中央空调系统变频节能改造控制技术的分析与实现

40%负荷时其实际消耗功率远大于线性理论计算功率，这也正是在采用变频技术时不能在全负荷变化区间均获得理想节能效果的原因，从而使变频控制技术的应用受到投入与产出性价比的困扰。 由以上分析可见，就中央空调制冷压缩机而言，除因压缩机本身业已采用了自动能量调节方式外，其恒转矩特性所表现的功率与转速（或流量）之间的近似线性关系也限定了通过变频调速技术获取节能空间的幅度，因而出于节能改造性价比的考虑，一般不建议对制冷压缩机进行变频节能改造。 3.2风机、水泵节能调节原理

对于变转矩负载类型，我们知道风机、水泵类变转矩负载特性满足流体动力学关系理论，即以下数学关系成立：

在图3a中，曲线a1表示工频定速运行时的H-Q关系，曲线ax表示低于额定速度下的变频运行时的H-Q关系，从图3a中可以看出，管网的阻尼随扬程的降低而减小。曲线R1和R2表示在不同流量下管网呈现的阻力特性，它符合以下公式： H=RQ2（4） 其中,H为管网阻力; R为管网流水阻尼系数。

公式(4)表明随着供给水量的减少管网阻力的损失也呈2次方下降趋势，从而也降低了系统功率消耗。在图3b中给出了在不同流量需求下，出口阀档板节流方式与变频调速方式所消耗的功率变化曲线关系。它表明了变频调速优于档板节流方式。

依据公式(3)进行估算，若转速下降到额定转速的70%，那么，扬程将下降到额定值的50%，同时，轴输出功率下降到额定值的35%。在满足系统基本扬程需求的情形下，若系统的流量需求减少到额定流量的50%时，在变频控制方式下，其扬程将下降到额定值的25%，其对应输出功率仅约为额定功率的13%。公式3为实施变频节能技术改造提供了理论上的可行性保障空间。那么，如何去判断系统是否具有节能潜力就显得十分重要。判断的依据应来自两个方面：首先是泵本身的额定流量与扬程指标和运行时实际输出表现，其次是系统对实际供水需求量的表现出的温度差或压力与机组标准指标之间的偏差程度。因此，应实时采集各个测量点数据，结合泵的能力决定对泵所实施的调节方向与调节幅度。若系统当前实际温差小于标准允许运行温差时，就可以判定系统存在流量过剩现象，就可以减少泵的出口流量，但必须注意此时泵的出口扬程也将呈现2次方特性下降，为保障水流畅通，避免出现“闷泵”或“断流”现象，泵的转速应限定在一定值以上，这个下限转速（对应最低供给流量）可以通过对以下两个方面的综合判断来决定。 (1)扬程的富裕度判定

泵的出口扬程等于泵的入口扬程与泵的泵生扬程之和，即： H出=H静+H动（5） 其中,H静为泵的入口静压;

在系统中表现为管网垂直落差高度形成的压力;

H动为泵的净升扬程，是泵的动能转化为水的势能溴冷机的形式，在额定转速下H动就是泵的标称额定扬程。

对于冷冻循环水系统，H静是相对固定值，H动的作用就是要保证冷冻循环水在管网中能够水流循环就可以了，为此，它主要是去消除水在管网中流动时所产生的阻力损失。假定泵的额定扬程为32m，在额定流量下管网的阻力为0.15Kg，那么，该泵的扬程富裕度高达50%，若采用变频调速驱动，根据公式(3)可知，泵只需要70%的额定转速即可满足此时扬程需求，而此时泵的功率消耗仅约为额定值的35%。

(2)流量的富裕度判定

通常流量的富裕度的判断是依据进出水温差作出的，假定对于冷凝器其标准进出水允许温差为5℃时，若实际进出水温差为3℃，那么，可以说单从温差现象角度上看，冷冻循环水的实际需求量仅为供给量的3℃/5℃=60%，在使用变频调速时，泵的实际转速只要达到额定转速的60%即可满足需求，此时泵的能耗仅约为额定能耗的22%。多余的供水量不仅浪费能源，而且也由于热交换的不充分原因而严重地削弱了系统的制冷效果。

通过以上的判定，若两者对泵的下限转速的计算结果不一致，为保障系统对流量和扬程最低需求的同时满足，泵的变频速度控制依据应选择对应频率较大值作为此时的控制调节运行频率下限。 4中央空调系统的现状分析与改造方案构造

在现代楼宇建筑物中，通常使用的中央空调系统（不包含蓄冷储冰式、VRV系统末端制冷剂直接制冷系统等）一般其各项额定指标为：冷冻循环水的标准进出水温度为：12℃/7℃，盘管风机最大送风温差为：10℃～15℃（一般空气进出口温差取8℃），冷却循环水进出水温度差为：4℃～8℃，冷却塔标准进出水温差为：3℃～5℃，用于采暖的热水进出水温度为：50℃/60℃。由于系统设备容量选型、不同季节、不同时间负荷变化等因素的影响，在实际投入运行的中央空调系统基本上没有与标准指标相一致的情况，大多数系统都不同程度存在着温差偏小、扬程过高、流量过大等现象，这些现象的存在再次为我们实施节能技术改造提供了节能空间保障。

为便于具体分析，现以某省立医院住院部的一套中央空调系统的现状为实例，对其各个部分进行逐项分析。该医院中央空调系统位于地下一楼，其系统结构布局类同图2所示，大楼地上高度为40m，冷却塔位于地上15m高度。根据历史记录，空调系统全年运行时间大致分布为：夏季供冷运行5个月，平均每天运行16h；冬季供热运行4个月，平均每天运行18h；盘管风机全年运行9个月，平均每天运行17h。为便于下面的计算，假定系统热量需求在运行期间均匀分布（实际系统在运行期间负荷的服从类正态分布）。该医院用电价格为0.8元/kWh。对该系统进行的现场考察所获得的数据如下： 4.1中央空调系统现行运行工况数据与分析 (1)冷冻循环水系统的现状分析（共3台电机水泵） 标称数据：a．电机37kW380V50Hz△接法72A1470r/min b．水泵额定流量187m3/h额定扬程44m

运行数据：2台运行1台备用，电机实际运行电流60A～64A，水泵运行时出口压力0.80～0.85MPa，冷冻循环水进出水温度：10℃/7℃。

冷冻循环水系统采用进出水管道并联形式工频运行，由于冷冻循环水管网最大高度落差为40m左右，管网在额定流量下阻力小于0.2Kg，故冷冻循环水泵出口处压力只要能够达到60m扬程就可以满足冷冻水循环的需要。由于冷冻循环水其落差静压为40m左右，所以，实际上在冷冻循环水泵仅需要提供20m左右的净输出扬程即可满足系统对扬程的基本需求。对于额定扬程为44m的冷冻循环水泵来说，其实际需要扬程仅为其额定扬程的45%。显然，单从扬程需求角度看可最大节约功率约为：Ph=70%。在另一方面也可以证明冷冻循环水泵的实际输出流量过剩现象，当前冷冻循环水进出水温度为：10℃/7℃，对应温差ΔT1≈3.0℃，与冷冻循环水标准进出水温度参考值：12℃/7.0℃，其对应温差ΔT2=5℃相比，实际温差约为标准允许温差的60%，此时单从流量需求角度看可最大节约功率约为：PQ=78%。通过以上工况数据分析可知，该冷冻循环水泵在该工况点状态下，最大可节约率约为（与额定值相比）：

Pmax=Umin（Ph，PQ）=Umin（70%，78%）=70% 在此工况下工频运行实际消耗功率约为： P工实=62A/72A×Pe=0.86×37kW≈32(kW)

即工频状态下消耗功率仅约为其额定功率的86%。在该工况点下，实施变频节能改造后可节约的功率约为(与工频状态相比)：P节=1-0.3/0.86≈65%。假定冷冻循环水在其运行期间负荷时间变化服从线性均匀分布，对此负荷时间分布线性函数求积分，那么，冷冻循环水系统改造后平均节约功率可达41%。实际上由于系统在运行期间其负荷的时间分布规律服从类似正态特性，所以，可以肯定地说改

造后实际节能效果将大于41%。当然，精确的系统节约率指标还受到各负荷点分布规律和工频状态下的实际消耗功率、变频控制系统效率、电机和水泵效率等因素的影响，在此就不再做进一步的计算。实践表明，按此方法获得的节约率估算值一般与实际节约率值偏差小于5%。

正是因为压力与流量的过剩作用使水流过速、热交换温差偏小，因此，可以通过降低冷冻循环水的总供应流量来实现向标准温差参考值靠近，从而达到节约能量的目的。在对实际运行工况考察时，不能够简单地依据电机运行电流的大小来判断，若只简单地从冷冻循环水系统的电机实际运行电流来看（额定电流为72A，实际运行电流60A～64A），就会发出没有多少节电空间的错误判断。总之，应根据实际运行工况点数据做依据，利用变频驱动装置，把系统富余的流量、扬程节省下来，使系统工作在耗能最少的最佳工况下（扬程和流量均无多余的状态下），从而达到既满足系统.6结束语 目前，中央空调系统节能技术改造工程项目市场分布不仅广泛，而且数量众多，这为进行节能改造市场化应用推广奠定了基础前提。根据不完全统计显示，在业已投入运行的中央空调系统中，至少有70%以上未进行过任何形式的节能优化改造，而且普遍具有很好的节能挖掘潜力空间（一般都有30%以上的可挖掘节能空间）。大力推广与实施应用中央空调系统节能改造技术，不仅具有很好的经济效益回报，而且也有力地推动了全社会对能源有效利用率认识的提高。它也将可能给风险资本投资运作在该类型节能改造工程项目上开辟出一条新的方向。 参考文献

[1]LG公司.IS5系列变频器说明书 [2]LG公司.MasterK系列PLC编程手册

[3]李林.智能大厦系统工程.北京：电子工业出版社,1998 [4]邹根南.制冷装置及其自动化.北京：机械工业出版社,1987 [5]张祉佑.制冷原理与设备.北京：机械工业出版社,1988 [6]何明.计算方法.合肥：安徽大学出版社，1995