中央空调系统变频节能改造控制技术的分析与实现Word文档下载推荐.docx

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　　图1制冷循环过程原理图

　　图1a中，制冷压缩机将来自蒸发器中的低温、低压的制冷剂气体（一般为3～6℃）压缩成高温、高压气体（一般为35～40℃）排入冷凝器中，这些高温、高压气体在冷凝器中通过与冷却循环水进行热交换（冷却循环水带走介质排放的热量）变为高温、高压液体（一般为25～32℃）流向节流膨胀阀，再通过膨胀阀的节流、降压来实现高温、高压液体向低温、低压液体状态转变，由于压力突然降低，有一部分制冷剂瞬间蒸发为气体，即用膨胀阀的节流作用来实现类绝热膨胀过程，低温、低压液体在蒸发器中通过与冷冻循环水的充分热交换（吸收冷冻循环水的热量）后达到蒸发汽化目的，此时制冷剂又回到低温、低压气体状态为制冷剂的再循环过程做准备。

同时也应看到当压缩机抽取制冷剂气体的同时,也降低了蒸发器的压力,使蒸发器内其余的制冷剂在相当低的温度下大量蒸发汽化。

在图1b中，A-B-C-D分别表示了无温差传热的逆卡诺循环的绝热压缩、等温压缩、绝热膨胀、等温膨胀四个理想过程，而实际上制冷压缩循环是如图1c所示的具有温差传热现象的逆卡诺循环，图中的阴影部分表示与环境介质（如冷却水、冷冻水等）进行热交换时所存在的温差效应现象。

我们知道在三种热传递方式：

传导、对流和辐射中，无论压缩机采用哪种形式的制冷循环技术，其所有冷热流体之间的热传递方式均主要是通过金属管壁与流体之间对流换热及壁的导热来完成传热过程的。

根据换热量计算方程：

　　Q=KAθm

（1）

　　其中：

Q为换热量（W），K为换热系数（W/m2.K），A为换热体面积（m2），θm为冷热流体间的相对流向密切相关的平均换热温差（℃）。

由公式

（1）可知，对于特定的中央空调系统而言，其中的参数K和A是固定的，我们在不改变其物理结构状态和特征的情况下，可通过有效地控制冷热流体间的换热温差来达到获取最大换热量的目的，即按需求变化供应环境介质量，而不是过分地满足，这也就是我们对系统进行变频控制的基本可行性依据条件之一。

　　随着人工制冷技术和机械加工技术的发展，目前，制冷压缩机技术得到了充分发展，大多数制冷压缩机生产厂家均不同程度地对压缩机控制采用了负荷随动的功率输出调节技术，如：

上海合众-开利公司的19XR系列离心式冷水机组所采用的线性浮阀节流装置，使制冷量与负荷变化动态匹配适合极低系统负荷下运行工况，避免了不必要的热气旁通带来的能效比下降现象；

甚至有的厂家还采用了变频调速控制技术，如：

约克国际北亚的YT/YK系列离心式冷水机组所配置的自适应容量控制变频驱动装置（VSD），使非额定工况下机组能效比高达0.2kW/USRt，年节能可达30%以上。

因此，本文将主要研究重点放在对中央空调系统的水系统与风系统的节能空间，以期进一步获得最大化的投入与产出比收益。

　　以蒸汽压缩式制冷循环机组为例，中央空调系统其组成结构一般主要由制冷主压缩机系统、冷媒（冷冻和冷热）循环水系统、冷却循环水系统、盘管风机系统、冷却塔风机系统等部分组成，其工艺流程组成结构图如图2所示。

　　图2中央空调系统工艺结构流程图

　　其中，压缩机系统通常至少包括主压缩电机、蒸发器、冷凝器、节流阀四个基本部分和为提高运行的经济性、安全性而设立的油分离器、气液分离器、贮液器、中间冷却器和浮子调节阀等辅助设备装置。

由于从控制角度看新风系统与中央空调系统的其他部分具有相对独立性，因此在图2未表示出新风系统的工艺流程结构。

在图2中低温冷冻水被送到各楼层的盘管风机系统的盘管（冷或热交换器）中吸收盘管周围的空气热量，产生的低温空气由盘管风机吹送到各楼层冷/热送风母管中，再由各房间的风幕风机的调速实现各房间的控温目的。

冷却循环水系统将常温水通过冷却水泵泵入冷凝器热交换盘管后，再将这已变热的冷却水送到冷却塔上，由冷却塔对其进行自然冷却或通过冷却塔风机对其进行喷淋逆流式强迫风冷，与大气之间进行充分热交换，使冷却水变回常温，以便再循环使用。

　　在冬季需要制热时，中央空调系统仅需要通过冷热水泵（在夏季称为冷冻水泵）将常温水泵入蒸汽热交换器的盘管，通过与蒸汽的充分热交换后再将热水送到各楼层的风机盘管中，即可实现向用户提供供暖热风。

热水泵向各个房间供给的热水总流量是根据安装热水供水总管于回水总管上的温度差来决定的。

热交换器的PID温控器通过电动调节阀VA1来控制进入热交换器的蒸汽流量来实现对热交换器热水出水温度的恒定控制从而达到供热目的。

　　正确理解中央空调系统各个部分的作用与工艺流程结构，对于实现变频节能改造至关重要，从因果关系角度上看，冷媒循环水系统、冷却循环水系统、冷却塔风机系统、盘管风机系统均是制冷压缩机系统的从动系统。

当制冷主压缩机系统的实际需求负荷发生变化时，对冷媒循环水、冷却循环水的需求量和盘管风机的鼓风量及冷却塔的冷却风量也发生相应的变化，正因如此，我们才有实现节能改造目标的可能和必要的依据条件，才能从真正意义上实现动态的“按需分配”控制目标的可能。

　　3中央空调系统的各部分节能调节原理

　　中央空调系统按负载类型可将其分为两大类:

（1）恒转矩负载

　　如螺杆式或离心式制冷主压缩机系统的压缩机负载，它不仅对轴输出转矩具有最小值限定的需求，而且其转速与功率的关系也近似表现为线形特征；

（2）变转矩负载

　　如冷却循环水系统、冷媒循环水系统、冷却塔风机系统、盘管风机系统等的风机、水泵类负载，它们对轴转矩没有严格的需求，其轴功率与转速具有显著的立方关系特征。

不同的负载类型具有不同的转矩、功率关系特性，应区别对待加以应用技术研究。

　　3.1制冷压缩机的节能调节原理

　　压缩机本身是一套复杂的机电一体化系统设备，对于带导叶片组的定速运转状态下的离心式压缩机而言，其容量的调节是通过导叶执行电机带动导叶片组的角度变化来实现制冷剂流量变化而带来的制冷能力的变化，从而达到调节制冷量的目的，当导叶片组处于关闭变化时，压缩机吸入的制冷剂的量在减少，压缩机处于卸载过程状态，相反，当导叶片组处于开启过程变化时，则压缩机处于加载过程状态。

导叶控制装置不断驱动导叶组电机调节导叶片组的开度变化，直到压缩机的制冷量促使冷冻水的实际温度约等于设定温度。

对于离心式这种速度型机组，通常采用限定导叶片组的开度变化范围与降低压缩机的转速相结合的方法，通过对当前运行工作点的自动测定，来选择容量调节模式，实现在低负荷状态下的最佳运行效率控制，该容量调节模式的选择利用不仅可以实现电能节约，而且也可以在全容量调节范围（15%～100%）内精确地预测出喘振区，避免离心式机组常见故障—喘振现象的发生。

喘振曲线函数的获得一般由机组厂家提供，也可以通过对机组在不同负载点的压头试验取得一组离散坐标点，利用最小二乘法算法进行数据拟合，便可以近似求出该机组的喘振曲线函数。

需要指出的是通常转速调节对离心式制冷机功率节约的贡献一般小于10%，这也是在当前条件下变频调速技术在制冷压缩机上未能得以广泛应用的主要原因。

　　而对于螺杆式压缩机其轴功率与排气量存在以下关系：

　　Ptot→60×

（m1×

n1×

V1+m2×

n2×

V2）×

CΦ

（2）

　　其中，V1、V2为阳螺杆与阴螺杆之间一个齿槽的齿间容积；

　　m1、m2为阳螺杆与阴螺杆之间的齿数；

　　n1、n2为阳螺杆与阴螺杆之间的转速；

　　CΦ为扭角系数。

　　转子扭转角对吸气容积的影响程度，由公式

（2）可见螺杆压缩机的功率调节可以通过减少螺杆的有效长度—常用滑阀调节方式和降低螺杆的转速—常用变频调节方式来实现。

其中常用的滑阀调节方式是通过检测制冷剂高低压压差的大小来决定滑阀是向排气端移动来减少排气量，还是向吸气端方向移动来增加排气量。

为防止排气端轴向排气孔与工作容积连通形成的高压气体倒流现象的发生，通常将最小排气量限定在10%左右，因此，螺杆压缩机的功率输出可以在10%～100%范围内实现无极调节。

经验数据表明，当螺杆压缩机负荷在50%以上时其功率与负荷成线性正比关系，而低于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：

　　n1/n2∝Q1/Q2H1/H2∝（n1/n2）2P1/P2∝（n1/n2）3（3）

　　其中，n、H、Q、P分别表示转速、扬程、流量、轴功率，它们之间的关系曲线如图3所示。

　　由公式3可知，由于变转矩负载的转速（或流量）与轴功率存在3次方关系，所以，通常对于负荷经常变化的场合可以获得理想的节能效果。

　　图3流量、扬程、功率三者间的关系曲线图

　　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需求又使能耗最少的目的。

（2）热水循环水系统的现状分析

同冷冻循环水泵（略）

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，蒸汽热交换器进出水温度：

55℃/60℃。

　　本案例系统冷冻循环水泵与热水泵是共同使用的，因此，热泵系统单从对扬程的基本需求上可节约功率约为：

根据热交换器实际温差ΔT1=60℃-55℃≈5.0℃，与热水标准进出水温度参考值：

60℃/50℃，其对应温差ΔT2=10℃相比，实际温差约为标准允许温差的50%，此时单从流量需求角度看可最大节约功率约为：

PQ=87%。

因此该热循环水泵在此工况点状态下，最大可节约率约为（与额定值相比）：

　　Pmax=Umin（Ph，PQ）=Umin（70%，87%）=70%

　　在此工况下工频运行实际消耗功率为：

37kW≈34（kW）

那么，在该工况点下，实施变频节能改造后可节约率约为（与工频状态相比）：

假定热循环水负荷时间变化服从线性均匀分布，对此负荷分布的线性函数求积分，供热循环水系统改造后平均节约功率约同样可达41%。

　　（3）冷却循环水系统的现状分析（共4台电机水泵）

a．电机45KW380V50Hz△接法83A1480r/min

　　b．水泵额定流量320m3/h额定扬程32m

2台运行2台备用，每台电机实际运行电流：

70A，泵运行出口压力0.25MPa～0.28MPa，冷却水进出水温度：

28℃/31℃。

　　冷却循环水系统采用进出水管道并联形式工频运行，由于冷却塔位于15m楼面平台，冷却塔与冷却水泵垂直落差为15m+4m=19m，所以冷却循环水系统静压约为：

H静≈0.20MPa，考虑到冷却循环水系统管网阻尼和冷却塔逆流冷却所需要的喷射压头，实际冷却循环水泵需要输出扬程应小于0.25MPa，即冷却循环水泵需要净输出扬程为：

H动<

0.10MPa，仅为其额定扬程的30%，显然，单从扬程需求上看其可节约功率约为：

Ph=83%。

再从冷却循环水系统实际需要流量的角度来分析，当前冷却循环水系统进出水温度为：

28℃/31℃，其对应温差△T1≈3.0℃,与冷却循环水标准进出水温度参考值：

30℃/35℃，其标准允许温差△T2=5℃相比，实际温差约为标准允许温差的60%，同样，但从流量需求角度，具有约为PQ=78%节约空间。

综合扬程与流量的可节约空间，该冷却循环水系统在该工况点下最大可获得的节约率为（与其额定值相比）：

　　Pmax=Umin（Ph，PQ）=Umin（83%，78%）=78%

　　P工实=70A/83A×

Pe=0.84×

45kW≈38（kW）

　　即工频状态下消耗功率仅约为其额定功率的84%。

那么，在该工况点下，实施变