核島冷鏈通風空調系統性能優化研究

伍經緯 鄭文科 王 玉 姜益強

(1.哈爾濱工業大學,哈爾濱;2.寒地城鄉人居環境科學與技術工業和信息化部重點實驗室,哈爾濱;3.淄博市公用事業服務中心,淄博)

0 引言

隨著人們生產、生活中電力需求的持續增加,傳統能源結構已發生改變,使用核能發電的技術應運而生。核電作為清潔低碳能源之一,其碳排放接近于零,電力供給側輸出穩定,是當前能源結構調整的重點戰略。目前,我國已經成熟掌握了擁有自主知識產權的“華龍一號”第三代核電技術。據統計,我國到2030年核電占一次能源消費總量的比例達到5%左右才能有力支撐單位GDP碳排放下降60%的目標[1]?！笆濉逼陂g,核電新增裝機量2 460萬kW,遠低于風電的1.30億kW和光伏的2.01億kW[2]。因此,隨著中國電力市場改革的不斷深化,核電的發展具有廣闊的市場空間。

核電站建設的安全性是首要問題,這導致傳統核電站通風空調系統設計趨于保守,核島冷鏈系統的設計余量值過大[3],存在設備初投資高、運行能耗高、調節控制笨重、經濟性差等問題。因此,考慮核電站制冷系統的設計現狀和不同末端的設計需求,實現核島冷鏈系統的優化設計,能夠合理控制核電成本,提高核電市場競爭力,使核電在我國能源供給側結構性改革中發揮重要作用,為我國自主研發的第三代核電技術“華龍一號”走向國際市場打下堅實的基礎。

國內外學者對集中空調的優化控制方面進行了相關研究。Kim等人研究了辦公建筑暖通空調系統中循環泵的變頻控制,通過水泵轉速及冷負荷分析實現對水泵的能耗預測,并提出了水泵變頻控制算法以保證冷水流量與建筑負荷的匹配[4]。鄭宇藍基于冷水機組并聯的熱力特性模型,研究了變負荷工況下不同冷水機組并聯運行的特性,提出了基于能效基準的冷水機組控制策略[5]。郭曉巖針對集中空調的控制特性,提出了一種基于神經網絡技術的預測控制方法,有機地結合了人工神經網絡預測和控制功能,使集中空調系統所需能量和空調輸出能量達到匹配[6]。于軍琪等人對集中空調系統中的并聯水泵提出了一種分布式概率估計優化算法,能夠滿足末端負荷需求,實現并聯水泵臺數及轉速比的優化配置[7]。魏晶亮分析了集中空調系統的工作原理、設備特性等,建立了主要設備能耗模型,采用改進的蟻群算法,對空氣處理系統進行了冷水流量及風量的優化,并實驗驗證了算法的可行性[8]。

制冷空調系統通常有非線性、復雜性、耦合性、多變量等特點,Wright首先將遺傳算法應用于空調系統優化中,并指出約束函數的有效使用可以提高算法的收斂性與魯棒性[9]。Wang等人基于遺產算法提出了一種多目標優化模型,考慮建筑物碳排放引起的負面影響,實現了對綠色建筑經濟和環境標準的評估方案的優化[10]?？紤]遺傳算法操作簡易,較容易取得最優解,本文也采用遺傳算法對核島冷鏈系統進行節能優化計算。

綜上,目前針對核島冷鏈系統的研究較少,且對系統運行能耗的優化程度不足。本文基于“華龍一號”某通風空調系統模型,建立系統節能優化目標函數,分析系統可優化變量,根據約束條件確定優化范圍,設計核島制冷系統優化遺傳算法。對系統在不同負荷率下進行優化計算,得到系統整體及各設備能耗變化情況,并與核島原制冷系統的運行能耗進行對比,分析各方案系統的節能性。

1 方案設計

為減小空調能耗在建筑能耗中的比例,空調系統節能措施不斷發展,其中大溫差技術通過提升水系統的供回水溫差而減小水流量,從而降低冷水與冷卻水系統的輸送能耗。同時,在“華龍一號”的系統中,核島冷鏈末端根據不同功能及用戶需求分為多個冷水系統,房間按設計溫度要求分為常溫房間、高溫房間[11],因此設計2種優化方案。

1) 方案1:采用單臺冷水機組大溫差運行,配置1臺變頻水泵。該方案下的空調冷水系統原理圖見圖1,單臺冷水機組運行,提供常規溫度的冷水,負荷側不同溫度分級的供冷末端采用串聯方式,冷水先進入承擔常溫房間通風空調的空氣處理機組內,完成對常溫房間空氣的處理,再經過高溫末端換熱后回到冷水機組,經過兩級末端機組換熱,冷水回水溫度高于常規空調系統,冷水機組處于大溫差運行狀態,實現了對冷水冷量的梯級利用。

圖1 方案1空調冷水系統原理圖

2) 方案2:采用大溫差冷水機組與高溫冷水機組聯合運行,每臺冷水機組配置1臺變頻水泵。該方案的空調冷水系統原理圖見圖2,大溫差冷水機組提供常規溫度的冷水,先進入常溫房間空氣處理機組,與室內空氣實現換熱,再與高溫冷水機組提供的較高溫度的冷水混合,供給高溫末端,承擔高溫房間的負荷。該方案針對高溫末端與常溫末端負荷比大于1的系統,通過增加1臺高溫冷水機組與冷水泵的方式,代替方案1旁通管的設置。方案1中,通過旁通管,冷水機組提供的常規溫度冷水與常溫房間的出水混合,兩部分冷水具有一定的溫差,混水會有一定的冷量浪費,而采用增加的高溫冷水機組可以提供較高溫度的冷水,在滿足高溫末端側供冷需求的同時,減少了高溫末端進口混水的冷量損失。該方案中,常溫末端冷水量為大溫差冷水機組的供水量,高溫末端水量為大溫差冷水機組的供水量與高溫冷水機組的供水量之和,高溫末端的供水溫度等于常溫末端的出水與高溫冷水機組供水的混水溫度。

圖2 方案2空調冷水系統原理圖

2 模型建立

2.1 設備能耗模型

冷水系統包含冷卻水循環、冷水循環、制冷循環及室內通風循環。將冷卻水側簡化計算,供回水溫度按額定溫度考慮。此時,冷水系統中的主要用能設備冷水機組、冷水泵及室內送風機均采用變頻技術。

冷水機組能耗主要與冷水供水溫度、冷卻水供水溫度及部分負荷率有關,其能耗模型為[12]

(1)

(2)

(3)

(4)

式(1)～(4)中Pch為冷水機組運行能耗,kW;Qn為冷水機組額定制冷量,kW;Cn為冷水機組額定制冷性能系數;φ1為冷水機組溫度系數矩陣;θ1為溫度回歸系數矩陣;θ2為負荷率修正系數矩陣;φ2為負荷率矩陣;tchs為冷水供水溫度,℃;tcws為冷卻水供水溫度,℃;Qch為冷水機組實際制冷量,kW;c11～c63為矩陣元素。

冷水系統屬于閉式循環系統,水泵變頻運行時,適用于相似準則[13]。水泵能耗與冷水流量、水泵揚程等有關,而水泵揚程可由流量表示,因此水泵能耗模型為[14]

(5)

式中Pp為冷水泵運行能耗,kW;g0～g2為機組待定參數,由參數辨識確定;mp為冷水泵流量,m3/h。

室內風機能耗模型與水泵相似,風機的能耗模型可表示為

(6)

式中Pf,k為第k個末端風機能耗,kW;h0,k～h2,k為第k個末端風機待定參數,由參數辨識確定;mf,k為第k個末端風機的送風量,m3/h。

2.2 系統約束條件

冷水系統模型約束包括各設備自身約束及設備間的相互約束。設備自身約束通常為滿足系統的設計要求及正常運行時設備的參數范圍,該系統中主要設備自身約束為冷水供水溫度、冷水泵流量及風機送風溫度,根據實際運行需求及負荷特點,設定如下約束:

(7)

式中tchs,min、tchs,max分別為冷水供水溫度約束最小值、最大值,℃;mp,min、mp,max分別為冷水泵流量約束最小值、最大值,m3/h;tf,k為第k個末端的風機送風溫度,℃;tf,min,k、tf,max,k分別為第k個末端的風機送風溫度約束最小值、最大值,℃。

該系統中設備間的相互約束主要為冷水機組與冷水泵之間的約束及風機與冷水泵之間的約束,前者遵循能量守恒原則,后者根據空氣處理機組中冷卻盤管換熱率構建[15],計算公式如下:

Qch=mpcp(tchr-tchs)=mpcpΔtch

(8)

式中cp為水的比定壓熱容,kJ/(kg·℃);tchr為冷水回水溫度,℃;Δtch為冷水機組供回水溫差,℃。

(9)

式中Qk為第k個末端實際制冷量,kW;c1,k～c3,k為末端待定參數,由參數辨識確定,c3,k可取定值0.8;tma,k為第k個末端管中混合空氣溫度,為室內回風溫度與送風溫度平均值,℃;tchs,k為第k個末端的冷水供水溫度,℃;mp,k為第k個末端對應的冷水泵流量,m3/h。

對于冷水機組串聯的系統,冷水機組與其對應水泵之間約束的數學表達形式見式(10),且對于串聯的末端分別滿足式(11)。

∑Qch,i=mpcp(Δtn+Δth)

(10)

(11)

式(10)、(11)中Qch,i為第i臺冷水機組實際制冷量,kW;∑Qch,i為串聯冷水機組總實際制冷量,kW;Δtn、Δth分別為常溫、高溫末端供回水溫差,℃;Qun、Quh分別為常溫、高溫末端負荷,kW;mpn、mph分別為常溫、高溫末端的冷水泵流量,m3/h。

2.3 輸入參數

某“華龍一號”核電站的核島電氣廠房冷水系統共12個末端,常規房間總設計負荷為520.0 kW,設置3臺空氣處理機組。高溫房間總設計負荷為510.0 kW,由9臺空氣處理機組承擔,其中3臺機組負責房間設計溫度為35 ℃,其余負責房間設計溫度為40 ℃。設備模型中的機組參數由設備樣本參數識別確定;核島制冷系統中冷卻水側采用換熱器與海水進行換熱,本文冷卻水供水溫度按照設計溫度取35 ℃。

其中原方案的參數設定約束如式(12)所示。設計負荷下方案1、2的約束條件設定見式(13)、(14)。

(12)

(13)

(14)

式(12)～(14)中tchsn、tchsh分別為常溫冷水機組、高溫冷水機組冷水供水溫度,℃;Δtchn、Δtchh分別為常溫冷水機組、高溫冷水機組對應供回水溫差,℃。

2.4 優化算法設計

核島制冷系統節能運行優化目標是在滿足室內供冷需求的前提下,使冷水系統的運行總能耗最低,即主要耗能設備——送風機、冷水泵及冷水機組能耗和最小。因此,冷水系統總能耗Pto表示為

Pto=Pch+Pp+Pf

(15)

式中Pf為風機能耗。

可以看出,冷水系統優化由復雜目標函數和諸多約束條件組成,目標函數中的變量及其約束條件具有非線性關系?？紤]各約束條件,確定系統能耗模型,梳理系統邏輯關系。其中,對于優化設計方案1中的系統形式,當高溫末端與常溫末端負荷比為1時,確定核島冷水系統的總能耗順序為:

1) 確定Δtn,根據Δtn由式(11)計算得到mpn,再由式(5)求得水泵能耗Pp;

2) 確定tf,k,根據tf,k及已知量Qk與計算值tma,k、mf,k,由式(6)求得風機能耗Pf;

3) 確定tchs,k,根據tchs,k及前述步驟求得的Qk、tma,k、mf,k驗證式(9),再根據tchs、Qch由式(1)求得冷水機組能耗Pch;

4) 將Pp、Pf、Pch代入式(15),求得系統總能耗Pto。

此時,冷水系統目標函數由冷水機組冷水供水溫度tchs、冷水供回水溫差Δtch及tf,k確定,由決策變量建立的冷水系統目標函數表示為

Pto=f(tchs,Δtch,tf,k)

(16)

當高溫末端與常溫末端負荷比為2時,確定系統總能耗的順序中步驟1)更改為:確定Δtn、Δth,根據Δtn、Δth,由式(11)計算得到mpn、mph,再由式(5)求得水泵能耗Pp。

此方案下,冷水系統目標函數由tchs、Δtn、Δth及tf,k確定,由決策變量建立的冷水系統目標函數表示為

Pto=f(tchs,Δtn,Δth,tf,k)

(17)

方案2優化邏輯與計算順序與方案1類似,不再進行贅述,各優化設計方案下的冷水全局優化控制模型的目標函數表示為

minPto=min(Pch+Pp+Pf)

(18)

3 結果分析

3.1 高溫末端與常溫末端負荷比為1

圖3給出了方案1冷水機組與水泵能耗隨負荷率的變化情況。冷水機組的節能率隨著負荷率的減小基本呈現下降趨勢,負荷率由100%減小至60%,冷水機組節能率由7.2%降低至5.9%,平均節能率為6.8%。水泵的節能率隨著負荷率的減小而增大,由57.2%增大至82.4%。由于采用負荷末端串聯,使得系統的水量比原方案大幅度減小,因此節能效果明顯。

圖4給出了方案1風機能耗與系統總能耗隨負荷率的變化情況。風機節能率隨負荷率的減小而降低,由8.9%降低至1.1%,平均節能率為 6.1%。系統平均節能率為14.1%。

圖4 方案1風機能耗與系統總能耗隨負荷率的變化情況(負荷比為1)

3.2 高溫末端與常溫末端負荷比為2

1) 方案1。

圖5給出了方案1冷水機組與水泵能耗隨負荷率的變化情況。冷水機組的節能率隨著負荷率的減小基本呈現下降趨勢,負荷率由100%減小至60%,冷水機組節能率由6.1%降低至4.6%,平均節能率為5.3%。水泵的節能率隨著負荷率的減小而增大,由63.7%增大至70.6%,平均節能率為68.5%。

圖5 方案1冷水機組與水泵能耗隨負荷率的變化情況(負荷比為2)

圖6給出了方案1風機能耗與系統總能耗隨負荷率的變化情況。風機節能率隨負荷率的減小而降低,由4.0%降低至-0.3%,平均節能率為2.5%。系統平均節能率為12.2%。

圖6 方案1風機能耗與系統總能耗隨負荷率的變化情況(負荷比為2)

2) 方案2。

圖7給出了方案2冷水機組與水泵能耗隨負荷率的變化情況。冷水機組的節能率隨著負荷率的減小基本呈現上升趨勢,負荷率由100%減小至60%,冷水機組節能率由8.8%增大至14.9%,平均節能率為12.2%。對比高溫末端與常溫末端負荷比為1時方案1冷水機組的計算結果,該工況下冷水機組運行有了明顯的節能效果,這是由于高溫末端負荷在總負荷中占比增大,此時高溫末端冷水機組型號較大,且冷水溫度的提高使得該冷水機組的COP明顯提高,因此比該工況下原方案冷水機組運行有了明顯的節能效果。水泵的節能率隨著負荷率的減小而增大,節能率由59.1%增大至83.3%,平均節能率為72.2%。

圖7 方案2冷水機組與水泵能耗隨負荷率的變化情況(負荷比為2)

圖8給出了方案2風機能耗與系統總能耗隨負荷率的變化情況。風機節能率隨負荷率的減小而降低,由3.7%降低至-4.2%,平均節能率為-0.2%,由于送風溫度的提高,使得風機與原系統相比不再具有節能效果。系統整體運行的平均節能率為17.2%。

圖8 方案2風機能耗與系統總能耗隨負荷率的變化情況(負荷比為2)

4 結論

1) 末端負荷比為1時:隨著負荷率的減小,方案1中冷水機組節能率由7.2%降低至5.9%,水泵節能率由57.2%增大至82.4%,風機節能率由8.9%降低至1.1%,平均節能率為6.1%;系統整體運行能耗比原方案減小了14.1%。

2) 末端負荷比為2時:隨著負荷率的減小,方案1中冷水機組節能率由6.1%降低至4.6%,平均節能率為5.3%;水泵的節能率由63.7%增大至70.6%,平均節能率為68.5%;風機節能率由4.0%降低至-0.3%,平均節能率為2.5%;系統整體運行能耗比原方案減小了12.2%。方案2中冷水機組節能率由8.8%增大至14.9%,平均節能率為12.2%;水泵節能率由59.1%增大至83.3%,平均節能率為72.2%;風機節能率由3.7%降低至-4.2%,平均節能率為-0.2%;系統整體運行能耗比原方案減小了17.2%。

3) 末端負荷比為2時,隨負荷率的變化2個優化方案系統總能耗基本保持一致,且均低于原方案的系統能耗,整體運行能耗方案1比原方案減小了12.2%,方案2比原方案減小了17.2%,說明末端負荷比增大后,改用方案2系統節能效果更好。