空调系统特征识别方法与流程

本发明属于中央空调系统仿真模拟领域，涉及为一种空调系统特征识别方法。

背景技术：

常规的空调系统设备设计选型是以建筑的最大负荷为依据，而实测数据表明，一般中央空调系统80％以上的运行时间在60％以下的部分负荷下运行，因此需要通过运行调节以实现系统在部分负荷下的高效运行。对空调系统在不同负荷下进行运行参数优化调节及性能评估，借助仿真模拟手段是较易实现的方法。在对既有建筑中央空调系统进行建模仿真时，由于实际中央空调系统各部件的具体结构参数难以获取，导致对依据设备具体结构参数进行的精确模拟较难实现，使得常规的建模方法在实际应用中存在局限性。

针对实际建筑中央空调系统各部件具体结构参数缺乏的问题，国内外许多学者主要是通过海量的实际数据采集，并通过拟合的方法来建立仿真模型，其存在所需实测数据巨大，且数据需覆盖所有运行工况而引起实测所需时间长的不足，同时还存在精度较低，难以在不同空调系统中推广，适用性差等弊端。而在实际既有空调系统中，现实条件允许的测量实际运行参数的手段也存在限制。因此需要提出结构参数缺乏条件下，精度较高、适用性较广且所需实测参数较少并在实际空调系统中能够方便获得的建模方法。

技术实现要素：

技术问题：本发明提供一种在既有中央空调系统各部件具体结构参数缺乏的条件下，具有精度较高，适用性较广且所需实测参数在实际空调系统中能够方便获得的空调系统特征识别方法。

技术方案：本发明的空调系统特征识别方法，包括以下步骤：

根据既有中央空调系统的实测运行数据，采用最小二乘法分别求解得到以下几种模型的模型参数：中央空调系统中冷水机组性能预测模型、表冷器性能预测模型、冷却塔性能预测模型、水泵模型、流体输配管路阻力模型，将所得到的模型参数作为表征系统各部件结构特性的特征参数；

所述冷水机组性能预测模型包括蒸发器模型、冷凝器模型、压缩机模型和节流阀模 型：

a.所述蒸发器模型在变水量工况下为：

Q_e＝m_w,ec_p,w(t_wi,e-t_wo,e)＝m_r(h_eo-h_ei) (3)

所述蒸发器模型在变水温工况下为：

Q_e＝m_w,ec_p,w(t_wi,e-t_wo,e)＝m_r(h_eo-h_ei) (8)

式中，Q_e1、Δt_e1分别为两相区的换热量和换热温差；Q_e2、Δt_e2分别为过热区的换热量和换热温差；m_w,e为冷冻水流量；c_p,w为水的比热；m_r为制冷剂流量；A^＊_1,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；x₁为根据不同结构形式蒸发器的水侧换热系数经验公式得到的常系数；B^＊_1,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；y₁为根据不同结构形式蒸发器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；C^＊_1,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；A^＊_2,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；B^＊_2,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；C^＊_2,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；y₂为根据不同结构形式蒸发器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数； Q_e为蒸发器总换热量；t_wi,e，t_wo,e分别为冷冻水进口温度和出口温度；t_w1,e为两相区冷冻水入口温度；h_ei，h_eo分别为蒸发器入口焓值和出口的焓值；t_e为蒸发温度；t_eo为压缩机吸气温度，即蒸发器出口的制冷剂温度；

b.所述冷凝器模型在变水量工况下为：

Q_c＝m_w,cc_p,w(t_wo,c-t_wi,c)＝m_r(h_ci-h_co) (11)

所述冷凝器模型在变水温工况下为：

Q_c＝m_w,cc_p,w(t_wo,c-t_wi,c)＝m_r(h_ci-h_co) (16)

式中，Q_c为冷凝器换热量；m_w,c为冷却水流量；t_wi,c，t_wo,c分别为冷凝器的冷却水进口温度和出口温度；h_ci，h_co分别为冷凝器入口焓值和出口焓值；Δt_c1，Δt_c2，Δt_c3分别为冷凝器过冷区、两相区和过热区的换热温差；A^＊_1,c为需要确定的冷凝器模型参数；x₂为根据不同结构形式冷凝器的水侧换热系数经验公式得到的常系数；B^＊_1,c为需要确定的 冷凝器模型参数；y₃为根据不同结构形式冷凝器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；C^＊_1,c为需要确定的冷凝器模型参数；A^＊_2,c为需要确定的冷凝器模型参数；B^＊_2,c为需要确定的冷凝器模型参数；y₄为根据不同结构形式冷凝器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；C^＊_2,c为需要确定的冷凝器模型参数；A^＊_3,c为需要确定的冷凝器模型参数；B^＊_3,c为需要确定的冷凝器模型参数；C^＊_3,c为需要确定的冷凝器模型参数；y₅为根据不同结构形式冷凝器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；t_c为冷凝温度；t_co为制冷剂在冷凝器出口的温度；t_w1,c，t_w2,c分别为两相区冷却水进口温度和出口温度；t_ci为压缩机排气温度；

c.所述压缩机模型为：

V_th＝ψV_th0 (22)

式中，m_r为制冷剂的质量流量；λ为输气系数；V_th为压缩机理论输气量；v₁为压缩机吸气比容；ψ为冷水机组负荷率；V_th0为压缩机额定工况下理论输气量；T_eo为吸气温度；T_ci为排气温度；p_c为冷凝压力；p_e为蒸发压力；k为压缩过程多变指数；P_th为压缩机理论功率；P_in为压缩机实际功率；η_e为压缩机的电能效率；

d.节流阀模型为：

h_co＝h_ei (26)

t_eo＝t_e+△t_e (27)

t_co＝t_c-△t_c (28)

式中，h_co为节流阀入口焓值；h_ei为节流阀出口焓值；Δt_e为过热度；Δt_c为过冷度；

所述表冷器性能预测模型包括表冷器换热量模型、表冷器传热效能模型、表冷器接触系数模型、表冷器传热单元数模型、热容比模型、出风参数模型；

所述表冷器换热量模型为：

Q_b＝m_a,b(h_ai,b-h_ao,b)＝m_w,bc_p,w(t_wo,b-t_wi,b) (29)

所述表冷器传热效能模型为：

所述表冷器接触系数模型为：

所述表冷器传热单元数模型为：

所述热容比模型为：

所述出风参数模型，在干工况时为：

t_go,b＝t_gi,b-ε_1,b(t_gi,b-t_wi,b) (34)

所述出风参数模型，在湿工况时为：

t_go,b＝t_gi,b-ε_2,b(t_gi,b-t_b) (36)

t_so,b＝t_go,b-(1-ε_2,b)(t_gi,b-t_si,b) (37)

所述出风参数模型，在临界工况时，采用上述干工况时、湿工况时的出风参数模型均可；

式中，Q_b为表冷器换热量；m_a,b为空气质量流量；h_ai,b为空气入口焓值；h_ao,b为空气出口焓值；m_w,b为水流量；t_wi,b，t_wo,b分别为表冷器进口水温和出口水温；ε_1,b为表冷器传热效能；t_gi，t_go分别为空气进口干球温度和出口干球温度；γ为热容比；NTU为表冷器传热单元数；ε_2,b为表冷器接触系数；t_so,b，t_si,b分别为空气出口湿球温度和进口湿球温度；a_o,b为空气侧换热系数；F_b为表冷器总换热面积；c_p,a为空气比热；K_b为表冷器总传热系数；t_Li为空气进口露点温度；

所述冷却塔性能预测模型，在冷却塔内空气在非饱和状态下时为：

所述冷却塔性能预测模型，在冷却塔内空气在饱和状态下时为：

式中，m_w,t为冷却塔水质量流量；dz为冷却塔填料竖直方向微元长度；β_t为冷却塔传质系数；a为填料比表面积；F_z为冷却塔填料横截面积；X_s,w为水温对应的饱和空气含湿量；X为冷却塔内空气水蒸气质量组分；T_w,t为水温；Le为刘易斯数；c_p,v为水蒸气定压比热；r₀为水的汽化潜热；T_a,t为冷却塔内空气温度；m_a,t为冷却塔空气质量流量；X_s,a为饱和空气含湿量；(β_taF_Z)_j为换热过程中的等效值；Me为模型参数；m_wi,t表示入口水流量；H_t表示填料高度；

所述水泵模型为：

H_p0＝a₀+a₁V₀+a₂V₀² (50)

P_in,p0＝b₀+b₁V₀+b₂V₀² (51)

式中，V₀、H_p0、P_in,p0分别为泵在转速n₀下的流量、扬程与功率；V₁、H_p1、P_in,p1分别为泵在转速n₁下的流量、扬程与功率；a₀、a₁、a₂、b₀、b₁、b₂为模型参数。

所述流体输配管路阻力模型为：

式中，H_f为设备或管路阻力；χ_i为第i段管路沿程阻力系数；l_i为第i段管路长度； d为管路水力直径；ζ_j为第j个管道局部阻力件阻力系数；V为管道体积流量；为模型参数。

进一步的，本发明方法中既有中央空调系统的实测运行数据具体为：求解冷水机组性能预测模型的模型参数，即冷凝器的模型参数、蒸发器的模型参数和压缩机的模型参数，需要的实测数据有压缩机吸气温度t_eo、压缩机吸气压力p_e、压缩机排气温度t_ci、压缩机排气压力p_c、冷水机组负荷率ψ、压缩机功率P_in、冷却水流量m_w,c、冷凝器进口水温t_wi,c、冷凝器出口水温t_wo,c、冷冻水流量m_w,e、蒸发器进口水温t_wi,e、蒸发器出口水温t_wo,e；

求解表冷器性能预测模型的模型参数，需要的实测数据为：冷冻水流量m_w,e、表冷器进口水温t_wi,b、表冷器出口水温t_wo,b、表冷器进口干球温度t_gi,b、表冷器进口湿球温度t_si,b、表冷器出口干球温度t_go,b、表冷器出口湿球温度t_so,b；

求解冷却塔性能预测模型的模型参数，需要的实测数据为：冷却水流量m_w,c、冷却塔进口水温t_wi,t、冷却塔出口水温t_wo,t、冷却塔进口干球温度t_gi,t、冷却塔进口湿球温度t_si,t、冷却塔出口干球温度t_go,t、冷却塔出口湿球温度t_so,t；

求解所述水泵模型的模型参数时，需要的实测数据为：水泵在转速n₀下的流量、扬程和功率；

求解所述流体输配管路阻力模型的模型参数，需要实测的数据为：冷冻水流量m_w,e、冷却水流量m_w,c、水泵扬程H₁。

进一步的，本发明方法中，采用最小二乘法分别求解中央空调系统中冷水机组性能预测模型、表冷器性能预测模型、冷却塔性能预测模型、水泵模型和流体输配管路阻力模型的模型参数时，使用克莱姆法则保证线性方程组解的存在性和唯一性，最终求得模型参数的唯一解。

进一步的，本发明方法中，冷水机组性能预测模型、表冷器性能预测模型、冷却塔性能预测模型、水泵模型以及流体输配管路阻力模型均是基于集总参数法，将既有空调系统中各部件的未知结构参数进行集总建立得到。

本发明将理论分析与实际测试相结合，在难以获得空调系统各部件具体结构参数的条件下，提出将空调系统未知结构参数集总的空调系统特征识别方法，建立空调系统各部件性能预测模型，并根据实测数据采用最小二乘法对未知模型参数进行特征识别，为研究空调系统部分负荷下的性能变化规律及其运行控制优化提供依据，突破性的解决现有建模方法存在的弊端。

有益效果：本发明与现有空调系统建模方法相比，具有以下优点：

现有结构参数缺乏条件下的中央空调系统设备模拟方法，主要是通过海量的实际数据采集，并通过拟合的方法来建立仿真模型，其存在所需实测数据巨大，实测数据需覆盖所有运行工况，实测时间长等不足，同时还存在仿真精度较低，难以在不同空调系统中推广，适用性差等局限。本发明将理论分析与实际测试相结合，在难以获得空调系统各部件具体结构参数的条件下，提出将空调系统各部件未知结构参数集总的特征识别方法，建立空调系统各部件性能预测模型，并根据实测数据采用最小二乘法对各部件由于结构参数未知所导致的未知模型参数进行特征识别，并由空调系统各部件性能预测模型组合形成完整的空调系统性能预测模型。本发明的空调系统特征识别方法具有所需实测数据少，实测时间短，仿真精度高，适用性较广且所需实测参数量在实际空调系统中能够方便获得的特点。

附图说明

图1为本发明为求解既有中央空调系统中各部件模型参数而设置的数据测点布置图。

图2为本发明的空调系统特征识别方法操作流程图。

具体实施方式

下面结合实施例和说明书附图对本发明作进一步的说明。

图1为求解既有中央空调系统中各部件模型参数而设置的数据测点布置图。根据基于参数集总的建模原理，求解冷水机组性能预测模型、表冷器性能预测模型、冷却塔性能预测模型、水泵模型以及流体输配管理组力模型的模型参数，需要结合有关实测数据，为此按图1所示布置测点：在压缩机进、出口处分别布置温度及压力传感器，实时检测压缩机吸气温度t_eo、压缩机吸气压力p_e、压缩机排气温度t_ci、压缩机排气压力p_c；在冷凝器进、出口处分别布置温度传感器，实时检测冷凝器进口水温t_wi,c和出口水温t_wo,c；在蒸发器进、出口处分别布置温度传感器，实时检测蒸发器进口水温t_wi,e和出口水温t_wo,e；在冷凝器、蒸发器的出水管上分别布置流量传感器，实时检测冷却水流量m_w,c和冷冻水流量m_w,e；在表冷器进、出口处分别布置温度传感器，实时检测表冷器进口水温t_wi,b和出口水温t_wo,b；测量表冷器进口干球温度t_gi,b、表冷器进口湿球温度t_si,b、表冷器出口干球温度t_go,b、表冷器出口湿球温度t_so,b；在冷却塔进、出口处分别布置温度传感器，实 时检测冷却塔进口水温t_wi,t和出口水温t_wo,t；测量冷却塔进口干球温度t_gi,t、冷却塔进口湿球温度t_si,t、冷却塔出口干球温度t_go,t、冷却塔出口湿球温度t_so,t；测量压缩机功率P_in、冷冻水泵功率P_in,dp以及冷却水泵功率P_in,lp；测量冷水机组负荷率ψ、冷冻水泵转速n_dp、冷却水泵转速n_lp。

图2为空调系统特征识别方法操作流程图，第一步基于集总参数法，将既有空调系统中各部件的未知结构参数进行集总，分别建立中央空调系统中冷水机组性能预测模型、表冷器性能预测模型、冷却塔的性能预测模型、水泵模型、流体输配管路阻力模型，主要包括：

(1)冷水机组性能预测模型：

a.蒸发器模型在变水量工况下为：

Q_e＝m_w,ec_p,w(t_wi,e-t_wo,e)＝m_r(h_eo-h_ei) (3)

蒸发器模型在变水温工况下为：

Q_e＝m_w,ec_p,w(t_wi,e-t_wo,e)＝m_r(h_eo-h_ei) (8)

式中，Q_e1、Δt_e1分别为两相区的换热量和换热温差；Q_e2、Δt_e2分别为过热区的换热量和换热温差；m_w,e为冷冻水流量；c_p,w为水的比热；m_r为制冷剂流量；A^＊_1,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；x₁为根据不同结构形式蒸发器的水侧换热系数经验公式得到的常系数；B^＊_1,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；y₁为根据不同结构形式蒸发器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；C^＊_1,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；A^＊_2,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；B^＊_2,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；C^＊_2,e为与蒸发器结构和污垢热阻有关的模型参数；y₂为根据不同结构形式蒸发器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；Q_e为蒸发器总换热量；t_wi,e，t_wo,e分别为冷冻水进口温度和出口温度；t_w1,e为两相区冷冻水入口温度；h_ei，h_eo分别为蒸发器入口焓值和出口的焓值；t_e为蒸发温度；t_eo为压缩机吸气温度，即蒸发器出口的制冷剂温度。

b.冷凝器模型在变水量工况下为：

Q_c＝m_w,cc_p,w(t_wo,c-t_wi,c)＝m_r(h_ci-h_co) (11)

冷凝器模型在变水温工况下为：

Q_c＝m_w,cc_p,w(t_wo,c-t_wi,c)＝m_r(h_ci-h_co) (16)

式中，Q_c为冷凝器换热量；m_w,c为冷却水流量；t_wi,c，t_wo,c分别为冷凝器的冷却水进口温度和出口温度；h_ci，h_co分别为冷凝器入口焓值和出口焓值；Δt_c1，Δt_c2，Δt_c3分别为冷凝器过冷区、两相区和过热区的换热温差；A^＊_1,c为需要确定的冷凝器模型参数；x₂为根据不同结构形式冷凝器的水侧换热系数经验公式得到的常系数；B^＊_1,c为需要确定的冷凝器模型参数；y₃为根据不同结构形式冷凝器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；C^＊_1,c为需要确定的冷凝器模型参数；A^＊_2,c为需要确定的冷凝器模型参数；B^＊_2,c为需要确定的冷凝器模型参数；y₄为根据不同结构形式冷凝器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；C^＊_2,c为需要确定的冷凝器模型参数；A^＊_3,c为需要确定的冷凝器模型参数；B^＊_3,c为需要确定的冷凝器模型参数；C^＊_3,c为需要确定的冷凝器模型参数；y₅为根据不同结构形式冷凝器的制冷剂侧换热系数经验公式得到的常系数；t_c为冷凝温度；t_co为制冷剂在冷凝器出口的温度；t_w1,c，t_w2,c分别为两相区冷却水进口温度和出口温度；t_ci为压缩机排气温度。

c.压缩机模型为：

V_th＝ψV_th0 (22)

式中，m_r为制冷剂的质量流量；λ为输气系数；V_th为压缩机理论输气量；v₁为压缩机吸气比容；ψ为冷水机组负荷率，针对变转速运行压缩机，ψ即为压缩机实际运行转速与额定转速之比；针对变频压缩机，ψ即为压缩机实际运行频率与额定频率之比；V_th0 为压缩机额定工况下理论输气量；T_e为蒸发温度；T_eo为吸气温度；T_ci为排气温度；p_e为蒸发压力；k为压缩过程多变指数；P_th为压缩机理论功率；P_in为压缩机实际功率；η_e为压缩机的电能效率；

其中，对于高速、多杠压缩机(n.≥720r/min，C＝3％～4％)输气系数λ可采用下面经验公式：

电能效率η_e表示为：

η_e＝η_i·η_m·η_d·η_mo

式中η_i、η_m、η_d、η_mo分别是压缩机的指示效率、摩擦效率、联轴器传动效率和电机效率。通常取η_e＝0.4～0.55。

d.节流阀模型为：

h_co＝h_ei (26)

t_eo＝t_e+△t_e (27)

t_co＝t_c-△t_c (28)

式中，h_co为节流阀入口焓值；h_ei为节流阀出口焓值；Δt_e为过热度；Δt_c为过冷度；

(2)表冷器性能预测模型包括表冷器换热量模型、表冷器传热效能模型、表冷器接触系数模型、表冷器传热单元数模型、热容比模型、出风参数模型：

表冷器换热量模型：

Q_b＝m_a,b(h_ai,b-h_ao,b)＝m_w,bc_p,w(t_wo,b-t_wi,b) (29)

表冷器传热效能模型：

表冷器接触系数模型：

表冷器传热单元数模型：

热容比模型：(33)

出风参数模型，在干工况时为：

t_go,b＝t_gi,b-ε_1,b(t_gi,b-t_wi,b) (34)

出风参数模型，在湿工况时为：

t_go,b＝t_gi,b-ε_2,b(t_gi,b-t_b) (36)

t_so,b＝t_go,b-(1-ε_2,b)(t_gi,b-t_si,b) (37)

出风参数模型，在临界工况时，采用上述干工况时、湿工况时的出风参数模型均可；此处临界工况定义为，出风温度正好达到出风空气的露点温度。

式中，Q_b为表冷器换热量；m_a,b为空气质量流量；h_ai,b为空气入口焓值；h_ao,b为空气出口焓值；m_w,b为水流量；t_wi,b，t_wo,b分别为表冷器进口水温和出口水温；ε_1,b为表冷器传热效能；t_gi，t_go分别为空气进口干球温度和出口干球温度；γ为热容比；NTU为表冷器传热单元数；ε_2,b为表冷器接触系数；t_so,b，t_si,b分别为空气出口湿球温度和进口湿球温度；a_o,b为空气侧换热系数；F_b为表冷器总换热面积；c_p,a为空气比热；K_b为表冷器总传热系数；t_Li为空气进口露点温度；

(3)冷却塔性能预测模型，在冷却塔内空气在非饱和状态下时为：

所述冷却塔性能预测模型，在冷却塔内空气在饱和状态下时为：

式中，m_w,t为冷却塔水质量流量；dz为冷却塔填料竖直方向微元长度；β_t为冷却塔传质系数；a为填料比表面积；F_z为冷却塔填料横截面积；X_s,w为水温对应的饱和空气含湿量；X为冷却塔内空气水蒸气质量组分；T_w,t为水温；Le为刘易斯数；c_p,v为水蒸气定压比热；r₀为水的汽化潜热；T_a,t为冷却塔内空气温度；m_a,t为冷却塔空气质量流量；X_s,a为饱和空气含湿量；(β_taF_Z)_j为换热过程中的等效值；Me为模型参数；m_wi,t表示入口水流量；H_t表示填料高度；

(4)水泵模型为：

H_p0＝a₀+a₁V₀+a₂V₀² (50)

P_in,p0＝b₀+b₁V₀+b₂V₀² (51)

式中，V₀、H_p0、P_in,p0分别为泵在转速n₀下的流量、扬程与功率；V₁、H_p1、P_in,p1分别为泵在转速n₁下的流量、扬程与功率；a₀、a₁、a₂、b₀、b₁、b₂为模型参数。

(5)流体输配管路阻力模型为：

式中，H_f为设备或管路阻力；χ_i为第i段管路沿程阻力系数；l_i为第i段管路长度；d为管路水力直径；ζ_j为第j个管道局部阻力件阻力系数；V为管道体积流量；为模型参数，可由空调系统实测某流量下水泵扬程减去设备总阻力获得其值。

第二步为根据实测数据，采用最小二乘法对各部件性能预测模型的模型参数进行特征识别。通过图1中空调系统运行时相关测点检测的数据，利用最小二乘法拟合未知模型参数，得到表征各部件结构特性的特征参数，并由空调系统各部件性能预测模型组合形成完整的空调系统性能预测模型。

上述实施例仅是本发明的优选实施方式，应当指出：对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明原理的前提下，还可以做出若干改进和等同替换，这些对本发明权利要求进行改进和等同替换后的技术方案，均落入本发明的保护范围。