地铁BAS空调调节方案.docx
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地铁BAS空调调节方案
地铁BAS——空调调节方案
一．概述地铁运营中，空调系统是个耗能大户，其中对于空调系统冷机、风机、水泵是主要的耗电设备，要想降低空调系统的能耗，只能从这些设备的正确运行中实现。
根本上来说，空调系统的总能耗的多少最终是由室内达到的温湿度环境决定的，即空调系统的能耗维持整个车站温湿度与室外温湿度的差。
如果室内环境高于大多数人都比较满意的温湿度要求，高出需求的这部分空调系统能耗显然是毫无必要的。
因此要想降低空调系统能耗，必须首先从合理的室内温湿度环境上，进行分析研究，最理想的模式就是任何情况下所供给的等于所需求的。
变风量空调的基本原理正是通过改变送入室内的风量及温度来满足整个车站人员对室内不同温湿度的要求，同时自动地适应室外环境对车站建筑物内温湿度的影响，真正达到所供即所需。
显然，不同人员对温湿度的需求是不同的，而且室外环境也是不停变化的，要想达到所供即所需，空调系统就必须是一个实时自适应的系统。
地铁空调系统有别于地面建筑，特别是空调大系统，其调节对象是一个大空间的温度，具有明显的大滞后特点，但有一点有利因素是，广州地铁五号线环控采用屏蔽门制式，使得被控对象免除受活塞风的干扰，这样为EMCS系统控制调节提供了便利，调节可只考虑出入口处的冷量散失。
正常情况下，地铁公共区热负荷主要来自乘客，具有一定的规律性。
为阐述上的方便，本节将集中关于EMCS系统如何实现对地铁空调系统的调节与控制，重点围绕包括水系统末端二通阀的调节控制、冷站供回水压力控制、机组台数控制等的控制策略及工程实现方法而展开，如下所述。
二．空调水系统
1．冷站节能及优化控制1）能量调节及水系统控制
为保证冷源及水系统的正常运行，充分利用EMCS系统强大的数据处理与分析功能，恰当地对系统进行调节，从而达到提高运行品质，降低运行能耗的作用，产生经济效益。
冷源及水系统的能耗由冷水机组主机电耗、冷冻水、冷却水和各循环水泵电耗、冷却塔风机电耗等构成。
如果冷冻水末端各站都有良好的自动控制，冷水机组供冷量在满足各站需求的前提下，其节能就要靠恰当地调节机组的运行状态，提高其制冷效率（即COP值）和降低冷冻水循环泵、冷却水循环泵及冷却塔风机的电耗来获得。
由于冷站同时为多个车站供冷，冷冻水循环泵须提供足够的循环水量并满足各站的压降，可能的节能途径是减少各个站冷冻水调节阀的节流损失，并尽可能使循环水泵在效率最高点运行。
这样，冷源与水系统的节能控制就主要通过如下3个途径完成：
维持各车站的最低冷量需求，尽可能提高冷水机组出口水温以提高冷水机组的COP;当采用二级泵系统时，减少冷冻水加压泵的运行台数或降低泵的转速，以减少水泵的电耗；
根据冷负荷状态恰当地确定冷水机组运行台数，以提高冷水机组COP值;
在冷水机组运行所允许的条件下，尽可能降低冷却水温度，同时又不增
加冷却泵和冷却塔的运行电耗。
2）冷冻水的调节控制
目前供冷回路多米用—级泵系统，—级加压泵米用变频调速时，运行费最省。
常规的运行方式是固定冷水机组的供水温度设定值（如7C），同时按照设计工况要求的各站压头确定末端各站供回水干管压差的设定值Apset,根据实测出的该点压差与Apset之关系调整冷冻水加压泵的转速，使该处压差一直维持于Apset这样做可以满足各个站的要求，但并非是最省能的运行方式。
如果设计工况下要求各站的资用压头为50kPa,管网压降为100kPa时，冷水回压泵的扬程为15m。
在部分负荷时，如果在7C供水温度下所有各站都只要求50%流量，贝U管网压降仅为25kPa,为了仍维持50kPa的末端压差，加压泵扬程应为7.5m。
这时若将加压泵转速降至50%，其扬程仅为3.75m，因此只能将泵的转速降至70%左右，并使其工作点左移，偏离水泵的最高效率点。
由此加压泵就不能如变频器厂商所宣传的“流量降低至一半，电耗可节约87.5%”，而
只能节约50%左右（视泵的工作曲线形状），实际上此时各个站并不需要50kPa压差。
如果不调节阀门，应仅需要12.5kPa压差。
由此只好关小阀门，大部分压力消耗在各站调节阀上。
这时，如果适当提高制冷机供水温度，增加各站需要的水量，可提高冷水机组的COP,从而降低冷水机组电耗；也可以进一步降低加压泵转速，不去维持末端的50kPa资用压头，减少各站调节阀的消耗，从而进一步减少水泵能耗。
实际上各个站对水量和水温的要求不会同时降低，冷冻水系统应满足所有各站的要求，这就要靠EMCS系统观测各个车站的工作状况，确定各站对流量和水温的最大要求，从而做出适宜的调整。
当冷冻水系统的各站是用二通阀自动进行变水量调节时，其调节的本质是通过增大水量来降低回水温度，由此使水侧平均温度下降，传至空气侧的冷量增加；或者减少水量以提高回水温度，从而使水侧平均温度上升，减少传至空气侧的冷量。
这样，当各站的冷水阀开至最大，各站的供回水温差仍很大时，说明各站水侧的资用压头不够，导致流量不足，应通过增加冷冻水加压泵转速来提高各站的资用压头从而提高各站流量；当各站冷水阀开至最大，而供回水温差已很小时，则表明通过各站的水量已很大，但水温偏高，应进一步降低供水温度。
反之亦然，当各站水阀关得很小而供回水温差仍然很小时，说明资用压头太大，各站水量太
高，应降低回压泵转速；而当水阀关得很小，供回水温差过大时，表明各站在很小的流量上即已满足需求，此时可以适当提高供水温度，使各站流量适当加大。
这样，由各站的阀位状况及供回水温差状况即可判断该各站对水侧压头及供水温度的需求。
由于冷冻水系统需同时满足所有各站对水量及水温的要求，因此可按表3-3
的逻辑去确定对水温及水泵的调节。
两级泵系统的控制逻辑如下表B1-08所述：
表B1-08
找出阀门开度最大的各站Vmax和该各站的供回水温差△t1阀门开度最小的各站
Vmin和该各站的供回水温差△t2
若80%若Vmax>90%,△tb△tmax则流量不足，应将水泵转速提高5%;
若Vmax>90%,△tX△tmir,且t供〉t供min，则水温过高，应将冷水机组出口温度设定值降低0.25C;
Vmaxv80%,△t>△tmax且t供vt供,max，则水温过低，应将冷水机组出口温度升高0.25C;
若Vmaxv80%,△t2>Atmin则流量太大，应将水泵转速降低5%。
其中△tmax,△tmin分别为希望的供回水最大温差和最小温差，当设计的供
回水温差为5C时，可取△tmax=6C,△tmin=4°C。
允许的温差太大可降低要求的流量，但相应要降低冷水机组出口温度设定值，降低冷水机组效率，而允许的
温差太小尽管可适当提高冷水机组水温设定值，但将使水泵流量增大，电耗增加。
上述调节方式可以在满足各站工况要求的前提下最大限度地提高冷水机组运行效率和降低本泵运行电耗，从而达到最大的节能效果。
同时这种调节方式还具有很好的稳定性。
例如当Vmax大于90%，△t1>△tmax时，按照上述逻辑，应加大水泵转速。
由此使各个站流量增大，空气侧温度降低，各调节阀相应地逐渐关小，至开度最大的阀门阀位降至90%以下，水泵的调节停止。
而按照维持末端压差的传统方法时当各站要求减少流量而关小阀门时，末端
压力升高，由此使水泵转速降低，这将导致各个站流量又偏小，空气侧温度逐渐升高，于是又纷纷开大阀门，使流量加大，引起末端压力监测点的压力降低，进而又导致水泵转速增加。
由于各个站是根据工况来调节其阀门，具有较大热惯性和时间延迟，而阀门及水泵的调节作用导致的末端压力的变化惯性很小，由此很
容易造成上述的振荡过程发生，需要小心地设计控制算法，整定好调节参数，才能消除此振荡。
与此相比，表B1-11的调节方式却是从其机理上就具备自稳定性质的调节过程，建议采用这种方案。
上述的调节方法的条件是各车站空调为两通阀变流量调节，并均有控制器控制。
各车站的现场控制器都需要具有与冷站的控制器通讯功能。
通过通讯得到各个冷水站的实际需求，从而实现这种恰好使各站的要求得到满足的调节。
如果广州地铁四号线的工程现状不具备上述调节的条件，我们研究了一套压差方法调节的优化方案，并在以往的工程实际应用中，十分成功。
此方案具体描述如下图B1-14所示：
图B1-14
上述调节方法中的表B1-08的控制逻辑中，不难发现供回水管的温差及阀门的开度的变化，其目标在房间的冷量需求，其源在冷水机组的出水口水温及供回水压差，即房间冷量的需求影响着阀门的开度，当阀门开到最大程度，将会影响着供回水管的温差的增大，当温差变化达到极限后，还不能满足房间冷量的需求时，需调节二级泵增压，二级泵转速达到极限（极限指设备运行最佳效率的区间范围，比如转速在80%~90%范围运行效率最高）时，就只能降低冷水机组出水口的水温来满足要求。
下面我们再分析一下，当房间冷量需求一定时，冷机出水口水温t（本参数
设为定值，此定值设定点为供冷高效效范围的中间值，在所有的参数变化均不能
满足负荷要求时，方可降低此参数）、供回水压差△P、供回水温差△t、空调二通阀阀位L四个变量的关系，见下表B1-09:
表B1-09
1•当t、△t一定时，△PxL;
2•当t、L一定时，△Px^t;
3•当t、△P一定时，Lt;
4.当改变t直接影响△P，间接影响L和厶t;
弄清上述参数的关系后，我们很容易得出以下结论一一表B1-10的各参数之间的逻辑关系（因为间接影响因素滞后，本逻辑关系可按各个环节组织，忽略间接影响因素）：
表B1-10
注释：
V0:
送风机转速to：
送风温度设定值△to：
送风温度设定浮动值
L:
二通阀位置△P:
压差设定值△△P:
压差设定浮动值
V1:
二级泵转速t:
冷机出水口水温设定值△t:
冷机出水口水温设定浮动值
送风环节逻辑：
A1.当V0>90%时，t0=t0-△t0;
A2.当80%A3.当V0<80%时，t0=t0+△t0;
二通阀阀位控制环节逻辑：
B1.当L>90%时，△P=AP+△△P;
B2.当80%B3.当L<80%时，△P=AP-△△P;
二级泵转速控制环节逻辑：
C1.当V1>90%时，t1=t1-△t1;
C2.当80%C3.当V1<80%时，t1=t1+△t1;
上述方案具体调节回路如下图B1-15（二级泵调速回路），图B1-16（空调
二通阀开度调节回路）：
图B1-15
压差反馈
压差高限报警
压差超高限报警
压差设定
图B1-16
2•车站冷水机组控制
1）冷水机组与冷水系统其他设备的连锁关系
设备开启顺序：
冷却水进出水电动蝶阀、与冷却泵联动的电动蝶阀、冷却泵、冷却塔、冷冻水进水管电动蝶阀、与冷冻一级泵联动的电动蝶阀、冷冻一级泵、与冷冻二级泵联动的电动蝶阀、冷冻二级泵、冷水机组。
设备关闭顺序：
冷水机组、冷却塔、冷却泵、与冷却泵联动的电动蝶阀、冷却水进出水电动蝶阀、冷却塔进水管上的电动蝶阀、冷冻二级泵、与冷冻二级泵联动的电动蝶阀、冷冻一级泵、与冷冻一级泵联动的电动蝶阀、冷冻水进水管电动蝶阀。
2）冷水机组运行台数控制
根据广州地铁四号线工程现状，冷站安装了多台冷水机组，根据冷负荷情况适当地确定冷水机组的运行台数使冷量满足负荷要求，系统工作效率高，同时又
不使某台冷水机组频繁启停，这对于保障机组安全可靠和节能地运行有着重要意义。
螺杆式压缩冷水机组及蒸汽或燃气式吸收冷水机组都具备较好的冷量调节手段，使机组可以在部分负荷下工作。
然而，不论采用哪种调节手段，冷水机组的COP总随冷量变化，在最大制冷量附近出现效率最高点。
当冷水机组出口温度不变，并且通过蒸发器的水量也不变时，不同的冷负荷相当于具有不同的蒸发器进口温度。
较低的部分负荷时蒸发器进口水温较低，这也导致COP降低。
因
此若两台冷水机组均工作在50%的负荷时，改为一台冷水机组运行，冷水机组本身的COP提咼，尚可停止一台冷冻水循环泵和冷却水循环泵。
对于二级泵系统，这种工况下两台冷水机组运行时，往往是冷冻水侧流量大于各站侧流量，一部分冷水通过旁通管与各站侧回水混合，使进入蒸发器的水温降低从而进一步使冷水机组的COP降低。
只运行一台冷水机组和一台冷冻水循环泵进，各站侧流量就会大于冷水机组蒸发器侧流量，各站侧回水一部分通过旁通管与冷水机组出口的冷水混合后送到各站管网，而进入蒸发器的水温则升高至各站回水温度，这也使冷水机组的COP进一步提高。
从这个角度看，少开一台冷水机组，使各台运行的机组均处于全负荷状态总比多开一台冷水机组，使各台机组都处于负荷要好。
由于采用两级泵系统时，可以认为通过冷水机组蒸发器中的水量基本不变，因此冷水机组的相对产冷量rc可通过蒸发器的进出口温差△to
式中△t0为机组在全负荷时可产生的温降。
冷水机组是否在全负荷下运行还可以根据其出口水温确定，当出口水温在一段时间内一直高于出口温度设定值，表明冷水机组已达到或超过全负荷时的冷量。
表B1-11给出根据此原则的冷水机组台数控制逻辑，当几台冷水机组容量不同时，根据rc的值恰当地选择适当容
量的机组启/停，可以使机组都处于高性能状态，不过这时的控制逻辑要远比表B1-2/14的例子复杂。
表B1-11
N为仍在运行的冷水
t出口〉tset+0.5C，再启动一台冷水机组；re*1-1/N，停掉运行时间最长的那台冷水机组。
式中,机组的台数。
3•回路调控算法设计
（1）概述
工程经验表明，控制与调节质量的优劣绝大部分因素取决于回路调控算法的选择及设计，一个算法的优劣将直接影响整个冷水及空调系统运行的稳定性，更
重要的是，算法的准确性及优化程度，直接影响着水系统及风系统各大功率设备的节能程度。
（2）回路调控算法综合分析
一般的回路控制中，基本上采用以下3种方法调节：
1.标准PID算法；2.过程控制PI算法；3.过程控制PID算法。
但对于地铁这样的对象便不尽适应。
为此，综合分析一下问题：
1）对象特性分析
广州地铁四号线EMCS系统所调节对象比较特殊。
首先，站厅和站台调节的空间范围很大，而且是上下分层的，不利于冷量迅速扩散，导致调节大滞后。
其次是干扰因素很多：
1.调节对象是一个大开间，车站出入口对室内的扰动很大；2.站内人流量不定，因此人体散热也是一个很大的扰动。
2）需要解决的工程实际问题
通过上面的分析，我们需要解决的工程实际问题有两个：
其一是大滞后环节如何解决？
其二是多因素的扰动如何解决？
3）如何解决工程实际问题
如何解决这些实际问题，相对有效的方法，就是适合大滞后及多因素扰动的模糊PID算法。
本算法目前已经被定义成功能算法块，其功能主要表现在：
根据站厅和站台的空间大小，建筑材料绝热程度，进出口处冷量损失，人流量等，估算出一天内相对比较适当的冷负荷需求量变化规律曲线如图B1-17,作为数据
库保存在控制器中，然后根据实际需求量进行回路调节，修正曲线，作为第二天冷量供应的参考值。
这样就可以将大开间将要损失的冷量及人流量扰动需要的冷量进行了提前预支。
图B1-17
而且此算法功能对不同的调控对象，将采取不同的算式。
可以直接通过控件设置被控对象（如：
压力、流量、液位、温度、浓度、成分、位置）来调用不同的算式。
如图B1-18所示是对于车站二通阀的一天内开度（相当于冷量设定）曲线设定情况。
图B1-18
三．空调风系统
1．通风空调系统全年运行工况车站空调、通风、排烟系统分为冬季、过渡季、夏季、夜间运行、火灾事故运行、突发客流等多种运行方式。
地铁车站EMCS系统不但可以提高车站空调、通风、排烟系统设备的运行管理和维护的自动化水平，而且可以根据不同的气候条件，按不同的工况对车站空调通风系统进行控制、调节，为地铁乘客创造良好的候车、乘车环境，极大地降低设备的运行能耗，从而节约运行成本。
根据室外气象参数和室内热湿负荷的变化情况，对空调系统进行全年运行工况的分析，提出合理的调节方案，以保证在全年内，用最经济的运行方式，满足室内温湿度设计要求。
（1）符号说明
Iw--车站室外空气焓值，由设在车站进风道的温湿度传感器进行监测；
Ir--车站回风空气焓值，由设在车站环控机房回风的温湿度传感器进行监测；
To--车站空调送风温度，由设计负荷计算确定；
Tw--室外空气温度；
Tr--车站空调回风温度，由设在空调器回风道的温湿度传感器进行监测。
（2）设计指标
站厅干球温度：
29±1C相对湿度：
45-70%;
站台干球温度：
27±1C相对湿度：
45-70%。
（3）运行工况
1）空调季节小新风工况
当室外空气焓值大于车站回风空气焓值：
即Iw>Ir时，属于盛夏季节。
这时由于回风焓值低于室外空气焓值，为了节约能量，充分利用室内回风，空调系统采用最小新风量降温除湿工况。
采用此工况时，EMCS系统按比例连锁调节新风阀和回风阀开度，使一部分回风排出车站外，另一部分回风按最小新风比与新风混合，再经表冷器冷却后送风，表冷器的空气处理过程是降温减湿。
1室外空气状态变化
随着室外空气焓值的增高，可调节表冷器的电动二通阀，使通过表冷器的冷
冻水流量逐渐增加以保证处理到所需要的露点温度。
2室内热湿负荷变化
当室内热负荷变化时，可使用变风量调节方法，充分利用允许的最大送风温差，调节空调机组的送风量，控制室内温度。
使用变风量调节方法时，送风量不能被调得过小，以免引起室内气流组织恶化和正压降低，影响空调效果。
同时应保证系统的最小新风量。
当送风机改变送风量时，根据室内压力监测值调节回排风机的风量，维持一定的室内正压。
风机风量减少时，风机的功率随之降低，极大地降低设备的运行能耗，达到节能目的，节约运行成本。
当室内湿负荷变化时，可调节表冷器的电动二通阀开度，通过改变表冷器的冷冻水流量，从而改变露点控制室内湿度。
3实用控制策略
在实际运营中对空调系统可采取较实用的控制原则和控制策略：
变风量控制室内温度、变露点控制室内湿度；
当空调回风温度Tr>27.5C时，调节表冷器的电动二通阀开度，保证露点温度；
当空调回风温度Tr<27.5C时，调节空调机组的送风量，控制室内温度在允许的范围内。
2）空调季节全新风工况
当室外空气焓值小于或等于车站回风空气焓值：
即Iw进入夏季或秋季，是过渡季节。
由于回风焓值总是高于室外空气焓值，所以，如果利用回风，则其与新风混合后的空气焓值一定比新风的焓值高，必然增加空调机的负荷。
为了节约能量，空调系统采用全新风降温除湿工况。
采用此工况时，EMCS系统关闭回风阀门，打开新风阀门，全部采用室外新风，经表冷器冷却后送风，表冷器的空气处理过程是降温除湿过程（湿工况）。
空调器处理室外新风后送至空调区域，排风则全部排至车站外。
室外空气状态和室内热湿负荷变化时的调节方法同空调季节小新风工况。
3）非空调季节工况
当室外空气温度小于或等于车站空调送风温度，即Tw采用通风工况。
停止冷水机组运行，外界运行不经冷却处理直接送至车站公共区，
排风则全部排出车站外界
（4）车站公共区全年空调通风工况转换汇总表：
表B1-2/09
表B1-2/09
转换前工况
工况转换
可能性
工况转换条件
空调通风工况
小新风工况
全新风工
况
Iw由最小新风量降温除湿工况转换至全新风降温除湿工况
空调季节
全新风
小新风工
况
Iw>Ir
由全新风降温除湿工况转换至最小新风量降温除湿工况
工况
通风
Iw由全新风降温除湿工况转换至通风工况
非空调季节
通风
全新风工
况
IwTo
由通风工况转换至全新风降温除湿工况
（5）焓值计算
空调通风系统工况转换的关键是室内、外空气焓值的计算和比较判断。
系统检测的是空气的干球温度和相对湿度信号。
空气的焓值是由空气温湿度决定的，而温湿度每时每刻都在变化，因此焓值也随之变化。
但是由于车站公共区空间较大，因此空气状态变化缓慢，属于大滞后环节。
为了防止工况在一天内频繁转换，系统计算0.5〜1小时内（时间可设定）焓值的平均值，定期进行模式的控制和工况的转换控制。
焓值计算方法如下所示：
T=273.15+t
In（Pq,b）=C8/T+C9+C10T+C1仃2+C12T3+C13In（T）
C8=-5800.2206
C9=1.3914993
C10=-0.04860239
C11=0.41764768X10-4
C12=-0.14452093X10-7
C13=6.5459673
©=Pq/Pq,b
i=1.01t+0.001d（2501+1.84t）
符号说明：
t:
空气干球温度，单位C；
T:
绝对温标，单位K;
Pq,b:
该温度下饱和水蒸气分压力，单位Pa；
Pq：
该温度下空气水蒸气分压力，单位Pa；
B:
实际的大气压力，单位Pa；
©:
空气相对湿度；
d：
空气含湿量，单位g/kg干空气；
i:
空气焓，单位kJ/kg干空气。
2•车站大系统变风量控制
变风量系统（VAV）本世纪60年代诞生在美国，现已经成为美国空调系统的主流，并在其他国家也得到应用。
VAV技术的基本原理很简单，就是通过改变送入室内风量来满足室内变化的负荷。
由于空调系统大部分时间在部分负荷下运行，所以，风量的减少带来了风机能耗的降低。
VAV系统追求以较少的能耗
来满足室内空气环境的要求。
（1）送风量调节
排风
新风
变风量装置
图B1-2/14为一典型的VAV系统:
图B1-2/14
一般楼宇的VAV系统主要的特点就是每个房间的送风入口处装一个VAV
末端装置，该末端装置实际上是一个风阀或变频调速风机。
调整风阀的阀位或风机的转速以增大/减少送入房间的风量，从而实现增加或减少对房间冷量的供应。
当一套全空气空调系统所带房间的负荷变化情况彼此不同，或各房间要求的设定
值彼此不同时，VAV是一种解决问题的有效方式。
每个VAV末端装置需要一套PID回路调节。
最简单的控制方式是根据房间温度实测值与设定值之差，直接调
整末端装置中的风阀。
这样做，当某个房间温度达到要求值时，由于其它房间风量的变化或总的送风机风量有所变化导致连接末端装置风道处的空气压力有变化,从而使这个房间的风量变化。
由于房间热惯性较大，在此瞬间房间温度并不变化。
待房间温度发生足够大的变化后，再对风阀进行调整，又会反过来影响其它房间的风量，并引起温度变化，这样各房间风阀不断调节，风量和温度不断变化，导致系统不稳定。
一种改进的方法是采用“压力无关”的末端装置。
此种末端上装有风量测
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