核岛原制冷系统的运行能耗进行对比,分析各方案系统的节能性。

1 方案设计

为减小空调能耗在建筑能耗中的比例,空调系统节能措施不断发展,其中大温差技术通过提升水系统的供回水温差而减小水流量,从而降低冷水与冷却水系统的输送能耗。同时,在“华龙一号”的系统中,核岛冷链末端根据不同功能及用户需求分为多个冷水系统,房间按设计温度要求分为常温房间、高温房间[11],因此设计2种优化方案。

1) 方案1:采用单台冷水机组大温差运行,配置1台变频水泵。该方案下的空调冷水系统原理图见图1,单台冷水机组运行,提供常规温度的冷水,负荷侧不同温度分级的供冷末端采用串联方式,冷水先进入承担常温房间通风空调的空气处理机组内,完成对常温房间空气的处理,再经过高温末端换热后回到冷水机组,经过两级末端机组换热,冷水回水温度高于常规空调系统,冷水机组处于大温差运行状态,实现了对冷水冷量的梯级利用。

图1 方案1空调冷水系统原理图

2) 方案2:采用大温差冷水机组与高温冷水机组联合运行,每台冷水机组配置1台变频水泵。该方案的空调冷水系统原理图见图2,大温差冷水机组提供常规温度的冷水,先进入常温房间空气处理机组,与室内空气实现换热,再与高温冷水机组提供的较高温度的冷水混合,供给高温末端,承担高温房间的负荷。该方案针对高温末端与常温末端负荷比大于1的系统,通过增加1台高温冷水机组与冷水泵的方式,代替方案1旁通管的设置。方案1中,通过旁通管,冷水机组提供的常规温度冷水与常温房间的出水混合,两部分冷水具有一定的温差,混水会有一定的冷量浪费,而采用增加的高温冷水机组可以提供较高温度的冷水,在满足高温末端侧供冷需求的同时,减少了高温末端进口混水的冷量损失。该方案中,常温末端冷水量为大温差冷水机组的供水量,高温末端水量为大温差冷水机组的供水量与高温冷水机组的供水量之和,高温末端的供水温度等于常温末端的出水与高温冷水机组供水的混水温度。

图2 方案2空调冷水系统原理图

2 模型建立

2.1 设备能耗模型

冷水系统包含冷却水循环、冷水循环、制冷循环及室内通风循环。将冷却水侧简化计算,供回水温度按额定温度考虑。此时,冷水系统中的主要用能设备冷水机组、冷水泵及室内送风机均采用变频技术。

冷水机组能耗主要与冷水供水温度、冷却水供水温度及部分负荷率有关,其能耗模型为[12]

(1)

(2)

(3)

(4)

式(1)～(4)中Pch为冷水机组运行能耗,kW;Qn为冷水机组额定制冷量,kW;Cn为冷水机组额定制冷性能系数;φ1为冷水机组温度系数矩阵;θ1为温度回归系数矩阵;θ2为负荷率修正系数矩阵;φ2为负荷率矩阵;tchs为冷水供水温度,℃;tcws为冷却水供水温度,℃;Qch为冷水机组实际制冷量,kW;c11～c63为矩阵元素。

冷水系统属于闭式循环系统,水泵变频运行时,适用于相似准则[13]。水泵能耗与冷水流量、水泵扬程等有关,而水泵扬程可由流量表示,因此水泵能耗模型为[14]

(5)

式中Pp为冷水泵运行能耗,kW;g0～g2为机组待定参数,由参数辨识确定;mp为冷水泵流量,m3/h。

室内风机能耗模型与水泵相似,风机的能耗模型可表示为

(6)

式中Pf,k为第k个末端风机能耗,kW;h0,k～h2,k为第k个末端风机待定参数,由参数辨识确定;mf,k为第k个末端风机的送风量,m3/h。

2.2 系统约束条件

冷水系统模型约束包括各设备自身约束及设备间的相互约束。设备自身约束通常为满足系统的设计要求及正常运行时设备的参数范围,该系统中主要设备自身约束为冷水供水温度、冷水泵流量及风机送风温度,根据实际运行需求及负荷特点,设定如下约束:

(7)

式中tchs,min、tchs,max分别为冷水供水温度约束最小值、最大值,℃;mp,min、mp,max分别为冷水泵流量约束最小值、最大值,m3/h;tf,k为第k个末端的风机送风温度,℃;tf,min,k、tf,max,k分别为第k个末端的风机送风温度约束最小值、最大值,℃。

该系统中设备间的相互约束主要为冷水机组与冷水泵之间的约束及风机与冷水泵之间的约束,前者遵循能量守恒原则,后者根据空气处理机组中冷却盘管换热率构建[15],计算公式如下:

Qch=mpcp(tchr-tchs)=mpcpΔtch

(8)

式中cp为水的比定压热容,kJ/(kg·℃);tchr为冷水回水温度,℃;Δtch为冷水机组供回水温差,℃。

(9)

式中Qk为第k个末端实际制冷量,kW;c1,k～c3,k为末端待定参数,由参数辨识确定,c3,k可取定值0.8;tma,k为第k个末端管中混合空气温度,为室内回风温度与送风温度平均值,℃;tchs,k为第k个末端的冷水供水温度,℃;mp,k为第k个末端对应的冷水泵流量,m3/h。

对于冷水机组串联的系统,冷水机组与其对应水泵之间约束的数学表达形式见式(10),且对于串联的末端分别满足式(11)。

∑Qch,i=mpcp(Δtn+Δth)

(10)

(11)

式(10)、(11)中Qch,i为第i台冷水机组实际制冷量,kW;∑Qch,i为串联冷水机组总实际制冷量,kW;Δtn、Δth分别为常温、高温末端供回水温差,℃;Qun、Quh分别为常温、高温末端负荷,kW;mpn、mph分别为常温、高温末端的冷水泵流量,m3/h。

2.3 输入参数

某“华龙一号”核电站的核岛电气厂房冷水系统共12个末端,常规房间总设计负荷为520.0 kW,设置3台空气处理机组。高温房间总设计负荷为510.0 kW,由9台空气处理机组承担,其中3台机组负责房间设计温度为35 ℃,其余负责房间设计温度为40 ℃。设备模型中的机组参数由设备样本参数识别确定;核岛制冷系统中冷却水侧采用换热器与海水进行换热,本文冷却水供水温度按照设计温度取35 ℃。

其中原方案的参数设定约束如式(12)所示。设计负荷下方案1、2的约束条件设定见式(13)、(14)。

(12)

(13)

(14)

式(12)～(14)中tchsn、tchsh分别为常温冷水机组、高温冷水机组冷水供水温度,℃;Δtchn、Δtchh分别为常温冷水机组、高温冷水机组对应供回水温差,℃。

2.4 优化算法设计

核岛制冷系统节能运行优化目标是在满足室内供冷需求的前提下,使冷水系统的运行总能耗最低,即主要耗能设备——送风机、冷水泵及冷水机组能耗和最小。因此,冷水系统总能耗Pto表示为

Pto=Pch+Pp+Pf

(15)

式中Pf为风机能耗。

可以看出,冷水系统优化由复杂目标函数和诸多约束条件组成,目标函数中的变量及其约束条件具有非线性关系。考虑各约束条件,确定系统能耗模型,梳理系统逻辑关系。其中,对于优化设计方案1中的系统形式,当高温末端与常温末端负荷比为1时,确定核岛冷水系统的总能耗顺序为:

1) 确定Δtn,根据Δtn由式(11)计算得到mpn,再由式(5)求得水泵能耗Pp;

2) 确定tf,k,根据tf,k及已知量Qk与计算值tma,k、mf,k,由式(6)求得风机能耗Pf;

3) 确定tchs,k,根据tchs,k及前述步骤求得的Qk、tma,k、mf,k验证式(9),再根据tchs、Qch由式(1)求得冷水机组能耗Pch;

4) 将Pp、Pf、Pch代入式(15),求得系统总能耗Pto。

此时,冷水系统目标函数由冷水机组冷水供水温度tchs、冷水供回水温差Δtch及tf,k确定,由决策变量建立的冷水系统目标函数表示为

Pto=f(tchs,Δtch,tf,k)

(16)

当高温末端与常温末端负荷比为2时,确定系统总能耗的顺序中步骤1)更改为:确定Δtn、Δth,根据Δtn、Δth,由式(11)计算得到mpn、mph,再由式(5)求得水泵能耗Pp。

此方案下,冷水系统目标函数由tchs、Δtn、Δth及tf,k确定,由决策变量建立的冷水系统目标函数表示为

Pto=f(tchs,Δtn,Δth,tf,k)

(17)

方案2优化逻辑与计算顺序与方案1类似,不再进行赘述,各优化设计方案下的冷水全局优化控制模型的目标函数表示为

minPto=min(Pch+Pp+Pf)

(18)

3 结果分析

3.1 高温末端与常温末端负荷比为1

图3给出了方案1冷水机组与水泵能耗随负荷率的变化情况。冷水机组的节能率随着负荷率的减小基本呈现下降趋势,负荷率由100%减小至60%,冷水机组节能率由7.2%降低至5.9%,平均节能率为6.8%。水泵的节能率随着负荷率的减小而增大,由57.2%增大至82.4%。由于采用负荷末端串联,使得系统的水量比原方案大幅度减小,因此节能效果明显。

图4给出了方案1风机能耗与系统总能耗随负荷率的变化情况。风机节能率随负荷率的减小而降低,由8.9%降低至1.1%,平均节能率为 6.1%。系统平均节能率为14.1%。

图4 方案1风机能耗与系统总能耗随负荷率的变化情况(负荷比为1)

3.2 高温末端与常温末端负荷比为2

1) 方案1。

图5给出了方案1冷水机组与水泵能耗随负荷率的变化情况。冷水机组的节能率随着负荷率的减小基本呈现下降趋势,负荷率由100%减小至60%,冷水机组节能率由6.1%降低至4.6%,平均节能率为5.3%。水泵的节能率随着负荷率的减小而增大,由63.7%增大至70.6%,平均节能率为68.5%。

图5 方案1冷水机组与水泵能耗随负荷率的变化情况(负荷比为2)

图6给出了方案1风机能耗与系统总能耗随负荷率的变化情况。风机节能率随负荷率的减小而降低,由4.0%降低至-0.3%,平均节能率为2.5%。系统平均节能率为12.2%。

图6 方案1风机能耗与系统总能耗随负荷率的变化情况(负荷比为2)

2) 方案2。

图7给出了方案2冷水机组与水泵能耗随负荷率的变化情况。冷水机组的节能率随着负荷率的减小基本呈现上升趋势,负荷率由100%减小至60%,冷水机组节能率由8.8%增大至14.9%,平均节能率为12.2%。对比高温末端与常温末端负荷比为1时方案1冷水机组的计算结果,该工况下冷水机组运行有了明显的节能效果,这是由于高温末端负荷在总负荷中占比增大,此时高温末端冷水机组型号较大,且冷水温度的提高使得该冷水机组的COP明显提高,因此比该工况下原方案冷水机组运行有了明显的节能效果。水泵的节能率随着负荷率的减小而增大,节能率由59.1%增大至83.3%,平均节能率为72.2%。

图7 方案2冷水机组与水泵能耗随负荷率的变化情况(负荷比为2)

图8给出了方案2风机能耗与系统总能耗随负荷率的变化情况。风机节能率随负荷率的减小而降低,由3.7%降低至-4.2%,平均节能率为-0.2%,由于送风温度的提高,使得风机与原系统相比不再具有节能效果。系统整体运行的平均节能率为17.2%。

图8 方案2风机能耗与系统总能耗随负荷率的变化情况(负荷比为2)

4 结论

1) 末端负荷比为1时:随着负荷率的减小,方案1中冷水机组节能率由7.2%降低至5.9%,水泵节能率由57.2%增大至82.4%,风机节能率由8.9%降低至1.1%,平均节能率为6.1%;系统整体运行能耗比原方案减小了14.1%。

2) 末端负荷比为2时:随着负荷率的减小,方案1中冷水机组节能率由6.1%降低至4.6%,平均节能率为5.3%;水泵的节能率由63.7%增大至70.6%,平均节能率为68.5%;风机节能率由4.0%降低至-0.3%,平均节能率为2.5%;系统整体运行能耗比原方案减小了12.2%。方案2中冷水机组节能率由8.8%增大至14.9%,平均节能率为12.2%;水泵节能率由59.1%增大至83.3%,平均节能率为72.2%;风机节能率由3.7%降低至-4.2%,平均节能率为-0.2%;系统整体运行能耗比原方案减小了17.2%。

3) 末端负荷比为2时,随负荷率的变化2个优化方案系统总能耗基本保持一致,且均低于原方案的系统能耗,整体运行能耗方案1比原方案减小了12.2%,方案2比原方案减小了17.2%,说明末端负荷比增大后,改用方案2系统节能效果更好。