中央空調系統變頻節能改造控制技術的分析與實現
1 引言
隨著國民經濟的發展和人民生活水平的日益提高，中央空調系統已廣泛應用于工業與民用建筑領域，在賓館、酒店、寫字樓、商場、住院部大樓、工業廠房的中央空調系統，其制冷壓縮機組、冷媒循環水系統、冷卻循環水系統、冷卻塔風機系統、盤管風機系統等的容量大多是按照建筑物最大制冷、制熱負荷或新風交換量需求選定的，且留有充足余量。在沒有使用具備負載隨動調節特性的控制系統中，無論季節、晝夜和用戶負荷的怎樣變化，各電機都長期固定在工頻狀態下全速運行，盡管有的系統采用了閘閥檔板節流方式，但其能量的浪費仍是顯而易見的。近年來由于電價的不斷上漲，造成中央空調系統運行費用急劇上升，致使它在整個大廈營運電費成本中占據越來越大的比例，因此，電能費用的控制顯然已經成為經營管理者所關注的問題所在。據統計，中央空調的用電量占各類大廈總用電量的60%以上，其中，中央空調水泵的耗電量約占總空調系統耗電量的20~40%，故節約低負荷時主壓縮機系統和水泵、風機系統的電能消耗，具有極其重要的經濟意義。所以，隨著負荷變化而自動調節變化的變流量變頻中央空調水泵、風機系統和自適應智能負荷調節的主壓縮機系統應運而生，并逐漸顯示其巨大的性能優越性和經濟性，得到了廣泛的推廣與應用。采用變頻調速技術不僅能提高系統自動化控制水平，使中央空調系統達到更加理想的工作狀態，而且，更重要的是能給用戶帶來良好的投資回報。作者曾先后成功地完成了聯合國工業發展組織全額投資的上海新亞制藥廠中央空調機組冷卻循環水系統、上海東方航空賓館中央空調系統冷媒循環水和冷卻循環水系統、上海市中醫院住院部大樓中央空調系統冷卻循環水和冷媒循環水系統等多項中央空調系統變頻節能改造項目，并曾為眾多用戶進行中央空調系統節能改造做前期工況調研、可行性方案論證及系統規劃設計。在業已實施的項目中，各項目的節電率均高達30%以上，有的系統節電率高達60%。下面就以具有典型結構特征的中央空調系統為例，來表述變頻節能改造控制技術在中央空調系統中的節能指標預測方法與自動化控制過程實現方法，以期供用戶在實施中央空調變頻節能改造時作為對比參考。
2 中央空調系統的工作原理與一般組成結構
中央空調技術實際上是人工制冷技術的一種典型系統性應用，當前，人工制冷技術按其補償過程的不同可主要分為蒸汽壓縮式、吸收式、蒸汽噴射式、吸附式四種方法，其中，被廣泛應用在中央空調系統的制冷方法主要有兩種：
（1）蒸汽壓縮式制冷循環
通過對制冷劑的壓縮、冷凝、節流、蒸發、吸收等過程來利用制冷劑的液相與氣相之間的相變所產生的熱交換實現制冷目的，如上海合眾-開利空調設備公司的19XL（HCFC22制冷劑）或19XR（HFC134a制冷劑）系列封閉型離心式冷水機組、約克國際北亞有限公司的YK/YT系列離心式或YS/YCWS系列螺桿式冷水機組；
（2）吸收式制冷循環
通過使用兩種沸騰點差距較大的物質組成的二元溶液（也稱工質對，其低沸騰點組份為制冷劑，高沸騰點組份為吸收劑），利用溶液在一定條件下能析出低沸點組份的蒸汽，而在另一條件下又能吸收低沸點組份的蒸汽這一特性由制冷機系統采用熱能驅動，通過發生、冷凝、蒸發、吸收4個過程來完成制冷循環，如江蘇雙良空調設備有限公司的SLAA060AS/SLAA060AT溴化鋰-水溶液吸收式制冷機組、重慶通用工業公司的KF140X—10 氨-水溶液吸收式制冷機組。
目前，在中央空調系統中的制冷壓縮機以速度型的離心式壓縮機和以容積型的螺桿式或活塞式壓縮機的應用最為普遍。以蒸汽壓縮式制冷循環為例，撇開其具體形式上的區分，中央空調的制冷系統其制冷循環過程如圖1所示。
圖1 制冷循環過程原理圖
圖1a中，制冷壓縮機將來自蒸發器中的低溫、低壓的制冷劑氣體(一般為3～6℃)壓縮成高溫、高壓氣體(一般為35～40℃)排入冷凝器中，這些高溫、高壓氣體在冷凝器中通過與冷卻循環水進行熱交換（冷卻循環水帶走介質排放的熱量）變為高溫、高壓液體(一般為25～32℃)流向節流膨脹閥，再通過膨脹閥的節流、降壓來實現高溫、高壓液體向低溫、低壓液體狀態轉變，由于壓力突然降低，有一部分制冷劑瞬間蒸發為氣體，即用膨脹閥的節流作用來實現類絕熱膨脹過程，低溫、低壓液體在蒸發器中通過與冷凍循環水的充分熱交換（吸收冷凍循環水的熱量）后達到蒸發汽化目的，此時制冷劑又回到低溫、低壓氣體狀態為制冷劑的再循環過程做準備。同時也應看到當壓縮機抽取制冷劑氣體的同時,也降低了蒸發器的壓力,使蒸發器內其余的制冷劑在相當低的溫度下大量蒸發汽化。在圖1b中，A-B-C-D分別表示了無溫差傳熱的逆卡諾循環的絕熱壓縮、等溫壓縮、絕熱膨脹、等溫膨脹四個理想過程，而實際上制冷壓縮循環是如圖1c所示的具有溫差傳熱現象的逆卡諾循環，圖中的陰影部分表示與環境介質（如冷卻水、冷凍水等）進行熱交換時所存在的溫差效應現象。我們知道在三種熱傳遞方式：傳導、對流和輻射中，無論壓縮機采用哪種形式的制冷循環技術，其所有冷熱流體之間的熱傳遞方式均主要是通過金屬管壁與流體之間對流換熱及壁的導熱來完成傳熱過程的。根據換熱量計算方程：
Q=KAθm (1 )
其中：Q為換熱量（W），K為換熱系數（W/m2.K），A為換熱體面積（m2），θm為冷熱流體間的相對流向密切相關的平均換熱溫差（℃）。由公式（1）可知，對于特定的中央空調系統而言，其中的參數K和A是固定的，我們在不改變其物理結構狀態和特征的情況下，可通過有效地控制冷熱流體間的換熱溫差來達到獲取最大換熱量的目的，即按需求變化供應環境介質量，而不是過分地滿足，這也就是我們對系統進行變頻控制的基本可行性依據條件之一。
隨著人工制冷技術和機械加工技術的發展，目前，制冷壓縮機技術得到了充分發展，大多數制冷壓縮機生產廠家均不同程度地對壓縮機控制采用了負荷隨動的功率輸出調節技術，如：上海合眾-開利公司的19XR系列離心式冷水機組所采用的線性浮閥節流裝置，使制冷量與負荷變化動態匹配適合極低系統負荷下運行工況，避免了不必要的熱氣旁通帶來的能效比下降現象；甚至有的廠家還采用了變頻調速控制技術，如：約克國際北亞的YT/YK系列離心式冷水機組所配置的自適應容量控制變頻驅動裝置（VSD），使非額定工況下機組能效比高達0.2kW/USRt，年節能可達30%以上。因此，本文將主要研究重點放在對中央空調系統的水系統與風系統的節能空間，以期進一步獲得最大化的投入與產出比收益。
以蒸汽壓縮式制冷循環機組為例，中央空調系統其組成結構一般主要由制冷主壓縮機系統、冷媒（冷凍和冷熱）循環水系統、冷卻循環水系統、盤管風機系統、冷卻塔風機系統等部分組成，其工藝流程組成結構圖如圖2所示。
圖2 中央空調系統工藝結構流程圖
其中，壓縮機系統通常至少包括主壓縮電機、蒸發器、冷凝器、節流閥四個基本部分和為提高運行的經濟性、安全性而設立的油分離器、氣液分離器、貯液器、中間冷卻器和浮子調節閥等輔助設備裝置。由于從控制角度看新風系統與中央空調系統的其他部分具有相對獨立性，因此在圖2未表示出新風系統的工藝流程結構。在圖2中低溫冷凍水被送到各樓層的盤管風機系統的盤管（冷或熱交換器）中吸收盤管周圍的空氣熱量，產生的低溫空氣由盤管風機吹送到各樓層冷/熱送風母管中，再由各房間的風幕風機的調速實現各房間的控溫目的。冷卻循環水系統將常溫水通過冷卻水泵泵入冷凝器熱交換盤管后，再將這已變熱的冷卻水送到冷卻塔上，由冷卻塔對其進行自然冷卻或通過冷卻塔風機對其進行噴淋逆流式強迫風冷，與大氣之間進行充分熱交換，使冷卻水變回常溫，以便再循環使用。
在冬季需要制熱時，中央空調系統僅需要通過冷熱水泵（在夏季稱為冷凍水泵）將常溫水泵入蒸汽熱交換器的盤管，通過與蒸汽的充分熱交換后再將熱水送到各樓層的風機盤管中，即可實現向用戶提供供暖熱風。熱水泵向各個房間供給的熱水總流量是根據安裝熱水供水總管于回水總管上的溫度差來決定的。熱交換器的PID溫控器通過電動調節閥VA1來控制進入熱交換器的蒸汽流量來實現對熱交換器熱水出水溫度的恒定控制從而達到供熱目的。
正確理解中央空調系統各個部分的作用與工藝流程結構，對于實現變頻節能改造至關重要，從因果關系角度上看，冷媒循環水系統、冷卻循環水系統、冷卻塔風機系統、盤管風機系統均是制冷壓縮機系統的從動系統。當制冷主壓縮機系統的實際需求負荷發生變化時，對冷媒循環水、冷卻循環水的需求量和盤管風機的鼓風量及冷卻塔的冷卻風量也發生相應的變化，正因如此，我們才有實現節能改造目標的可能和必要的依據條件，才能從真正意義上實現動態的“按需分配”控制目標的可能。
3 中央空調系統的各部分節能調節原理
中央空調系統按負載類型可將其分為兩大類:
(1) 恒轉矩負載
如螺桿式或離心式制冷主壓縮機系統的壓縮機負載，它不僅對軸輸出轉矩具有最小值限定的需求，而且其轉速與功率的關系也近似表現為線形特征；
(2)變轉矩負載
如冷卻循環水系統、冷媒循環水系統、冷卻塔風機系統、盤管風機系統等的風機、水泵類負載，它們對軸轉矩沒有嚴格的需求，其軸功率與轉速具有顯著的立方關系特征。不同的負載類型具有不同的轉矩、功率關系特性，應區別對待加以應用技術研究。
3.1 制冷壓縮機的節能調節原理
壓縮機本身是一套復雜的機電一體化系統設備，對于帶導葉片組的定速運轉狀態下的離心式壓縮機而言，其容量的調節是通過導葉執行電機帶動導葉片組的角度變化來實現制冷劑流量變化而帶來的制冷能力的變化，從而達到調節制冷量的目的，當導葉片組處于關閉變化時，壓縮機吸入的制冷劑的量在減少，壓縮機處于卸載過程狀態，相反，當導葉片組處于開啟過程變化時，則壓縮機處于加載過程狀態。導葉控制裝置不斷驅動導葉組電機調節導葉片組的開度變化，直到壓縮機的制冷量促使冷凍水的實際溫度約等于設定溫度。對于離心式這種速度型機組，通常采用限定導葉片組的開度變化范圍與降低壓縮機的轉速相結合的方法，通過對當前運行工作點的自動測定，來選擇容量調節模式，實現在低負荷狀態下的最佳運行效率控制，該容量調節模式的選擇利用不僅可以實現電能節約，而且也可以在全容量調節范圍（15%～100%）內精確地預測出喘振區，避免離心式機組常見故障—喘振現象的發生。喘振曲線函數的獲得一般由機組廠家提供，也可以通過對機組在不同負載點的壓頭試驗取得一組離散坐標點，利用最小二乘法算法進行數據擬合，便可以近似求出該機組的喘振曲線函數。需要指出的是通常轉速調節對離心式制冷機功率節約的貢獻一般小于10%，這也是在當前條件下變頻調速技術在制冷壓縮機上未能得以廣泛應用的主要原因。
而對于螺桿式壓縮機其軸功率與排氣量存在以下關系：
Ptot→60×（m1×n1×V1+ m2×n2×V2）×CΦ ( 2 )
其中，V1 、V2為陽螺桿與陰螺桿之間一個齒槽的齒間容積；
m1 、m2為陽螺桿與陰螺桿之間的齒數；
n1 、n2為陽螺桿與陰螺桿之間的轉速；
CΦ為扭角系數。
轉子扭轉角對吸氣容積的影響程度，由公式（2）可見螺桿壓縮機的功率調節可以通過減少螺桿的有效長度—常用滑閥調節方式和降低螺桿的轉速—常用變頻調節方式來實現。其中常用的滑閥調節方式是通過檢測制冷劑高低壓壓差的大小來決定滑閥是向排氣端移動來減少排氣量，還是向吸氣端方向移動來增加排氣量。為防止排氣端軸向排氣孔與工作容積連通形成的高壓氣體倒流現象的發生，通常將最小排氣量限定在10%左右，因此，螺桿壓縮機的功率輸出可以在10%～100%范圍內實現無極調節。經驗數據表明，當螺桿壓縮機負荷在50%以上時其功率與負荷成線性正比關系，而低于40%負荷時其實際消耗功率遠大于線性理論計算功率，這也正是在采用變頻技術時不能在全負荷變化區間均獲得理想節能效果的原因，從而使變頻控制技術的應用受到投入與產出性價比的困擾。
由以上分析可見，就中央空調制冷壓縮機而言，除因壓縮機本身業已采用了自動能量調節方式外，其恒轉矩特性所表現的功率與轉速（或流量）之間的近似線性關系也限定了通過變頻調速技術獲取節能空間的幅度，因而出于節能改造性價比的考慮，一般不建議對制冷壓縮機進行變頻節能改造。
3.2 風機、水泵節能調節原理
對于變轉矩負載類型，我們知道風機、水泵類變轉矩負載特性滿足流體動力學關系理論，即以下數學關系成立：
n1/n2∝Q1/Q2 H1/H2∝(n1/n2)2 P1/P2∝(n1/n2)3 ( 3 )
其中，n、H、Q、P分別表示轉速、揚程、流量、軸功率，它們之間的關系曲線如圖3所示。
由公式3可知，由于變轉矩負載的轉速（或流量）與軸功率存在3次方關系，所以，通常對于負荷經常變化的場合可以獲得理想的節能效果。
圖3 流量、揚程、功率三者間的關系曲線圖
在圖3a中，曲線a1表示工頻定速運行時的H-Q關系，曲線ax表示低于額定速度下的變頻運行時的H-Q關系，從圖3a中可以看出，管網的阻尼隨揚程的降低而減小。曲線R1和R2表示在不同流量下管網呈現的阻力特性，它符合以下公式：
H=RQ2 （4）
其中,H為管網阻力;
R為管網流水阻尼系數。
公式(4)表明隨著供給水量的減少管網阻力的損失也呈2次方下降趨勢，從而也降低了系統功率消耗。在圖3b中給出了在不同流量需求下，出口閥檔板節流方式與變頻調速方式所消耗的功率變化曲線關系。它表明了變頻調速優于檔板節流方式。
依據公式(3)進行估算，若轉速下降到額定轉速的70%，那么，揚程將下降到額定值的50%，同時，軸輸出功率下降到額定值的35%。在滿足系統基本揚程需求的情形下，若系統的流量需求減少到額定流量的50%時，在變頻控制方式下，其揚程將下降到額定值的25%，其對應輸出功率僅約為額定功率的13%。公式3為實施變頻節能技術改造提供了理論上的可行性保障空間。那么，如何去判斷系統是否具有節能潛力就顯得十分重要。判斷的依據應來自兩個方面：首先是泵本身的額定流量與揚程指標和運行時實際輸出表現，其次是系統對實際供水需求量的表現出的溫度差或壓力與機組標準指標之間的偏差程度。因此，應實時采集各個測量點數據，結合泵的能力決定對泵所實施的調節方向與調節幅度。若系統當前實際溫差小于標準允許運行溫差時，就可以判定系統存在流量過剩現象，就可以減少泵的出口流量，但必須注意此時泵的出口揚程也將呈現2次方特性下降，為保障水流暢通，避免出現“悶泵”或“斷流”現象，泵的轉速應限定在一定值以上，這個下限轉速（對應最低供給流量）可以通過對以下兩個方面的綜合判斷來決定。
(1)揚程的富裕度判定
泵的出口揚程等于泵的入口揚程與泵的泵生揚程之和，即：
H出=H靜+H動 （5）
其中,H靜為泵的入口靜壓;
在系統中表現為管網垂直落差高度形成的壓力;
H動為泵的凈升揚程，是泵的動能轉化為水的勢能的形式，在額定轉速下H動就是泵的標稱額定揚程。
對于冷凍循環水系統，H靜是相對固定值，H動的作用就是要保證冷凍循環水在管網中能夠水流循環就可以了，為此，它主要是去消除水在管網中流動時所產生的阻力損失。假定泵的額定揚程為32m，在額定流量下管網的阻力為0.15Kg，那么，該泵的揚程富裕度高達50%，若采用變頻調速驅動，根據公式(3)可知，泵只需要70%的額定轉速即可滿足此時揚程需求，而此時泵的功率消耗僅約為額定值的35%。
(2)流量的富裕度判定
通常流量的富裕度的判斷是依據進出水溫差作出的，假定對于冷凝器其標準進出水允許溫差為5℃時，若實際進出水溫差為3℃，那么，可以說單從溫差現象角度上看，冷凍循環水的實際需求量僅為供給量的3℃/5℃=60%，在使用變頻調速時，泵的實際轉速只要達到額定轉速的60%即可滿足需求，此時泵的能耗僅約為額定能耗的22%。多余的供水量不僅浪費能源，而且也由于熱交換的不充分原因而嚴重地削弱了系統的制冷效果。
通過以上的判定，若兩者對泵的下限轉速的計算結果不一致，為保障系統對流量和揚程最低需求的同時滿足，泵的變頻速度控制依據應選擇對應頻率較大值作為此時的控制調節運行頻率下限。
4 中央空調系統的現狀分析與改造方案構造
在現代樓宇建筑物中，通常使用的中央空調系統（不包含蓄冷儲冰式、VRV系統末端制冷劑直接制冷系統等）一般其各項額定指標為：冷凍循環水的標準進出水溫度為：12℃/7℃，盤管風機最大送風溫差為：10℃～15℃（一般空氣進出口溫差取8℃），冷卻循環水進出水溫度差為：4℃～8℃，冷卻塔標準進出水溫差為：3℃～5℃，用于采暖的熱水進出水溫度為：50℃/60℃。由于系統設備容量選型、不同季節、不同時間負荷變化等因素的影響，在實際投入運行的中央空調系統基本上沒有與標準指標相一致的情況，大多數系統都不同程度存在著溫差偏小、揚程過高、流量過大等現象，這些現象的存在再次為我們實施節能技術改造提供了節能空間保障。
為便于具體分析，現以某省立醫院住院部的一套中央空調系統的現狀為實例，對其各個部分進行逐項分析。該醫院中央空調系統位于地下一樓，其系統結構布局類同圖2所示，大樓地上高度為40m，冷卻塔位于地上15m高度。根據歷史記錄，空調系統全年運行時間大致分布為：夏季供冷運行5個月，平均每天運行16h；冬季供熱運行4個月，平均每天運行18h；盤管風機全年運行9個月，平均每天運行17h。為便于下面的計算，假定系統熱量需求在運行期間均勻分布（實際系統在運行期間負荷的服從類正態分布）。該醫院用電價格為0.8元/kWh。對該系統進行的現場考察所獲得的數據如下：
4.1 中央空調系統現行運行工況數據與分析
(1) 冷凍循環水系統的現狀分析（共3臺電機水泵）
標稱數據： a．電機 37kW 380V 50Hz △接法 72A 1470r/min
b．水泵 額定流量187m3/h 額定揚程44m
運行數據： 2臺運行1臺備用，電機實際運行電流60A～64A，水泵運行時出口壓力0.80～0.85MPa，冷凍循環水進出水溫度：10℃/7℃。
冷凍循環水系統采用進出水管道并聯形式工頻運行，由于冷凍循環水管網最大高度落差為40m左右，管網在額定流量下阻力小于0.2Kg，故冷凍循環水泵出口處壓力只要能夠達到60m揚程就可以滿足冷凍水循環的需要。由于冷凍循環水其落差靜壓為40m左右，所以，實際上在冷凍循環水泵僅需要提供20m左右的凈輸出揚程即可滿足系統對揚程的基本需求。對于額定揚程為44m的冷凍循環水泵來說，其實際需要揚程僅為其額定揚程的45%。顯然，單從揚程需求角度看可最大節約功率約為：Ph =70%。在另一方面也可以證明冷凍循環水泵的實際輸出流量過剩現象，當前冷凍循環水進出水溫度為： 10℃/7℃，對應溫差ΔT1≈3.0℃，與冷凍循環水標準進出水溫度參考值：12℃/7.0℃，其對應溫差ΔT2=5℃相比，實際溫差約為標準允許溫差的60%，此時單從流量需求角度看可最大節約功率約為：PQ =78%。通過以上工況數據分析可知，該冷凍循環水泵在該工況點狀態下，最大可節約率約為（與額定值相比）：
Pmax=Umin（Ph ，PQ）= Umin（70% ，78%）= 70%
在此工況下工頻運行實際消耗功率約為：
P工實=62A/72A×Pe =0.86×37kW≈32 (kW)
即工頻狀態下消耗功率僅約為其額定功率的86%。在該工況點下，實施變頻節能改造后可節約的功率約為(與工頻狀態相比)：P節 =1-0.3/0.86≈65%。假定冷凍循環水在其運行期間負荷時間變化服從線性均勻分布，對此負荷時間分布線性函數求積分，那么，冷凍循環水系統改造后平均節約功率可達41%。實際上由于系統在運行期間其負荷的時間分布規律服從類似正態特性，所以，可以肯定地說改造后實際節能效果將大于41%。當然，精確的系統節約率指標還受到各負荷點分布規律和工頻狀態下的實際消耗功率、變頻控制系統效率、電機和水泵效率等因素的影響，在此就不再做進一步的計算。實踐表明，按此方法獲得的節約率估算值一般與實際節約率值偏差小于5%。
正是因為壓力與流量的過剩作用使水流過速、熱交換溫差偏小，因此，可以通過降低冷凍循環水的總供應流量來實現向標準溫差參考值靠近，從而達到節約能量的目的。在對實際運行工況考察時，不能夠簡單地依據電機運行電流的大小來判斷，若只簡單地從冷凍循環水系統的電機實際運行電流來看（額定電流為72A，實際運行電流60A～64A），就會發出沒有多少節電空間的錯誤判斷。總之，應根據實際運行工況點數據做依據，利用變頻驅動裝置，把系統富余的流量、揚程節省下來，使系統工作在耗能最少的最佳工況下（揚程和流量均無多余的狀態下），從而達到既滿足系統需求又使能耗最少的目的。
(2)熱水循環水系統的現狀分析
標稱數據： 同冷凍循環水泵（略）
運行數據： 2臺運行1臺備用，電機實際運行電流60A～64A，水泵運行時出口壓力0.80～0.85MPa，蒸汽熱交換器進出水溫度：55℃/60℃。
本案例系統冷凍循環水泵與熱水泵是共同使用的，因此，熱泵系統單從對揚程的基本需求上可節約功率約為：Ph =70%。根據熱交換器實際溫差ΔT1=60℃-55℃≈5.0℃，與熱水標準進出水溫度參考值：60℃/50℃，其對應溫差ΔT2=10℃相比，實際溫差約為標準允許溫差的50%，此時單從流量需求角度看可最大節約功率約為：PQ =87%。因此該熱循環水泵在此工況點狀態下，最大可節約率約為（與額定值相比）：
Pmax=Umin（Ph ，PQ）= Umin（70% ，87%）= 70%
在此工況下工頻運行實際消耗功率為：
P工實=62A/72A×Pe =0.86×37kW≈34 (kW)
即工頻狀態下消耗功率僅約為其額定功率的86%。那么，在該工況點下，實施變頻節能改造后可節約率約為(與工頻狀態相比)：P節 =1-0.3/0.86≈65%。假定熱循環水負荷時間變化服從線性均勻分布，對此負荷分布的線性函數求積分，供熱循環水系統改造后平均節約功率約同樣可達41%。
(3)冷卻循環水系統的現狀分析（共4臺電機水泵）
標稱數據： a．電機 45KW 380V 50Hz △接法 83A 1480r/min
b．水泵 額定流量320m3/h 額定揚程32m
運行數據： 2臺運行2臺備用，每臺電機實際運行電流：70A，泵運行出口壓力0.25MPa～0.28MPa，冷卻水進出水溫度：28℃/31℃。
冷卻循環水系統采用進出水管道并聯形式工頻運行，由于冷卻塔位于15m樓面平臺，冷卻塔與冷卻水泵垂直落差為15m+4m=19m，所以冷卻循環水系統靜壓約為：H靜≈0.20MPa，考慮到冷卻循環水系統管網阻尼和冷卻塔逆流冷卻所需要的噴射壓頭，實際冷卻循環水泵需要輸出揚程應小于0.25MPa， 即冷卻循環水泵需要凈輸出揚程為：H動<0.10MPa，僅為其額定揚程的30%，顯然，單從揚程需求上看其可節約功率約為：Ph =83%。再從冷卻循環水系統實際需要流量的角度來分析，當前冷卻循環水系統進出水溫度為：28℃/31℃，其對應溫差△T1≈3.0℃, 與冷卻循環水標準進出水溫度參考值：30℃/35℃，其標準允許溫差△T2=5℃相比，實際溫差約為標準允許溫差的60%，同樣，但從流量需求角度，具有約為PQ =78%節約空間。綜合揚程與流量的可節約空間，該冷卻循環水系統在該工況點下最大可獲得的節約率為（與其額定值相比）：
Pmax=Umin（Ph ，PQ）= Umin（83% ，78%）= 78%
在此工況下工頻運行實際消耗功率為：
P工實=70A/83A×Pe =0.84×45kW≈38 (kW)
即工頻狀態下消耗功率僅約為其額定功率的84%。那么，在該工況點下，實施變頻節能改造后可節約率約為(與工頻狀態相比) P節 =1-0.22/0.84≈74%。假定冷卻循環水負荷時間變化服從均勻分布，對此負荷分布線性函數求積分，那么，冷卻循環水系統改造后平均節約功率約可達46%。
(4) 冷卻塔風機系統的現狀分析（共3套冷卻塔，每套2臺電機風機）
標稱數據：電機 7.5kW 380V 50Hz △接法 15A 2940r/min
風機 額定風量12000m3/h 額定風壓800Pa
運行數據： 2套運行1套備用，由皮帶傳動減速帶動風扇運行，實際運行電流約13A。
在15m樓面平臺上有3套相對獨立的冷卻塔風機系統，每套各有功率為 7.5kW的冷卻風機2臺。采用直接啟動方式下的工頻定速運行。當前2套4臺冷卻塔風機均在運行，系統缺少有效的冷卻效果檢測，沒有充分利用自然冷卻狀態下節約電能的機會，導致冷卻塔風機處于兩種極端狀態：要么全速運轉、要么人工停止運轉。尤其在自然環境溫度較低的春、秋、冬季，由于人工操作不能及時響應冷卻塔出水溫度的變化而啟停風機，造成因操作管理上帶來能量的極大浪費現象。在改造時，對每套冷卻塔實施以進水溫度35℃為風機起始運行點，以30℃為停止運行點，在35℃～30℃溫度區間作為風機頻率調節依據，實行溫度PID變風量調節。經實際運行測試，在變風量控制方式下的能耗僅為工頻啟停控制方式的60%左右（以下僅按40%的節約率計算），況且變風量控制完全規避了人工啟停工頻運行方式下因操作無實時性或管理不完善造成的不必要能量浪費現象。由于環境溫濕度和冷卻塔進水溫度的不可精確預測性，所以，從嚴格意義上說，冷卻塔風機單位時間內的準確能耗也無法預測。但根據大量典型的中央空調系統節能改造案例統計數據表明，在成功的中央空調系統節能改造實現后，其冷卻塔風機系統節能率均在40%以上，某些含有大容量冷卻塔蓄水池裝置的冷卻塔系統則可達到60%以上。
(5) 盤管風機系統的現狀分析（共40個病房，每房間1套盤管風機）
標稱數據： 電機 0.40kW 220V 50Hz △接法 2.4A 2960r/min
風機 額定風量1800m3/h
運行數據：風機采用高、中、低三速開關工頻供風運行，實際運行電流：1.2A～2.3A，各房間實際溫度冬季在15℃～22℃之間不等，實際送風量Q1≥1450 m3/h.，理想送風量Q2≤950 m3/h。
盤管風機空調系統屬于半集中式、空氣-水式系統，它主要由直接安裝在空調房間的盤管換熱器、新風電動機、風機、空氣過濾器、凝結水器等組成。盤管風機系統是同時使用水和空氣作為室內負荷熱量傳遞介質的系統，但室內大部分主要冷、熱負荷是由通過盤管中的冷媒水或熱媒水來承擔的，風機主要只是負擔向室內提供一定的新風量，以滿足房間的衛生換氣需求，因此，實際需求風量不大，新風管道尺寸也較小，應用較為普遍。風機運行后可將室外干凈空氣通過空氣過濾器吸入機組，經盤管冷卻或加熱后送入房間，在達到輸送新風的同時，承擔一部分制冷或制熱負荷。
由于原盤管采用恒流量供水方式，而原新風機由人工通過三檔調速開關工頻啟停控制風機運行。原系統缺乏對房間溫度的直接自動檢測與跟蹤控制，造成房間溫差變化較大，而且過量的新風量加劇了房間的溫度波動，存在嚴重的吹風感覺，不僅浪費冷量和風量能源，也使房間舒適度降低。改造時通過加裝變頻器，依據房間溫度的波動變化（通過對盤管的進出水溫差的檢測）對流過盤管內的冷熱媒水流量的實時控制，達到房間溫度恒定的目的。同時通過房間溫度的變化偏差大小來實行變頻變風量（變化范圍為：700m3/h～1000m3/h之間）自動調節速度控制。經變風量調節運行測試，每房間日平均需求風量約為改造前風量的70%以下，在實施變風量改造后，房間的溫度在冬季可穩定控制在17℃±1℃，與工頻消耗電量相比，其日平均節約電能為80%，相當其額定功率的60%以上。改造后房間的噪聲也明顯地得到了改善。
(6) 循環水系統管網的清洗
由于系統已運行多年，為減少循環水在管網中流動時的總體阻尼損失，在項目改造完成后我們建議用戶對管網和熱交換器部件進行清洗，以便獲得更大的節能效果。
需要注意的是，以上的節約功率的計算均是建立在對同一工況點上，工頻運行時的實際消耗功率與變頻調速運行時兩者之間的對比，而不是變頻運行消耗功率與電機額定功率之比獲得的節電率。這一點很重要，否則會帶來實際節電效率與預測節電效率不相符合的結果，進而導致投資收益預測的先天不足或失敗。由此，也應該看到若要準確地對中央空調系統整個運行期間的節電率作出正確的估算，就必須全面且充分地掌握和分析整個運行周期的工頻運行工況、歷史負荷變化分布規律、全年運行時間等相關數據。片面或不完整的歷史數據依據，必然導致節能指標預測的巨大偏差或失誤。
4.2 中央空調系統變頻節能改造控制系統的方案構造
在對中央空調系統進行控制系統總體方案設計時，我們依據用戶的要求對系統中的各個部分做了一個集中式集成化全自動無人監守控制設計，同時，提供了與樓宇BAS控制系統相互通訊的串行接口。為最大限度地獲得節能效果，對風機、水泵的控制均采用了“一控一”的變頻控制方式，這雖然增加了一次性改造成本，但從長期的投資收益效果角度看是值得的，具體的控制系統方案結構如圖4所示。
(1) 控制系統硬件結構組成
控制系統設計本著安全可靠、充分滿足用戶使用習慣和維護方便性前提下，實現自動節能運行。在圖4中，控制系統硬件主要由上位機IPC或人機界面HMI、PLC、變頻器、低壓電器、壓力變送器、溫度變送器、開關閥、調節閥等設備組成。其中，PLC、變頻器、低壓電器設備選用韓國LG公司生產的產品，壓力變送器選用中美合資山東淄博先行測控儀表廠的產品，溫度變送器選用上海自動化儀表四廠的產品，開關閥、調節閥由用戶提供。各主要部件功能為：
•PLC部件
它主要由電源模塊、CPU模塊、通訊模塊、開關量輸入/輸出模塊、模擬量輸入/輸出模塊、主機架、擴展機架、連接電纜等組成。它是系統的核心部分，負責控制系統各個子系統的命令動作的執行與監視、數值處理與計算、邏輯組合與判斷、通訊處理等功能；
•低壓電器
主要由接觸器、斷路器、熱繼電器、中間繼電器等設備組成。完成電氣主回路和控制回路的硬連接的功能，實現硬接線線路的可靠、正確連接；
•變頻器
接受來自PLC的控制命令和運行頻率指令，實現變頻變壓輸出，達到調節電機轉速的目的；
•壓力/溫度變送器
對現場的循環水進行壓力、溫度檢測，將這些工藝數值，變換為標準DC4～20mA標準的信號送到PLC模擬量輸入模塊進行相應的數值處理與計算；
•上位機IPC或人機界面HMI
上位機IPC由PC機和組態軟件構成，它完成系統各工藝參數的設定、控制命令的發送、狀態監視、過程數據與歷史數據記錄、報警與故障報警、報表生成與打印等功能。若使用人機界面HMI來代替IPC不僅大多數功能可以實現，而且比較經濟；
•開關閥和調節閥
開關閥接受啟停接點信號去開啟或關閉管道的通路，是一種兩位狀態設備。調節閥接受PLC輸出的DC4～20mA標準模擬量信號完成對應的開度變化，達到可連續調節管道開度的目的。
(a) 控制系統方案結構圖1
(b)控制方案結構圖2
圖4 控制系統方案結構圖
4.2.2 控制系統軟件功能與實現
整個集成的控制系統軟件由兩個部分組成，即PLC軟件和上位機軟件，在PLC軟件中分別對各個部分做了詳盡的控制編程設計，按不同控制對象和作用將各部分軟件的主要功能描述如下。其他功能，諸如：手動自動方式選擇、變頻故障自動更換備用泵或工頻自動投運、供冷和供熱循環方式選擇識別、故障與報警處理、負荷均衡輪值運行等功能都做了仔細的設計，將不再逐項描述。
(1)冷凍循環水部分
冷凍循環水系統的運行主要依據蒸發器的進出水溫度差來決定流量的增加。在夏季供冷期間，當進出水溫度差小于標準允許溫差值時，應減小變頻器的輸出頻率，即時降低水泵的運行速度減少流量，使實際檢測溫差值逼近標準溫差允許值，但泵的速度減少時，應考慮能夠保證冷凍循環水在管網中的順暢流動，因此，應設定一個對應的泵的轉速低限（變頻器輸出頻率低限），在此速度下變頻器的輸出頻率將不再降低；相反，當實際溫差大于標準溫差時，應增加變頻器的輸出頻率，即提升泵的轉速增加水流量；當變頻器輸出頻率達到48Hz后(此時功率約為0.95Pe)，若實際溫差仍偏大時，就需要再投入另一臺泵變頻并行運行，此時兩臺泵并行運行的頻率初始給定值定為（50Hz/2）×1.1≈28Hz，此2臺泵運行時輸出的流量已大于單臺泵的流量，但此時2臺泵的累計消耗功率僅約為0.35 Pe，從這一點看，2臺同時變頻運行要比1臺工頻加1臺變頻方式更能節約電能，因此，在設計系統時全部采用了“一控一”的方式，而沒有采用“一控多”的方式。在2臺泵根據溫差值以相同頻率同時升速或降速運行時，若溫差仍偏大，則以相同的方式再投入第三臺變頻運行。當2臺或3臺泵同時變頻運行且實際溫差比標準溫差小時，應降低變頻器輸出頻率以減小泵的輸出流量，當頻率減小到輸出頻率下限時（本系統設定為20Hz），若仍存在溫差偏大現象時，控制系統將自動停止最早投入運行的1臺水泵（即按先入先出的調度策略實施增減泵的動作），而不是繼續降低輸出轉速，剩下的泵再根據溫差偏差自動調節流量運行。
(2)熱泵循環水部分
在冬季供給熱水時，熱泵將依據蒸汽熱交換器的實際進出水溫差的大小來決定出水流量的大小，使出水溫度恒定在標準設定值上。當熱泵的流量調節能力達到泵的額定流量且進出水溫度差仍然偏大時，可通過減小熱交換器的蒸汽調節閥來達到目的；若熱泵熱水的流量調節能力已經減少到最低流量下限規定值且進出水溫差仍偏小時，同樣可通過增加蒸汽調節閥的開度來達到進出水溫差值恒定的目的。這種通過附加調節蒸汽供給量的方法，不僅可以使溫差值控制更加穩定、有效，而且也有利于對鍋爐供熱（供蒸汽）能源的節約。
(3)冷卻循環水部分
冷卻循環水系統的運行原理與冷凍循環水系統運行原理基本一致，兩者本質的差異在于：當冷凝器進出水溫差大于標準允許溫差時應增加流量，正好與冷凍循環水的調節方向相反。具體的流量調節過程略。以基準壓力需求為下限，以溫差值作反饋的閉環控制原理如圖5所示。
圖5 閉環調節控制原理圖
在圖5a中,以基準壓力需求作為雙閉環的內環來限定流量輸出調節的下限依據，以實際進出水溫度差與標準允許溫差的偏差值作為外環來決定每次流量調節幅度的大小和單位時間內流量調節頻度的依據。圖5b中，曲線AB表示單臺泵冷卻循環水流量變化與進出水溫度偏差值的變化比例關系。
(4)冷卻塔風機部分
冷卻塔風機的啟動運行是根據冷卻塔實際出水溫度（假設為T0）是否滿足出水溫度設定值（T1=28℃）和冷卻塔的進水溫度設定值（T2=32℃）的共同要求來決定的。為此將控制分為4種情況來決定風機運轉方式：
•當T0＜T1且T2≥32℃時，全部風機以變頻器當前輸出頻率方式運轉。該狀態僅出現在對制冷機突加負載的過程中，在負載不再發生劇烈變換時，該狀態將發生遷移；
•當T0＜T1且T2≤32℃時，全部冷卻塔風機逐步減速到運行頻率下限（20Hz），若該溫度現象仍然存在持續一段時間后，全部風機將停止運轉。此狀態多發生在環境溫度較低的冬季；
•當T0≥T1且T2≥32℃時，全部風機以變頻器最大輸出頻率（50Hz）方式額定速度運行。若該溫度現象在全部風機額定速度運行一段時間后仍然存在，首先增加運行的冷卻塔系統風機套數，然后考慮適當增加冷卻循環水的流量來解除此現象的持續存在，從而維持冷凝器安全運行的需求；
•當T0≥T1且T2＜32℃時，此現象多數是由狀態C遷移而來，首先應適當增加風機的運行頻率（但一般不作增加開啟風機臺數的處理），然后隨著冷卻水流量的增加該狀態將會自動遷移到狀態b的情形，然后冷卻塔風機控制系統將按狀態b的情形作變風量調節運行。
一般說來，出現T2≥32℃的情形多是因為冷凝器負荷的突然增加所致，需要冷卻循環水的冷卻水量和冷卻塔風機的冷卻風量的共同配合來完成，而T0≥T1的情形是由于前一段時間內冷卻塔風機的冷卻風量不足造成的，需要適當增加冷卻風量來解決。
•盤管風機部分
新風機的運行主要依據房間溫度實際值與設定值之間的偏差大小來調節出風量的變化范圍，應用離散化快速型PID調節原理，構造一個實時響應、快速跟蹤變化的閉環溫度控制算法，在保證溫度基本恒定目的的同時，最大限度地實現房間新風量的供應。由于溫度的變化存在時滯性特點，在閉環控制中加入了對溫度變化趨勢的前饋補償控制算法，對逼近設定值附近（ΔT＜±0.2℃)的溫差區域不進行風量調節。
•PLC通訊程序
主要接受來自上位機IPC或人機界面HMI的各種啟停控制命令、工藝參數設定值、運行方式選擇命令等，同時向上位機IPC或人機界面HMI傳送執行元件的工作狀態、現場實際溫度/壓力測量值等，通過準確高速、穩定可靠的數據傳輸，實現對控制系統各個部分的實時監督與控制功能。
•上位機組態軟件監控應用程序（使用HMI方式時僅具備某些基本功能）
上位機監控軟件采用組態王256點組態開發運行軟件平臺，監控畫面主要完成：冷凍循環水泵進出口壓力值和溫度、熱泵循環水進出口壓力和設定值、冷卻循環水進出口壓力和溫度設定值、冷卻塔進出水溫度值、盤管風機進出口溫度和房間溫度等參數的設置，設備運行狀態監視、工藝過程參數（溫度、壓力的測量值）的實時記錄與顯示、報警記錄與歷史數據記錄、報表生成管理與數據日志打印等功能。
4.2.3 控制系統與樓宇自動化系統BAS的集成
為與樓宇自動化系統BAS相集成，不僅在對PLC硬件設計時單獨設立了一個串行通訊接口，而且，我們也將PLC采集的各種過程工藝參數（包含接點型狀態和模擬量數值狀態參數）全部集中映射存放在一個內存區域，以便BAS調用監視，同時在PLC程序設計時把BAS可能要發送的控制命令也嵌入到程序指令中去，以便將來可以順利地接入運行。
5 變頻節能改造效果估算與投資收益分析
5.1 控制系統節能改造收益估算
依據第4節的分析結論和用戶提供的各個泵、風機運行時間分布記錄數據，控制系統各個部分年節電率收益估算如下：
(1)冷凍循環水系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，冷凍循環水系統在其運行期間（5個月，16h/天），2臺泵同時運轉時間約占75%（折合為1800h），僅1臺泵運轉時間約占15%（折合為360h），3臺泵同時運轉時間約占10%（折合為240h），由平均節電率為41%可知，改造后可節約電量約為：
ΔW1= 41%×37kW×（1臺×360h+2臺×1800h+3臺×240h）≈7.1萬kWh
若按0.80元/kWh計算，那么，冷凍循環水系統全年可節約電費約為：
ΔM1= 7.1萬kWh×0.8元/kWh≈5.7萬元
(2)熱泵循環水系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，熱泵循環水系統在其運行期間（4個月，18h/天），2臺泵同時運轉時間約占75%（折合為1620h），僅1臺泵運轉時間約占15%（折合為324h），3臺泵同時運轉時間約占10%（折合為216h），由平均節電率為41%可知，改造后可節約電量約為：
ΔW2= 41%×37kW×（1臺×324h+2臺×1620h+3臺×216h）≈6.4萬kWh
若按0.80元/kWh計算，那么，熱泵循環水系統全年可節約電費約為：
ΔM2= 6.4萬kWh×0.8元/kWh≈5.1萬元
(3)冷卻循環水系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，冷卻循環水系統在其運行期間（5個月，16h/天），2臺泵同時運轉時間約占60%（折合為1440h），僅1臺泵或4臺泵同時運轉時間約各占10%（折合為240h），3臺泵同時運轉時間約占20%（折合為480h），由平均節電率為46%可知，改造后可節約電量約為：
ΔW3= 46%×45kW×（1臺×240h+2臺×1440h+3臺×480h+4臺×240h）
=20.7×5520≈11.4萬kWh
若按0.80元/kWh計算，那么，冷卻循環水系統全年可節約電費約為：
ΔM3= 11.4萬kWh×0.8元/kWh≈9.1萬元
(4)冷卻塔風機系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，冷卻塔風機系統在其運行期間（5個月，16h/天），2套風機同時運轉時間約占80%（折合為1920h），僅1套風機或3套風機同時運轉時間約各占10%（折合為240h），由平均節電率為40%可知，改造后可節約電量約為：
ΔW4= 40%×15kW×（1套×240h+2套×1920h+3套×240h）≈2.9萬kWh
若按0.80元/kWh計算，那么，冷卻塔風機系統全年可節約電費約為：
ΔM4= 2.9萬kWh×0.8元/kWh≈2.3萬元
(5)盤管風機系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，盤管風機系統全年運行約9個月，17h/天。由平均節電率為45%可知， 1套盤管風機改造后全年可節約電量約為：
ΔW5= 60%×0.4kW×4590h≈1100kW
若按0.80元/kWh計算，那么，1套盤管風機系統全年可節約電費約為：
ΔN5= 1100kWh×0.8元/kWh≈880元
因此，全部40套盤管風機系統改造后全年可節約電費為：
ΔM5= 40套×880元≈3.5萬元
綜合以上5項節約電費數據，我們可以得出這樣的結論：中央空調系統進行變頻控制系統節能改造后每年可以節約電費總計約為：25.7萬元。
5.2 控制系統改造投資成本估算
中央空調系統變頻節能技術改造費用主要由硬件設備費用、軟件程序費用、工程服務費用等部分組成。在本次節能改造中，自動化控制系統實現成本如表1所示，即節能改造總費用約為47萬元。
表1 節能改造控制系統成本直接費構成表
由于本次節能改造所涉及的電機總功率數應為：
Ptotal=37kW×3+45kW×4+7.5kW×6+0.4kW×60=350kW
則：每千瓦功率節能改造費用約為：1300元/kW，每千瓦全年節約電費約為：734元/kW。
5.3 控制系統改造投資收益估算
由以上計算可知，欲對該套中央空調系統進行節能改造需投入改造費用約47萬元，改造后每年可節約電費約25萬元，以三年投資收益期計算，那么，其投資收益率將達到50%以上，投資回報率顯著。
6 結束語
目前，中央空調系統節能技術改造工程項目市場分布不僅廣泛，而且數量眾多，這為進行節能改造市場化應用推廣奠定了基礎前提。根據不完全統計顯示，在業已投入運行的中央空調系統中，至少有70%以上未進行過任何形式的節能優化改造，而且普遍具有很好的節能挖掘潛力空間（一般都有30%以上的可挖掘節能空間）。大力推廣與實施應用中央空調系統節能改造技術，不僅具有很好的經濟效益回報，而且也有力地推動了全社會對能源有效利用率認識的提高。它也將可能給風險資本投資運作在該類型節能改造工程項目上開辟出一條新的方向。
參考文獻
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作者簡介
王宏巖（1968～）電氣工程師/學士1991年畢業于安徽大學計算機應用專業，現任職于上海三信自動化工程有限公司，主要從事自動化控制系統方案論證、系統規劃設計與調試、軟件開發及變頻器應用技術推廣普及等工作。
隨著國民經濟的發展和人民生活水平的日益提高，中央空調系統已廣泛應用于工業與民用建筑領域，在賓館、酒店、寫字樓、商場、住院部大樓、工業廠房的中央空調系統，其制冷壓縮機組、冷媒循環水系統、冷卻循環水系統、冷卻塔風機系統、盤管風機系統等的容量大多是按照建筑物最大制冷、制熱負荷或新風交換量需求選定的，且留有充足余量。在沒有使用具備負載隨動調節特性的控制系統中，無論季節、晝夜和用戶負荷的怎樣變化，各電機都長期固定在工頻狀態下全速運行，盡管有的系統采用了閘閥檔板節流方式，但其能量的浪費仍是顯而易見的。近年來由于電價的不斷上漲，造成中央空調系統運行費用急劇上升，致使它在整個大廈營運電費成本中占據越來越大的比例，因此，電能費用的控制顯然已經成為經營管理者所關注的問題所在。據統計，中央空調的用電量占各類大廈總用電量的60%以上，其中，中央空調水泵的耗電量約占總空調系統耗電量的20~40%，故節約低負荷時主壓縮機系統和水泵、風機系統的電能消耗，具有極其重要的經濟意義。所以，隨著負荷變化而自動調節變化的變流量變頻中央空調水泵、風機系統和自適應智能負荷調節的主壓縮機系統應運而生，并逐漸顯示其巨大的性能優越性和經濟性，得到了廣泛的推廣與應用。采用變頻調速技術不僅能提高系統自動化控制水平，使中央空調系統達到更加理想的工作狀態，而且，更重要的是能給用戶帶來良好的投資回報。作者曾先后成功地完成了聯合國工業發展組織全額投資的上海新亞制藥廠中央空調機組冷卻循環水系統、上海東方航空賓館中央空調系統冷媒循環水和冷卻循環水系統、上海市中醫院住院部大樓中央空調系統冷卻循環水和冷媒循環水系統等多項中央空調系統變頻節能改造項目，并曾為眾多用戶進行中央空調系統節能改造做前期工況調研、可行性方案論證及系統規劃設計。在業已實施的項目中，各項目的節電率均高達30%以上，有的系統節電率高達60%。下面就以具有典型結構特征的中央空調系統為例，來表述變頻節能改造控制技術在中央空調系統中的節能指標預測方法與自動化控制過程實現方法，以期供用戶在實施中央空調變頻節能改造時作為對比參考。
2 中央空調系統的工作原理與一般組成結構
中央空調技術實際上是人工制冷技術的一種典型系統性應用，當前，人工制冷技術按其補償過程的不同可主要分為蒸汽壓縮式、吸收式、蒸汽噴射式、吸附式四種方法，其中，被廣泛應用在中央空調系統的制冷方法主要有兩種：
（1）蒸汽壓縮式制冷循環
通過對制冷劑的壓縮、冷凝、節流、蒸發、吸收等過程來利用制冷劑的液相與氣相之間的相變所產生的熱交換實現制冷目的，如上海合眾-開利空調設備公司的19XL（HCFC22制冷劑）或19XR（HFC134a制冷劑）系列封閉型離心式冷水機組、約克國際北亞有限公司的YK/YT系列離心式或YS/YCWS系列螺桿式冷水機組；
（2）吸收式制冷循環
通過使用兩種沸騰點差距較大的物質組成的二元溶液（也稱工質對，其低沸騰點組份為制冷劑，高沸騰點組份為吸收劑），利用溶液在一定條件下能析出低沸點組份的蒸汽，而在另一條件下又能吸收低沸點組份的蒸汽這一特性由制冷機系統采用熱能驅動，通過發生、冷凝、蒸發、吸收4個過程來完成制冷循環，如江蘇雙良空調設備有限公司的SLAA060AS/SLAA060AT溴化鋰-水溶液吸收式制冷機組、重慶通用工業公司的KF140X—10 氨-水溶液吸收式制冷機組。
目前，在中央空調系統中的制冷壓縮機以速度型的離心式壓縮機和以容積型的螺桿式或活塞式壓縮機的應用最為普遍。以蒸汽壓縮式制冷循環為例，撇開其具體形式上的區分，中央空調的制冷系統其制冷循環過程如圖1所示。
圖1 制冷循環過程原理圖
圖1a中，制冷壓縮機將來自蒸發器中的低溫、低壓的制冷劑氣體(一般為3～6℃)壓縮成高溫、高壓氣體(一般為35～40℃)排入冷凝器中，這些高溫、高壓氣體在冷凝器中通過與冷卻循環水進行熱交換（冷卻循環水帶走介質排放的熱量）變為高溫、高壓液體(一般為25～32℃)流向節流膨脹閥，再通過膨脹閥的節流、降壓來實現高溫、高壓液體向低溫、低壓液體狀態轉變，由于壓力突然降低，有一部分制冷劑瞬間蒸發為氣體，即用膨脹閥的節流作用來實現類絕熱膨脹過程，低溫、低壓液體在蒸發器中通過與冷凍循環水的充分熱交換（吸收冷凍循環水的熱量）后達到蒸發汽化目的，此時制冷劑又回到低溫、低壓氣體狀態為制冷劑的再循環過程做準備。同時也應看到當壓縮機抽取制冷劑氣體的同時,也降低了蒸發器的壓力,使蒸發器內其余的制冷劑在相當低的溫度下大量蒸發汽化。在圖1b中，A-B-C-D分別表示了無溫差傳熱的逆卡諾循環的絕熱壓縮、等溫壓縮、絕熱膨脹、等溫膨脹四個理想過程，而實際上制冷壓縮循環是如圖1c所示的具有溫差傳熱現象的逆卡諾循環，圖中的陰影部分表示與環境介質（如冷卻水、冷凍水等）進行熱交換時所存在的溫差效應現象。我們知道在三種熱傳遞方式：傳導、對流和輻射中，無論壓縮機采用哪種形式的制冷循環技術，其所有冷熱流體之間的熱傳遞方式均主要是通過金屬管壁與流體之間對流換熱及壁的導熱來完成傳熱過程的。根據換熱量計算方程：
Q=KAθm (1 )
其中：Q為換熱量（W），K為換熱系數（W/m2.K），A為換熱體面積（m2），θm為冷熱流體間的相對流向密切相關的平均換熱溫差（℃）。由公式（1）可知，對于特定的中央空調系統而言，其中的參數K和A是固定的，我們在不改變其物理結構狀態和特征的情況下，可通過有效地控制冷熱流體間的換熱溫差來達到獲取最大換熱量的目的，即按需求變化供應環境介質量，而不是過分地滿足，這也就是我們對系統進行變頻控制的基本可行性依據條件之一。
隨著人工制冷技術和機械加工技術的發展，目前，制冷壓縮機技術得到了充分發展，大多數制冷壓縮機生產廠家均不同程度地對壓縮機控制采用了負荷隨動的功率輸出調節技術，如：上海合眾-開利公司的19XR系列離心式冷水機組所采用的線性浮閥節流裝置，使制冷量與負荷變化動態匹配適合極低系統負荷下運行工況，避免了不必要的熱氣旁通帶來的能效比下降現象；甚至有的廠家還采用了變頻調速控制技術，如：約克國際北亞的YT/YK系列離心式冷水機組所配置的自適應容量控制變頻驅動裝置（VSD），使非額定工況下機組能效比高達0.2kW/USRt，年節能可達30%以上。因此，本文將主要研究重點放在對中央空調系統的水系統與風系統的節能空間，以期進一步獲得最大化的投入與產出比收益。
以蒸汽壓縮式制冷循環機組為例，中央空調系統其組成結構一般主要由制冷主壓縮機系統、冷媒（冷凍和冷熱）循環水系統、冷卻循環水系統、盤管風機系統、冷卻塔風機系統等部分組成，其工藝流程組成結構圖如圖2所示。
圖2 中央空調系統工藝結構流程圖
其中，壓縮機系統通常至少包括主壓縮電機、蒸發器、冷凝器、節流閥四個基本部分和為提高運行的經濟性、安全性而設立的油分離器、氣液分離器、貯液器、中間冷卻器和浮子調節閥等輔助設備裝置。由于從控制角度看新風系統與中央空調系統的其他部分具有相對獨立性，因此在圖2未表示出新風系統的工藝流程結構。在圖2中低溫冷凍水被送到各樓層的盤管風機系統的盤管（冷或熱交換器）中吸收盤管周圍的空氣熱量，產生的低溫空氣由盤管風機吹送到各樓層冷/熱送風母管中，再由各房間的風幕風機的調速實現各房間的控溫目的。冷卻循環水系統將常溫水通過冷卻水泵泵入冷凝器熱交換盤管后，再將這已變熱的冷卻水送到冷卻塔上，由冷卻塔對其進行自然冷卻或通過冷卻塔風機對其進行噴淋逆流式強迫風冷，與大氣之間進行充分熱交換，使冷卻水變回常溫，以便再循環使用。
在冬季需要制熱時，中央空調系統僅需要通過冷熱水泵（在夏季稱為冷凍水泵）將常溫水泵入蒸汽熱交換器的盤管，通過與蒸汽的充分熱交換后再將熱水送到各樓層的風機盤管中，即可實現向用戶提供供暖熱風。熱水泵向各個房間供給的熱水總流量是根據安裝熱水供水總管于回水總管上的溫度差來決定的。熱交換器的PID溫控器通過電動調節閥VA1來控制進入熱交換器的蒸汽流量來實現對熱交換器熱水出水溫度的恒定控制從而達到供熱目的。
正確理解中央空調系統各個部分的作用與工藝流程結構，對于實現變頻節能改造至關重要，從因果關系角度上看，冷媒循環水系統、冷卻循環水系統、冷卻塔風機系統、盤管風機系統均是制冷壓縮機系統的從動系統。當制冷主壓縮機系統的實際需求負荷發生變化時，對冷媒循環水、冷卻循環水的需求量和盤管風機的鼓風量及冷卻塔的冷卻風量也發生相應的變化，正因如此，我們才有實現節能改造目標的可能和必要的依據條件，才能從真正意義上實現動態的“按需分配”控制目標的可能。
3 中央空調系統的各部分節能調節原理
中央空調系統按負載類型可將其分為兩大類:
(1) 恒轉矩負載
如螺桿式或離心式制冷主壓縮機系統的壓縮機負載，它不僅對軸輸出轉矩具有最小值限定的需求，而且其轉速與功率的關系也近似表現為線形特征；
(2)變轉矩負載
如冷卻循環水系統、冷媒循環水系統、冷卻塔風機系統、盤管風機系統等的風機、水泵類負載，它們對軸轉矩沒有嚴格的需求，其軸功率與轉速具有顯著的立方關系特征。不同的負載類型具有不同的轉矩、功率關系特性，應區別對待加以應用技術研究。
3.1 制冷壓縮機的節能調節原理
壓縮機本身是一套復雜的機電一體化系統設備，對于帶導葉片組的定速運轉狀態下的離心式壓縮機而言，其容量的調節是通過導葉執行電機帶動導葉片組的角度變化來實現制冷劑流量變化而帶來的制冷能力的變化，從而達到調節制冷量的目的，當導葉片組處于關閉變化時，壓縮機吸入的制冷劑的量在減少，壓縮機處于卸載過程狀態，相反，當導葉片組處于開啟過程變化時，則壓縮機處于加載過程狀態。導葉控制裝置不斷驅動導葉組電機調節導葉片組的開度變化，直到壓縮機的制冷量促使冷凍水的實際溫度約等于設定溫度。對于離心式這種速度型機組，通常采用限定導葉片組的開度變化范圍與降低壓縮機的轉速相結合的方法，通過對當前運行工作點的自動測定，來選擇容量調節模式，實現在低負荷狀態下的最佳運行效率控制，該容量調節模式的選擇利用不僅可以實現電能節約，而且也可以在全容量調節范圍（15%～100%）內精確地預測出喘振區，避免離心式機組常見故障—喘振現象的發生。喘振曲線函數的獲得一般由機組廠家提供，也可以通過對機組在不同負載點的壓頭試驗取得一組離散坐標點，利用最小二乘法算法進行數據擬合，便可以近似求出該機組的喘振曲線函數。需要指出的是通常轉速調節對離心式制冷機功率節約的貢獻一般小于10%，這也是在當前條件下變頻調速技術在制冷壓縮機上未能得以廣泛應用的主要原因。
而對于螺桿式壓縮機其軸功率與排氣量存在以下關系：
Ptot→60×（m1×n1×V1+ m2×n2×V2）×CΦ ( 2 )
其中，V1 、V2為陽螺桿與陰螺桿之間一個齒槽的齒間容積；
m1 、m2為陽螺桿與陰螺桿之間的齒數；
n1 、n2為陽螺桿與陰螺桿之間的轉速；
CΦ為扭角系數。
轉子扭轉角對吸氣容積的影響程度，由公式（2）可見螺桿壓縮機的功率調節可以通過減少螺桿的有效長度—常用滑閥調節方式和降低螺桿的轉速—常用變頻調節方式來實現。其中常用的滑閥調節方式是通過檢測制冷劑高低壓壓差的大小來決定滑閥是向排氣端移動來減少排氣量，還是向吸氣端方向移動來增加排氣量。為防止排氣端軸向排氣孔與工作容積連通形成的高壓氣體倒流現象的發生，通常將最小排氣量限定在10%左右，因此，螺桿壓縮機的功率輸出可以在10%～100%范圍內實現無極調節。經驗數據表明，當螺桿壓縮機負荷在50%以上時其功率與負荷成線性正比關系，而低于40%負荷時其實際消耗功率遠大于線性理論計算功率，這也正是在采用變頻技術時不能在全負荷變化區間均獲得理想節能效果的原因，從而使變頻控制技術的應用受到投入與產出性價比的困擾。
由以上分析可見，就中央空調制冷壓縮機而言，除因壓縮機本身業已采用了自動能量調節方式外，其恒轉矩特性所表現的功率與轉速（或流量）之間的近似線性關系也限定了通過變頻調速技術獲取節能空間的幅度，因而出于節能改造性價比的考慮，一般不建議對制冷壓縮機進行變頻節能改造。
3.2 風機、水泵節能調節原理
對于變轉矩負載類型，我們知道風機、水泵類變轉矩負載特性滿足流體動力學關系理論，即以下數學關系成立：
n1/n2∝Q1/Q2 H1/H2∝(n1/n2)2 P1/P2∝(n1/n2)3 ( 3 )
其中，n、H、Q、P分別表示轉速、揚程、流量、軸功率，它們之間的關系曲線如圖3所示。
由公式3可知，由于變轉矩負載的轉速（或流量）與軸功率存在3次方關系，所以，通常對于負荷經常變化的場合可以獲得理想的節能效果。
圖3 流量、揚程、功率三者間的關系曲線圖
在圖3a中，曲線a1表示工頻定速運行時的H-Q關系，曲線ax表示低于額定速度下的變頻運行時的H-Q關系，從圖3a中可以看出，管網的阻尼隨揚程的降低而減小。曲線R1和R2表示在不同流量下管網呈現的阻力特性，它符合以下公式：
H=RQ2 （4）
其中,H為管網阻力;
R為管網流水阻尼系數。
公式(4)表明隨著供給水量的減少管網阻力的損失也呈2次方下降趨勢，從而也降低了系統功率消耗。在圖3b中給出了在不同流量需求下，出口閥檔板節流方式與變頻調速方式所消耗的功率變化曲線關系。它表明了變頻調速優于檔板節流方式。
依據公式(3)進行估算，若轉速下降到額定轉速的70%，那么，揚程將下降到額定值的50%，同時，軸輸出功率下降到額定值的35%。在滿足系統基本揚程需求的情形下，若系統的流量需求減少到額定流量的50%時，在變頻控制方式下，其揚程將下降到額定值的25%，其對應輸出功率僅約為額定功率的13%。公式3為實施變頻節能技術改造提供了理論上的可行性保障空間。那么，如何去判斷系統是否具有節能潛力就顯得十分重要。判斷的依據應來自兩個方面：首先是泵本身的額定流量與揚程指標和運行時實際輸出表現，其次是系統對實際供水需求量的表現出的溫度差或壓力與機組標準指標之間的偏差程度。因此，應實時采集各個測量點數據，結合泵的能力決定對泵所實施的調節方向與調節幅度。若系統當前實際溫差小于標準允許運行溫差時，就可以判定系統存在流量過剩現象，就可以減少泵的出口流量，但必須注意此時泵的出口揚程也將呈現2次方特性下降，為保障水流暢通，避免出現“悶泵”或“斷流”現象，泵的轉速應限定在一定值以上，這個下限轉速（對應最低供給流量）可以通過對以下兩個方面的綜合判斷來決定。
(1)揚程的富裕度判定
泵的出口揚程等于泵的入口揚程與泵的泵生揚程之和，即：
H出=H靜+H動 （5）
其中,H靜為泵的入口靜壓;
在系統中表現為管網垂直落差高度形成的壓力;
H動為泵的凈升揚程，是泵的動能轉化為水的勢能的形式，在額定轉速下H動就是泵的標稱額定揚程。
對于冷凍循環水系統，H靜是相對固定值，H動的作用就是要保證冷凍循環水在管網中能夠水流循環就可以了，為此，它主要是去消除水在管網中流動時所產生的阻力損失。假定泵的額定揚程為32m，在額定流量下管網的阻力為0.15Kg，那么，該泵的揚程富裕度高達50%，若采用變頻調速驅動，根據公式(3)可知，泵只需要70%的額定轉速即可滿足此時揚程需求，而此時泵的功率消耗僅約為額定值的35%。
(2)流量的富裕度判定
通常流量的富裕度的判斷是依據進出水溫差作出的，假定對于冷凝器其標準進出水允許溫差為5℃時，若實際進出水溫差為3℃，那么，可以說單從溫差現象角度上看，冷凍循環水的實際需求量僅為供給量的3℃/5℃=60%，在使用變頻調速時，泵的實際轉速只要達到額定轉速的60%即可滿足需求，此時泵的能耗僅約為額定能耗的22%。多余的供水量不僅浪費能源，而且也由于熱交換的不充分原因而嚴重地削弱了系統的制冷效果。
通過以上的判定，若兩者對泵的下限轉速的計算結果不一致，為保障系統對流量和揚程最低需求的同時滿足，泵的變頻速度控制依據應選擇對應頻率較大值作為此時的控制調節運行頻率下限。
4 中央空調系統的現狀分析與改造方案構造
在現代樓宇建筑物中，通常使用的中央空調系統（不包含蓄冷儲冰式、VRV系統末端制冷劑直接制冷系統等）一般其各項額定指標為：冷凍循環水的標準進出水溫度為：12℃/7℃，盤管風機最大送風溫差為：10℃～15℃（一般空氣進出口溫差取8℃），冷卻循環水進出水溫度差為：4℃～8℃，冷卻塔標準進出水溫差為：3℃～5℃，用于采暖的熱水進出水溫度為：50℃/60℃。由于系統設備容量選型、不同季節、不同時間負荷變化等因素的影響，在實際投入運行的中央空調系統基本上沒有與標準指標相一致的情況，大多數系統都不同程度存在著溫差偏小、揚程過高、流量過大等現象，這些現象的存在再次為我們實施節能技術改造提供了節能空間保障。
為便于具體分析，現以某省立醫院住院部的一套中央空調系統的現狀為實例，對其各個部分進行逐項分析。該醫院中央空調系統位于地下一樓，其系統結構布局類同圖2所示，大樓地上高度為40m，冷卻塔位于地上15m高度。根據歷史記錄，空調系統全年運行時間大致分布為：夏季供冷運行5個月，平均每天運行16h；冬季供熱運行4個月，平均每天運行18h；盤管風機全年運行9個月，平均每天運行17h。為便于下面的計算，假定系統熱量需求在運行期間均勻分布（實際系統在運行期間負荷的服從類正態分布）。該醫院用電價格為0.8元/kWh。對該系統進行的現場考察所獲得的數據如下：
4.1 中央空調系統現行運行工況數據與分析
(1) 冷凍循環水系統的現狀分析（共3臺電機水泵）
標稱數據： a．電機 37kW 380V 50Hz △接法 72A 1470r/min
b．水泵 額定流量187m3/h 額定揚程44m
運行數據： 2臺運行1臺備用，電機實際運行電流60A～64A，水泵運行時出口壓力0.80～0.85MPa，冷凍循環水進出水溫度：10℃/7℃。
冷凍循環水系統采用進出水管道并聯形式工頻運行，由于冷凍循環水管網最大高度落差為40m左右，管網在額定流量下阻力小于0.2Kg，故冷凍循環水泵出口處壓力只要能夠達到60m揚程就可以滿足冷凍水循環的需要。由于冷凍循環水其落差靜壓為40m左右，所以，實際上在冷凍循環水泵僅需要提供20m左右的凈輸出揚程即可滿足系統對揚程的基本需求。對于額定揚程為44m的冷凍循環水泵來說，其實際需要揚程僅為其額定揚程的45%。顯然，單從揚程需求角度看可最大節約功率約為：Ph =70%。在另一方面也可以證明冷凍循環水泵的實際輸出流量過剩現象，當前冷凍循環水進出水溫度為： 10℃/7℃，對應溫差ΔT1≈3.0℃，與冷凍循環水標準進出水溫度參考值：12℃/7.0℃，其對應溫差ΔT2=5℃相比，實際溫差約為標準允許溫差的60%，此時單從流量需求角度看可最大節約功率約為：PQ =78%。通過以上工況數據分析可知，該冷凍循環水泵在該工況點狀態下，最大可節約率約為（與額定值相比）：
Pmax=Umin（Ph ，PQ）= Umin（70% ，78%）= 70%
在此工況下工頻運行實際消耗功率約為：
P工實=62A/72A×Pe =0.86×37kW≈32 (kW)
即工頻狀態下消耗功率僅約為其額定功率的86%。在該工況點下，實施變頻節能改造后可節約的功率約為(與工頻狀態相比)：P節 =1-0.3/0.86≈65%。假定冷凍循環水在其運行期間負荷時間變化服從線性均勻分布，對此負荷時間分布線性函數求積分，那么，冷凍循環水系統改造后平均節約功率可達41%。實際上由于系統在運行期間其負荷的時間分布規律服從類似正態特性，所以，可以肯定地說改造后實際節能效果將大于41%。當然，精確的系統節約率指標還受到各負荷點分布規律和工頻狀態下的實際消耗功率、變頻控制系統效率、電機和水泵效率等因素的影響，在此就不再做進一步的計算。實踐表明，按此方法獲得的節約率估算值一般與實際節約率值偏差小于5%。
正是因為壓力與流量的過剩作用使水流過速、熱交換溫差偏小，因此，可以通過降低冷凍循環水的總供應流量來實現向標準溫差參考值靠近，從而達到節約能量的目的。在對實際運行工況考察時，不能夠簡單地依據電機運行電流的大小來判斷，若只簡單地從冷凍循環水系統的電機實際運行電流來看（額定電流為72A，實際運行電流60A～64A），就會發出沒有多少節電空間的錯誤判斷。總之，應根據實際運行工況點數據做依據，利用變頻驅動裝置，把系統富余的流量、揚程節省下來，使系統工作在耗能最少的最佳工況下（揚程和流量均無多余的狀態下），從而達到既滿足系統需求又使能耗最少的目的。
(2)熱水循環水系統的現狀分析
標稱數據： 同冷凍循環水泵（略）
運行數據： 2臺運行1臺備用，電機實際運行電流60A～64A，水泵運行時出口壓力0.80～0.85MPa，蒸汽熱交換器進出水溫度：55℃/60℃。
本案例系統冷凍循環水泵與熱水泵是共同使用的，因此，熱泵系統單從對揚程的基本需求上可節約功率約為：Ph =70%。根據熱交換器實際溫差ΔT1=60℃-55℃≈5.0℃，與熱水標準進出水溫度參考值：60℃/50℃，其對應溫差ΔT2=10℃相比，實際溫差約為標準允許溫差的50%，此時單從流量需求角度看可最大節約功率約為：PQ =87%。因此該熱循環水泵在此工況點狀態下，最大可節約率約為（與額定值相比）：
Pmax=Umin（Ph ，PQ）= Umin（70% ，87%）= 70%
在此工況下工頻運行實際消耗功率為：
P工實=62A/72A×Pe =0.86×37kW≈34 (kW)
即工頻狀態下消耗功率僅約為其額定功率的86%。那么，在該工況點下，實施變頻節能改造后可節約率約為(與工頻狀態相比)：P節 =1-0.3/0.86≈65%。假定熱循環水負荷時間變化服從線性均勻分布，對此負荷分布的線性函數求積分，供熱循環水系統改造后平均節約功率約同樣可達41%。
(3)冷卻循環水系統的現狀分析（共4臺電機水泵）
標稱數據： a．電機 45KW 380V 50Hz △接法 83A 1480r/min
b．水泵 額定流量320m3/h 額定揚程32m
運行數據： 2臺運行2臺備用，每臺電機實際運行電流：70A，泵運行出口壓力0.25MPa～0.28MPa，冷卻水進出水溫度：28℃/31℃。
冷卻循環水系統采用進出水管道并聯形式工頻運行，由于冷卻塔位于15m樓面平臺，冷卻塔與冷卻水泵垂直落差為15m+4m=19m，所以冷卻循環水系統靜壓約為：H靜≈0.20MPa，考慮到冷卻循環水系統管網阻尼和冷卻塔逆流冷卻所需要的噴射壓頭，實際冷卻循環水泵需要輸出揚程應小于0.25MPa， 即冷卻循環水泵需要凈輸出揚程為：H動<0.10MPa，僅為其額定揚程的30%，顯然，單從揚程需求上看其可節約功率約為：Ph =83%。再從冷卻循環水系統實際需要流量的角度來分析，當前冷卻循環水系統進出水溫度為：28℃/31℃，其對應溫差△T1≈3.0℃, 與冷卻循環水標準進出水溫度參考值：30℃/35℃，其標準允許溫差△T2=5℃相比，實際溫差約為標準允許溫差的60%，同樣，但從流量需求角度，具有約為PQ =78%節約空間。綜合揚程與流量的可節約空間，該冷卻循環水系統在該工況點下最大可獲得的節約率為（與其額定值相比）：
Pmax=Umin（Ph ，PQ）= Umin（83% ，78%）= 78%
在此工況下工頻運行實際消耗功率為：
P工實=70A/83A×Pe =0.84×45kW≈38 (kW)
即工頻狀態下消耗功率僅約為其額定功率的84%。那么，在該工況點下，實施變頻節能改造后可節約率約為(與工頻狀態相比) P節 =1-0.22/0.84≈74%。假定冷卻循環水負荷時間變化服從均勻分布，對此負荷分布線性函數求積分，那么，冷卻循環水系統改造后平均節約功率約可達46%。
(4) 冷卻塔風機系統的現狀分析（共3套冷卻塔，每套2臺電機風機）
標稱數據：電機 7.5kW 380V 50Hz △接法 15A 2940r/min
風機 額定風量12000m3/h 額定風壓800Pa
運行數據： 2套運行1套備用，由皮帶傳動減速帶動風扇運行，實際運行電流約13A。
在15m樓面平臺上有3套相對獨立的冷卻塔風機系統，每套各有功率為 7.5kW的冷卻風機2臺。采用直接啟動方式下的工頻定速運行。當前2套4臺冷卻塔風機均在運行，系統缺少有效的冷卻效果檢測，沒有充分利用自然冷卻狀態下節約電能的機會，導致冷卻塔風機處于兩種極端狀態：要么全速運轉、要么人工停止運轉。尤其在自然環境溫度較低的春、秋、冬季，由于人工操作不能及時響應冷卻塔出水溫度的變化而啟停風機，造成因操作管理上帶來能量的極大浪費現象。在改造時，對每套冷卻塔實施以進水溫度35℃為風機起始運行點，以30℃為停止運行點，在35℃～30℃溫度區間作為風機頻率調節依據，實行溫度PID變風量調節。經實際運行測試，在變風量控制方式下的能耗僅為工頻啟停控制方式的60%左右（以下僅按40%的節約率計算），況且變風量控制完全規避了人工啟停工頻運行方式下因操作無實時性或管理不完善造成的不必要能量浪費現象。由于環境溫濕度和冷卻塔進水溫度的不可精確預測性，所以，從嚴格意義上說，冷卻塔風機單位時間內的準確能耗也無法預測。但根據大量典型的中央空調系統節能改造案例統計數據表明，在成功的中央空調系統節能改造實現后，其冷卻塔風機系統節能率均在40%以上，某些含有大容量冷卻塔蓄水池裝置的冷卻塔系統則可達到60%以上。
(5) 盤管風機系統的現狀分析（共40個病房，每房間1套盤管風機）
標稱數據： 電機 0.40kW 220V 50Hz △接法 2.4A 2960r/min
風機 額定風量1800m3/h
運行數據：風機采用高、中、低三速開關工頻供風運行，實際運行電流：1.2A～2.3A，各房間實際溫度冬季在15℃～22℃之間不等，實際送風量Q1≥1450 m3/h.，理想送風量Q2≤950 m3/h。
盤管風機空調系統屬于半集中式、空氣-水式系統，它主要由直接安裝在空調房間的盤管換熱器、新風電動機、風機、空氣過濾器、凝結水器等組成。盤管風機系統是同時使用水和空氣作為室內負荷熱量傳遞介質的系統，但室內大部分主要冷、熱負荷是由通過盤管中的冷媒水或熱媒水來承擔的，風機主要只是負擔向室內提供一定的新風量，以滿足房間的衛生換氣需求，因此，實際需求風量不大，新風管道尺寸也較小，應用較為普遍。風機運行后可將室外干凈空氣通過空氣過濾器吸入機組，經盤管冷卻或加熱后送入房間，在達到輸送新風的同時，承擔一部分制冷或制熱負荷。
由于原盤管采用恒流量供水方式，而原新風機由人工通過三檔調速開關工頻啟停控制風機運行。原系統缺乏對房間溫度的直接自動檢測與跟蹤控制，造成房間溫差變化較大，而且過量的新風量加劇了房間的溫度波動，存在嚴重的吹風感覺，不僅浪費冷量和風量能源，也使房間舒適度降低。改造時通過加裝變頻器，依據房間溫度的波動變化（通過對盤管的進出水溫差的檢測）對流過盤管內的冷熱媒水流量的實時控制，達到房間溫度恒定的目的。同時通過房間溫度的變化偏差大小來實行變頻變風量（變化范圍為：700m3/h～1000m3/h之間）自動調節速度控制。經變風量調節運行測試，每房間日平均需求風量約為改造前風量的70%以下，在實施變風量改造后，房間的溫度在冬季可穩定控制在17℃±1℃，與工頻消耗電量相比，其日平均節約電能為80%，相當其額定功率的60%以上。改造后房間的噪聲也明顯地得到了改善。
(6) 循環水系統管網的清洗
由于系統已運行多年，為減少循環水在管網中流動時的總體阻尼損失，在項目改造完成后我們建議用戶對管網和熱交換器部件進行清洗，以便獲得更大的節能效果。
需要注意的是，以上的節約功率的計算均是建立在對同一工況點上，工頻運行時的實際消耗功率與變頻調速運行時兩者之間的對比，而不是變頻運行消耗功率與電機額定功率之比獲得的節電率。這一點很重要，否則會帶來實際節電效率與預測節電效率不相符合的結果，進而導致投資收益預測的先天不足或失敗。由此，也應該看到若要準確地對中央空調系統整個運行期間的節電率作出正確的估算，就必須全面且充分地掌握和分析整個運行周期的工頻運行工況、歷史負荷變化分布規律、全年運行時間等相關數據。片面或不完整的歷史數據依據，必然導致節能指標預測的巨大偏差或失誤。
4.2 中央空調系統變頻節能改造控制系統的方案構造
在對中央空調系統進行控制系統總體方案設計時，我們依據用戶的要求對系統中的各個部分做了一個集中式集成化全自動無人監守控制設計，同時，提供了與樓宇BAS控制系統相互通訊的串行接口。為最大限度地獲得節能效果，對風機、水泵的控制均采用了“一控一”的變頻控制方式，這雖然增加了一次性改造成本，但從長期的投資收益效果角度看是值得的，具體的控制系統方案結構如圖4所示。
(1) 控制系統硬件結構組成
控制系統設計本著安全可靠、充分滿足用戶使用習慣和維護方便性前提下，實現自動節能運行。在圖4中，控制系統硬件主要由上位機IPC或人機界面HMI、PLC、變頻器、低壓電器、壓力變送器、溫度變送器、開關閥、調節閥等設備組成。其中，PLC、變頻器、低壓電器設備選用韓國LG公司生產的產品，壓力變送器選用中美合資山東淄博先行測控儀表廠的產品，溫度變送器選用上海自動化儀表四廠的產品，開關閥、調節閥由用戶提供。各主要部件功能為：
•PLC部件
它主要由電源模塊、CPU模塊、通訊模塊、開關量輸入/輸出模塊、模擬量輸入/輸出模塊、主機架、擴展機架、連接電纜等組成。它是系統的核心部分，負責控制系統各個子系統的命令動作的執行與監視、數值處理與計算、邏輯組合與判斷、通訊處理等功能；
•低壓電器
主要由接觸器、斷路器、熱繼電器、中間繼電器等設備組成。完成電氣主回路和控制回路的硬連接的功能，實現硬接線線路的可靠、正確連接；
•變頻器
接受來自PLC的控制命令和運行頻率指令，實現變頻變壓輸出，達到調節電機轉速的目的；
•壓力/溫度變送器
對現場的循環水進行壓力、溫度檢測，將這些工藝數值，變換為標準DC4～20mA標準的信號送到PLC模擬量輸入模塊進行相應的數值處理與計算；
•上位機IPC或人機界面HMI
上位機IPC由PC機和組態軟件構成，它完成系統各工藝參數的設定、控制命令的發送、狀態監視、過程數據與歷史數據記錄、報警與故障報警、報表生成與打印等功能。若使用人機界面HMI來代替IPC不僅大多數功能可以實現，而且比較經濟；
•開關閥和調節閥
開關閥接受啟停接點信號去開啟或關閉管道的通路，是一種兩位狀態設備。調節閥接受PLC輸出的DC4～20mA標準模擬量信號完成對應的開度變化，達到可連續調節管道開度的目的。
(a) 控制系統方案結構圖1
(b)控制方案結構圖2
圖4 控制系統方案結構圖
4.2.2 控制系統軟件功能與實現
整個集成的控制系統軟件由兩個部分組成，即PLC軟件和上位機軟件，在PLC軟件中分別對各個部分做了詳盡的控制編程設計，按不同控制對象和作用將各部分軟件的主要功能描述如下。其他功能，諸如：手動自動方式選擇、變頻故障自動更換備用泵或工頻自動投運、供冷和供熱循環方式選擇識別、故障與報警處理、負荷均衡輪值運行等功能都做了仔細的設計，將不再逐項描述。
(1)冷凍循環水部分
冷凍循環水系統的運行主要依據蒸發器的進出水溫度差來決定流量的增加。在夏季供冷期間，當進出水溫度差小于標準允許溫差值時，應減小變頻器的輸出頻率，即時降低水泵的運行速度減少流量，使實際檢測溫差值逼近標準溫差允許值，但泵的速度減少時，應考慮能夠保證冷凍循環水在管網中的順暢流動，因此，應設定一個對應的泵的轉速低限（變頻器輸出頻率低限），在此速度下變頻器的輸出頻率將不再降低；相反，當實際溫差大于標準溫差時，應增加變頻器的輸出頻率，即提升泵的轉速增加水流量；當變頻器輸出頻率達到48Hz后(此時功率約為0.95Pe)，若實際溫差仍偏大時，就需要再投入另一臺泵變頻并行運行，此時兩臺泵并行運行的頻率初始給定值定為（50Hz/2）×1.1≈28Hz，此2臺泵運行時輸出的流量已大于單臺泵的流量，但此時2臺泵的累計消耗功率僅約為0.35 Pe，從這一點看，2臺同時變頻運行要比1臺工頻加1臺變頻方式更能節約電能，因此，在設計系統時全部采用了“一控一”的方式，而沒有采用“一控多”的方式。在2臺泵根據溫差值以相同頻率同時升速或降速運行時，若溫差仍偏大，則以相同的方式再投入第三臺變頻運行。當2臺或3臺泵同時變頻運行且實際溫差比標準溫差小時，應降低變頻器輸出頻率以減小泵的輸出流量，當頻率減小到輸出頻率下限時（本系統設定為20Hz），若仍存在溫差偏大現象時，控制系統將自動停止最早投入運行的1臺水泵（即按先入先出的調度策略實施增減泵的動作），而不是繼續降低輸出轉速，剩下的泵再根據溫差偏差自動調節流量運行。
(2)熱泵循環水部分
在冬季供給熱水時，熱泵將依據蒸汽熱交換器的實際進出水溫差的大小來決定出水流量的大小，使出水溫度恒定在標準設定值上。當熱泵的流量調節能力達到泵的額定流量且進出水溫度差仍然偏大時，可通過減小熱交換器的蒸汽調節閥來達到目的；若熱泵熱水的流量調節能力已經減少到最低流量下限規定值且進出水溫差仍偏小時，同樣可通過增加蒸汽調節閥的開度來達到進出水溫差值恒定的目的。這種通過附加調節蒸汽供給量的方法，不僅可以使溫差值控制更加穩定、有效，而且也有利于對鍋爐供熱（供蒸汽）能源的節約。
(3)冷卻循環水部分
冷卻循環水系統的運行原理與冷凍循環水系統運行原理基本一致，兩者本質的差異在于：當冷凝器進出水溫差大于標準允許溫差時應增加流量，正好與冷凍循環水的調節方向相反。具體的流量調節過程略。以基準壓力需求為下限，以溫差值作反饋的閉環控制原理如圖5所示。
圖5 閉環調節控制原理圖
在圖5a中,以基準壓力需求作為雙閉環的內環來限定流量輸出調節的下限依據，以實際進出水溫度差與標準允許溫差的偏差值作為外環來決定每次流量調節幅度的大小和單位時間內流量調節頻度的依據。圖5b中，曲線AB表示單臺泵冷卻循環水流量變化與進出水溫度偏差值的變化比例關系。
(4)冷卻塔風機部分
冷卻塔風機的啟動運行是根據冷卻塔實際出水溫度（假設為T0）是否滿足出水溫度設定值（T1=28℃）和冷卻塔的進水溫度設定值（T2=32℃）的共同要求來決定的。為此將控制分為4種情況來決定風機運轉方式：
•當T0＜T1且T2≥32℃時，全部風機以變頻器當前輸出頻率方式運轉。該狀態僅出現在對制冷機突加負載的過程中，在負載不再發生劇烈變換時，該狀態將發生遷移；
•當T0＜T1且T2≤32℃時，全部冷卻塔風機逐步減速到運行頻率下限（20Hz），若該溫度現象仍然存在持續一段時間后，全部風機將停止運轉。此狀態多發生在環境溫度較低的冬季；
•當T0≥T1且T2≥32℃時，全部風機以變頻器最大輸出頻率（50Hz）方式額定速度運行。若該溫度現象在全部風機額定速度運行一段時間后仍然存在，首先增加運行的冷卻塔系統風機套數，然后考慮適當增加冷卻循環水的流量來解除此現象的持續存在，從而維持冷凝器安全運行的需求；
•當T0≥T1且T2＜32℃時，此現象多數是由狀態C遷移而來，首先應適當增加風機的運行頻率（但一般不作增加開啟風機臺數的處理），然后隨著冷卻水流量的增加該狀態將會自動遷移到狀態b的情形，然后冷卻塔風機控制系統將按狀態b的情形作變風量調節運行。
一般說來，出現T2≥32℃的情形多是因為冷凝器負荷的突然增加所致，需要冷卻循環水的冷卻水量和冷卻塔風機的冷卻風量的共同配合來完成，而T0≥T1的情形是由于前一段時間內冷卻塔風機的冷卻風量不足造成的，需要適當增加冷卻風量來解決。
•盤管風機部分
新風機的運行主要依據房間溫度實際值與設定值之間的偏差大小來調節出風量的變化范圍，應用離散化快速型PID調節原理，構造一個實時響應、快速跟蹤變化的閉環溫度控制算法，在保證溫度基本恒定目的的同時，最大限度地實現房間新風量的供應。由于溫度的變化存在時滯性特點，在閉環控制中加入了對溫度變化趨勢的前饋補償控制算法，對逼近設定值附近（ΔT＜±0.2℃)的溫差區域不進行風量調節。
•PLC通訊程序
主要接受來自上位機IPC或人機界面HMI的各種啟停控制命令、工藝參數設定值、運行方式選擇命令等，同時向上位機IPC或人機界面HMI傳送執行元件的工作狀態、現場實際溫度/壓力測量值等，通過準確高速、穩定可靠的數據傳輸，實現對控制系統各個部分的實時監督與控制功能。
•上位機組態軟件監控應用程序（使用HMI方式時僅具備某些基本功能）
上位機監控軟件采用組態王256點組態開發運行軟件平臺，監控畫面主要完成：冷凍循環水泵進出口壓力值和溫度、熱泵循環水進出口壓力和設定值、冷卻循環水進出口壓力和溫度設定值、冷卻塔進出水溫度值、盤管風機進出口溫度和房間溫度等參數的設置，設備運行狀態監視、工藝過程參數（溫度、壓力的測量值）的實時記錄與顯示、報警記錄與歷史數據記錄、報表生成管理與數據日志打印等功能。
4.2.3 控制系統與樓宇自動化系統BAS的集成
為與樓宇自動化系統BAS相集成，不僅在對PLC硬件設計時單獨設立了一個串行通訊接口，而且，我們也將PLC采集的各種過程工藝參數（包含接點型狀態和模擬量數值狀態參數）全部集中映射存放在一個內存區域，以便BAS調用監視，同時在PLC程序設計時把BAS可能要發送的控制命令也嵌入到程序指令中去，以便將來可以順利地接入運行。
5 變頻節能改造效果估算與投資收益分析
5.1 控制系統節能改造收益估算
依據第4節的分析結論和用戶提供的各個泵、風機運行時間分布記錄數據，控制系統各個部分年節電率收益估算如下：
(1)冷凍循環水系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，冷凍循環水系統在其運行期間（5個月，16h/天），2臺泵同時運轉時間約占75%（折合為1800h），僅1臺泵運轉時間約占15%（折合為360h），3臺泵同時運轉時間約占10%（折合為240h），由平均節電率為41%可知，改造后可節約電量約為：
ΔW1= 41%×37kW×（1臺×360h+2臺×1800h+3臺×240h）≈7.1萬kWh
若按0.80元/kWh計算，那么，冷凍循環水系統全年可節約電費約為：
ΔM1= 7.1萬kWh×0.8元/kWh≈5.7萬元
(2)熱泵循環水系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，熱泵循環水系統在其運行期間（4個月，18h/天），2臺泵同時運轉時間約占75%（折合為1620h），僅1臺泵運轉時間約占15%（折合為324h），3臺泵同時運轉時間約占10%（折合為216h），由平均節電率為41%可知，改造后可節約電量約為：
ΔW2= 41%×37kW×（1臺×324h+2臺×1620h+3臺×216h）≈6.4萬kWh
若按0.80元/kWh計算，那么，熱泵循環水系統全年可節約電費約為：
ΔM2= 6.4萬kWh×0.8元/kWh≈5.1萬元
(3)冷卻循環水系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，冷卻循環水系統在其運行期間（5個月，16h/天），2臺泵同時運轉時間約占60%（折合為1440h），僅1臺泵或4臺泵同時運轉時間約各占10%（折合為240h），3臺泵同時運轉時間約占20%（折合為480h），由平均節電率為46%可知，改造后可節約電量約為：
ΔW3= 46%×45kW×（1臺×240h+2臺×1440h+3臺×480h+4臺×240h）
=20.7×5520≈11.4萬kWh
若按0.80元/kWh計算，那么，冷卻循環水系統全年可節約電費約為：
ΔM3= 11.4萬kWh×0.8元/kWh≈9.1萬元
(4)冷卻塔風機系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，冷卻塔風機系統在其運行期間（5個月，16h/天），2套風機同時運轉時間約占80%（折合為1920h），僅1套風機或3套風機同時運轉時間約各占10%（折合為240h），由平均節電率為40%可知，改造后可節約電量約為：
ΔW4= 40%×15kW×（1套×240h+2套×1920h+3套×240h）≈2.9萬kWh
若按0.80元/kWh計算，那么，冷卻塔風機系統全年可節約電費約為：
ΔM4= 2.9萬kWh×0.8元/kWh≈2.3萬元
(5)盤管風機系統年節電收益估算
根據改造前運行歷史數據記錄統計表明，盤管風機系統全年運行約9個月，17h/天。由平均節電率為45%可知， 1套盤管風機改造后全年可節約電量約為：
ΔW5= 60%×0.4kW×4590h≈1100kW
若按0.80元/kWh計算，那么，1套盤管風機系統全年可節約電費約為：
ΔN5= 1100kWh×0.8元/kWh≈880元
因此，全部40套盤管風機系統改造后全年可節約電費為：
ΔM5= 40套×880元≈3.5萬元
綜合以上5項節約電費數據，我們可以得出這樣的結論：中央空調系統進行變頻控制系統節能改造后每年可以節約電費總計約為：25.7萬元。
5.2 控制系統改造投資成本估算
中央空調系統變頻節能技術改造費用主要由硬件設備費用、軟件程序費用、工程服務費用等部分組成。在本次節能改造中，自動化控制系統實現成本如表1所示，即節能改造總費用約為47萬元。
表1 節能改造控制系統成本直接費構成表
由于本次節能改造所涉及的電機總功率數應為：Ptotal=37kW×3+45kW×4+7.5kW×6+0.4kW×60=350kW
則：每千瓦功率節能改造費用約為：1300元/kW，每千瓦全年節約電費約為：734元/kW。
5.3 控制系統改造投資收益估算
由以上計算可知，欲對該套中央空調系統進行節能改造需投入改造費用約47萬元，改造后每年可節約電費約25萬元，以三年投資收益期計算，那么，其投資收益率將達到50%以上，投資回報率顯著。
6 結束語
目前，中央空調系統節能技術改造工程項目市場分布不僅廣泛，而且數量眾多，這為進行節能改造市場化應用推廣奠定了基礎前提。根據不完全統計顯示，在業已投入運行的中央空調系統中，至少有70%以上未進行過任何形式的節能優化改造，而且普遍具有很好的節能挖掘潛力空間（一般都有30%以上的可挖掘節能空間）。大力推廣與實施應用中央空調系統節能改造技術，不僅具有很好的經濟效益回報，而且也有力地推動了全社會對能源有效利用率認識的提高。它也將可能給風險資本投資運作在該類型節能改造工程項目上開辟出一條新的方向。
參考文獻
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[2]LG公司.Master K系列PLC編程手冊
[3]李林.智能大廈系統工程.北京：電子工業出版社, 1998
[4]鄒根南.制冷裝置及其自動化.北京：機械工業出版社, 1987
[5]張祉佑.制冷原理與設備. 北京：機械工業出版社, 1988
[6]何明.計算方法.合肥：安徽大學出版社，1995
作者簡介
王宏巖（1968～）電氣工程師/學士1991年畢業于安徽大學計算機應用專業，現任職于上海三信自動化工程有限公司，主要從事自動化控制系統方案論證、系統規劃設計與調試、軟件開發及變頻器應用技術推廣普及等工作。
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