中央空调系统变频节能改造控制技术的分析与实现
1 引言
随着国民经济的发展和人民生活水平的日益提高，中央空调系统已广泛应用于工业与民用建筑领域，在宾馆、酒店、写字楼、商场、住院部大楼、工业厂房的中央空调系统，其制冷压缩机组、冷媒循环水系统、冷却循环水系统、冷却塔风机系统、盘管风机系统等的容量大多是按照建筑物最大制冷、制热负荷或新风交换量需求选定的，且留有充足余量。在没有使用具备负载随动调节特性的控制系统中，无论季节、昼夜和用户负荷的怎样变化，各电机都长期固定在工频状态下全速运行，尽管有的系统采用了闸阀档板节流方式，但其能量的浪费仍是显而易见的。近年来由于电价的不断上涨，造成中央空调系统运行费用急剧上升，致使它在整个大厦营运电费成本中占据越来越大的比例，因此，电能费用的控制显然已经成为经营管理者所关注的问题所在。据统计，中央空调的用电量占各类大厦总用电量的60%以上，其中，中央空调水泵的耗电量约占总空调系统耗电量的20~40%，故节约低负荷时主压缩机系统和水泵、风机系统的电能消耗，具有极其重要的经济意义。所以，随着负荷变化而自动调节变化的变流量变频中央空调水泵、风机系统和自适应智能负荷调节的主压缩机系统应运而生，并逐渐显示其巨大的性能优越性和经济性，得到了广泛的推广与应用。采用变频调速技术不仅能提高系统自动化控制水平，使中央空调系统达到更加理想的工作状态，而且，更重要的是能给用户带来良好的投资回报。作者曾先后成功地完成了联合国工业发展组织全额投资的上海新亚制药厂中央空调机组冷却循环水系统、上海东方航空宾馆中央空调系统冷媒循环水和冷却循环水系统、上海市中医院住院部大楼中央空调系统冷却循环水和冷媒循环水系统等多项中央空调系统变频节能改造项目，并曾为众多用户进行中央空调系统节能改造做前期工况调研、可行性方案论证及系统规划设计。在业已实施的项目中，各项目的节电率均高达30%以上，有的系统节电率高达60%。下面就以具有典型结构特征的中央空调系统为例，来表述变频节能改造控制技术在中央空调系统中的节能指标预测方法与自动化控制过程实现方法，以期供用户在实施中央空调变频节能改造时作为对比参考。
2 中央空调系统的工作原理与一般组成结构
中央空调技术实际上是人工制冷技术的一种典型系统性应用，当前，人工制冷技术按其补偿过程的不同可主要分为蒸汽压缩式、吸收式、蒸汽喷射式、吸附式四种方法，其中，被广泛应用在中央空调系统的制冷方法主要有两种：
（1）蒸汽压缩式制冷循环
通过对制冷剂的压缩、冷凝、节流、蒸发、吸收等过程来利用制冷剂的液相与气相之间的相变所产生的热交换实现制冷目的，如上海合众-开利空调设备公司的19XL（HCFC22制冷剂）或19XR（HFC134a制冷剂）系列封闭型离心式冷水机组、约克国际北亚有限公司的YK/YT系列离心式或YS/YCWS系列螺杆式冷水机组；
（2）吸收式制冷循环
通过使用两种沸腾点差距较大的物质组成的二元溶液（也称工质对，其低沸腾点组份为制冷剂，高沸腾点组份为吸收剂），利用溶液在一定条件下能析出低沸点组份的蒸汽，而在另一条件下又能吸收低沸点组份的蒸汽这一特性由制冷机系统采用热能驱动，通过发生、冷凝、蒸发、吸收4个过程来完成制冷循环，如江苏双良空调设备有限公司的SLAA060AS/SLAA060AT溴化锂-水溶液吸收式制冷机组、重庆通用工业公司的KF140X—10 氨-水溶液吸收式制冷机组。
目前，在中央空调系统中的制冷压缩机以速度型的离心式压缩机和以容积型的螺杆式或活塞式压缩机的应用最为普遍。以蒸汽压缩式制冷循环为例，撇开其具体形式上的区分，中央空调的制冷系统其制冷循环过程如图1所示。
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/Q2 H1/H2∝(n1/n2)2 P1/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 37kW 380V 50Hz △接法 72A 1470r/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
标称数据： 同冷冻循环水泵（略）
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，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：Ph =70%。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：
P工实=62A/72A×Pe =0.86×37kW≈34 (kW)
即工频状态下消耗功率仅约为其额定功率的86%。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)：P节 =1-0.3/0.86≈65%。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）
标称数据： a．电机 45KW 380V 50Hz △接法 83A 1480r/min
b．水泵 额定流量320m3/h 额定扬程32m
运行数据： 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%
在此工况下工频运行实际消耗功率为：
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，实施变频节能改造后可节约率约为(与工频状态相比) P节 =1-0.22/0.84≈74%。假定冷却循环水负荷时间变化服从均匀分布，对此负荷分布线性函数求积分，那么，冷却循环水系统改造后平均节约功率约可达46%。
(4) 冷却塔风机系统的现状分析（共3套冷却塔，每套2台电机风机）
标称数据：电机 7.5kW 380V 50Hz △接法 15A 2940r/min
风机 额定风量12000m3/h 额定风压800Pa
运行数据： 2套运行1套备用，由皮带传动减速带动风扇运行，实际运行电流约13A。
在15m楼面平台上有3套相对独立的冷却塔风机系统，每套各有功率为 7.5kW的冷却风机2台。采用直接启动方式下的工频定速运行。当前2套4台冷却塔风机均在运行，系统缺少有效的冷却效果检测，没有充分利用自然冷却状态下节约电能的机会，导致冷却塔风机处于两种极端状态：要么全速运转、要么人工停止运转。尤其在自然环境温度较低的春、秋、冬季，由于人工操作不能及时响应冷却塔出水温度的变化而启停风机，造成因操作管理上带来能量的极大浪费现象。在改造时，对每套冷却塔实施以进水温度35℃为风机起始运行点，以30℃为停止运行点，在35℃～30℃温度区间作为风机频率调节依据，实行温度PID变风量调节。经实际运行测试，在变风量控制方式下的能耗仅为工频启停控制方式的60%左右（以下仅按40%的节约率计算），况且变风量控制完全规避了人工启停工频运行方式下因操作无实时性或管理不完善造成的不必要能量浪费现象。由于环境温湿度和冷却塔进水温度的不可精确预测性，所以，从严格意义上说，冷却塔风机单位时间内的准确能耗也无法预测。但根据大量典型的中央空调系统节能改造案例统计数据表明，在成功的中央空调系统节能改造实现后，其冷却塔风机系统节能率均在40%以上，某些含有大容量冷却塔蓄水池装置的冷却塔系统则可达到60%以上。
(5) 盘管风机系统的现状分析（共40个病房，每房间1套盘管风机）
标称数据： 电机 0.40kW 220V 50Hz △接法 2.4A 2960r/min
风机 额定风量1800m3/h
运行数据：风机采用高、中、低三速开关工频供风运行，实际运行电流：1.2A～2.3A，各房间实际温度冬季在15℃～22℃之间不等，实际送风量Q1≥1450 m3/h.，理想送风量Q2≤950 m3/h。
盘管风机空调系统属于半集中式、空气-水式系统，它主要由直接安装在空调房间的盘管换热器、新风电动机、风机、空气过滤器、凝结水器等组成。盘管风机系统是同时使用水和空气作为室内负荷热量传递介质的系统，但室内大部分主要冷、热负荷是由通过盘管中的冷媒水或热媒水来承担的，风机主要只是负担向室内提供一定的新风量，以满足房间的卫生换气需求，因此，实际需求风量不大，新风管道尺寸也较小，应用较为普遍。风机运行后可将室外干净空气通过空气过滤器吸入机组，经盘管冷却或加热后送入房间，在达到输送新风的同时，承担一部分制冷或制热负荷。
由于原盘管采用恒流量供水方式，而原新风机由人工通过三档调速开关工频启停控制风机运行。原系统缺乏对房间温度的直接自动检测与跟踪控制，造成房间温差变化较大，而且过量的新风量加剧了房间的温度波动，存在严重的吹风感觉，不仅浪费冷量和风量能源，也使房间舒适度降低。改造时通过加装变频器，依据房间温度的波动变化（通过对盘管的进出水温差的检测）对流过盘管内的冷热媒水流量的实时控制，达到房间温度恒定的目的。同时通过房间温度的变化偏差大小来实行变频变风量（变化范围为：700m3/h～1000m3/h之间）自动调节速度控制。经变风量调节运行测试，每房间日平均需求风量约为改造前风量的70%以下，在实施变风量改造后，房间的温度在冬季可稳定控制在17℃±1℃，与工频消耗电量相比，其日平均节约电能为80%，相当其额定功率的60%以上。改造后房间的噪声也明显地得到了改善。
(6) 循环水系统管网的清洗
由于系统已运行多年，为减少循环水在管网中流动时的总体阻尼损失，在项目改造完成后我们建议用户对管网和热交换器部件进行清洗，以便获得更大的节能效果。
需要注意的是，以上的节约功率的计算均是建立在对同一工况点上，工频运行时的实际消耗功率与变频调速运行时两者之间的对比，而不是变频运行消耗功率与电机额定功率之比获得的节电率。这一点很重要，否则会带来实际节电效率与预测节电效率不相符合的结果，进而导致投资收益预测的先天不足或失败。由此，也应该看到若要准确地对中央空调系统整个运行期间的节电率作出正确的估算，就必须全面且充分地掌握和分析整个运行周期的工频运行工况、历史负荷变化分布规律、全年运行时间等相关数据。片面或不完整的历史数据依据，必然导致节能指标预测的巨大偏差或失误。
4.2 中央空调系统变频节能改造控制系统的方案构造
在对中央空调系统进行控制系统总体方案设计时，我们依据用户的要求对系统中的各个部分做了一个集中式集成化全自动无人监守控制设计，同时，提供了与楼宇BAS控制系统相互通讯的串行接口。为最大限度地获得节能效果，对风机、水泵的控制均采用了“一控一”的变频控制方式，这虽然增加了一次性改造成本，但从长期的投资收益效果角度看是值得的，具体的控制系统方案结构如图4所示。
(1) 控制系统硬件结构组成
控制系统设计本着安全可靠、充分满足用户使用习惯和维护方便性前提下，实现自动节能运行。在图4中，控制系统硬件主要由上位机IPC或人机界面HMI、PLC、变频器、低压电器、压力变送器、温度变送器、开关阀、调节阀等设备组成。其中，PLC、变频器、低压电器设备选用韩国LG公司生产的产品，压力变送器选用中美合资山东淄博先行测控仪表厂的产品，温度变送器选用上海自动化仪表四厂的产品，开关阀、调节阀由用户提供。各主要部件功能为：
•PLC部件
它主要由电源模块、CPU模块、通讯模块、开关量输入/输出模块、模拟量输入/输出模块、主机架、扩展机架、连接电缆等组成。它是系统的核心部分，负责控制系统各个子系统的命令动作的执行与监视、数值处理与计算、逻辑组合与判断、通讯处理等功能；
•低压电器
主要由接触器、断路器、热继电器、中间继电器等设备组成。完成电气主回路和控制回路的硬连接的功能，实现硬接线线路的可靠、正确连接；
•变频器
接受来自PLC的控制命令和运行频率指令，实现变频变压输出，达到调节电机转速的目的；
•压力/温度变送器
对现场的循环水进行压力、温度检测，将这些工艺数值，变换为标准DC4～20mA标准的信号送到PLC模拟量输入模块进行相应的数值处理与计算；
•上位机IPC或人机界面HMI
上位机IPC由PC机和组态软件构成，它完成系统各工艺参数的设定、控制命令的发送、状态监视、过程数据与历史数据记录、报警与故障报警、报表生成与打印等功能。若使用人机界面HMI来代替IPC不仅大多数功能可以实现，而且比较经济；
•开关阀和调节阀
开关阀接受启停接点信号去开启或关闭管道的通路，是一种两位状态设备。调节阀接受PLC输出的DC4～20mA标准模拟量信号完成对应的开度变化，达到可连续调节管道开度的目的。
(a) 控制系统方案结构图1
(b)控制方案结构图2
图4 控制系统方案结构图
4.2.2 控制系统软件功能与实现
整个集成的控制系统软件由两个部分组成，即PLC软件和上位机软件，在PLC软件中分别对各个部分做了详尽的控制编程设计，按不同控制对象和作用将各部分软件的主要功能描述如下。其他功能，诸如：手动自动方式选择、变频故障自动更换备用泵或工频自动投运、供冷和供热循环方式选择识别、故障与报警处理、负荷均衡轮值运行等功能都做了仔细的设计，将不再逐项描述。
(1)冷冻循环水部分
冷冻循环水系统的运行主要依据蒸发器的进出水温度差来决定流量的增加。在夏季供冷期间，当进出水温度差小于标准允许温差值时，应减小变频器的输出频率，即时降低水泵的运行速度减少流量，使实际检测温差值逼近标准温差允许值，但泵的速度减少时，应考虑能够保证冷冻循环水在管网中的顺畅流动，因此，应设定一个对应的泵的转速低限（变频器输出频率低限），在此速度下变频器的输出频率将不再降低；相反，当实际温差大于标准温差时，应增加变频器的输出频率，即提升泵的转速增加水流量；当变频器输出频率达到48Hz后(此时功率约为0.95Pe)，若实际温差仍偏大时，就需要再投入另一台泵变频并行运行，此时两台泵并行运行的频率初始给定值定为（50Hz/2）×1.1≈28Hz，此2台泵运行时输出的流量已大于单台泵的流量，但此时2台泵的累计消耗功率仅约为0.35 Pe，从这一点看，2台同时变频运行要比1台工频加1台变频方式更能节约电能，因此，在设计系统时全部采用了“一控一”的方式，而没有采用“一控多”的方式。在2台泵根据温差值以相同频率同时升速或降速运行时，若温差仍偏大，则以相同的方式再投入第三台变频运行。当2台或3台泵同时变频运行且实际温差比标准温差小时，应降低变频器输出频率以减小泵的输出流量，当频率减小到输出频率下限时（本系统设定为20Hz），若仍存在温差偏大现象时，控制系统将自动停止最早投入运行的1台水泵（即按先入先出的调度策略实施增减泵的动作），而不是继续降低输出转速，剩下的泵再根据温差偏差自动调节流量运行。
(2)热泵循环水部分
在冬季供给热水时，热泵将依据蒸汽热交换器的实际进出水温差的大小来决定出水流量的大小，使出水温度恒定在标准设定值上。当热泵的流量调节能力达到泵的额定流量且进出水温度差仍然偏大时，可通过减小热交换器的蒸汽调节阀来达到目的；若热泵热水的流量调节能力已经减少到最低流量下限规定值且进出水温差仍偏小时，同样可通过增加蒸汽调节阀的开度来达到进出水温差值恒定的目的。这种通过附加调节蒸汽供给量的方法，不仅可以使温差值控制更加稳定、有效，而且也有利于对锅炉供热（供蒸汽）能源的节约。
(3)冷却循环水部分
冷却循环水系统的运行原理与冷冻循环水系统运行原理基本一致，两者本质的差异在于：当冷凝器进出水温差大于标准允许温差时应增加流量，正好与冷冻循环水的调节方向相反。具体的流量调节过程略。以基准压力需求为下限，以温差值作反馈的闭环控制原理如图5所示。
图5 闭环调节控制原理图
在图5a中,以基准压力需求作为双闭环的内环来限定流量输出调节的下限依据，以实际进出水温度差与标准允许温差的偏差值作为外环来决定每次流量调节幅度的大小和单位时间内流量调节频度的依据。图5b中，曲线AB表示单台泵冷却循环水流量变化与进出水温度偏差值的变化比例关系。
(4)冷却塔风机部分
冷却塔风机的启动运行是根据冷却塔实际出水温度（假设为T0）是否满足出水温度设定值（T1=28℃）和冷却塔的进水温度设定值（T2=32℃）的共同要求来决定的。为此将控制分为4种情况来决定风机运转方式：
•当T0＜T1且T2≥32℃时，全部风机以变频器当前输出频率方式运转。该状态仅出现在对制冷机突加负载的过程中，在负载不再发生剧烈变换时，该状态将发生迁移；
•当T0＜T1且T2≤32℃时，全部冷却塔风机逐步减速到运行频率下限（20Hz），若该温度现象仍然存在持续一段时间后，全部风机将停止运转。此状态多发生在环境温度较低的冬季；
•当T0≥T1且T2≥32℃时，全部风机以变频器最大输出频率（50Hz）方式额定速度运行。若该温度现象在全部风机额定速度运行一段时间后仍然存在，首先增加运行的冷却塔系统风机套数，然后考虑适当增加冷却循环水的流量来解除此现象的持续存在，从而维持冷凝器安全运行的需求；
•当T0≥T1且T2＜32℃时，此现象多数是由状态C迁移而来，首先应适当增加风机的运行频率（但一般不作增加开启风机台数的处理），然后随着冷却水流量的增加该状态将会自动迁移到状态b的情形，然后冷却塔风机控制系统将按状态b的情形作变风量调节运行。
一般说来，出现T2≥32℃的情形多是因为冷凝器负荷的突然增加所致，需要冷却循环水的冷却水量和冷却塔风机的冷却风量的共同配合来完成，而T0≥T1的情形是由于前一段时间内冷却塔风机的冷却风量不足造成的，需要适当增加冷却风量来解决。
•盘管风机部分
新风机的运行主要依据房间温度实际值与设定值之间的偏差大小来调节出风量的变化范围，应用离散化快速型PID调节原理，构造一个实时响应、快速跟踪变化的闭环温度控制算法，在保证温度基本恒定目的的同时，最大限度地实现房间新风量的供应。由于温度的变化存在时滞性特点，在闭环控制中加入了对温度变化趋势的前馈补偿控制算法，对逼近设定值附近（ΔT＜±0.2℃)的温差区域不进行风量调节。
•PLC通讯程序
主要接受来自上位机IPC或人机界面HMI的各种启停控制命令、工艺参数设定值、运行方式选择命令等，同时向上位机IPC或人机界面HMI传送执行元件的工作状态、现场实际温度/压力测量值等，通过准确高速、稳定可靠的数据传输，实现对控制系统各个部分的实时监督与控制功能。
•上位机组态软件监控应用程序（使用HMI方式时仅具备某些基本功能）
上位机监控软件采用组态王256点组态开发运行软件平台，监控画面主要完成：冷冻循环水泵进出口压力值和温度、热泵循环水进出口压力和设定值、冷却循环水进出口压力和温度设定值、冷却塔进出水温度值、盘管风机进出口温度和房间温度等参数的设置，设备运行状态监视、工艺过程参数（温度、压力的测量值）的实时记录与显示、报警记录与历史数据记录、报表生成管理与数据日志打印等功能。
4.2.3 控制系统与楼宇自动化系统BAS的集成
为与楼宇自动化系统BAS相集成，不仅在对PLC硬件设计时单独设立了一个串行通讯接口，而且，我们也将PLC采集的各种过程工艺参数（包含接点型状态和模拟量数值状态参数）全部集中映射存放在一个内存区域，以便BAS调用监视，同时在PLC程序设计时把BAS可能要发送的控制命令也嵌入到程序指令中去，以便将来可以顺利地接入运行。
5 变频节能改造效果估算与投资收益分析
5.1 控制系统节能改造收益估算
依据第4节的分析结论和用户提供的各个泵、风机运行时间分布记录数据，控制系统各个部分年节电率收益估算如下：
(1)冷冻循环水系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，冷冻循环水系统在其运行期间（5个月，16h/天），2台泵同时运转时间约占75%（折合为1800h），仅1台泵运转时间约占15%（折合为360h），3台泵同时运转时间约占10%（折合为240h），由平均节电率为41%可知，改造后可节约电量约为：
ΔW1= 41%×37kW×（1台×360h+2台×1800h+3台×240h）≈7.1万kWh
若按0.80元/kWh计算，那么，冷冻循环水系统全年可节约电费约为：
ΔM1= 7.1万kWh×0.8元/kWh≈5.7万元
(2)热泵循环水系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，热泵循环水系统在其运行期间（4个月，18h/天），2台泵同时运转时间约占75%（折合为1620h），仅1台泵运转时间约占15%（折合为324h），3台泵同时运转时间约占10%（折合为216h），由平均节电率为41%可知，改造后可节约电量约为：
ΔW2= 41%×37kW×（1台×324h+2台×1620h+3台×216h）≈6.4万kWh
若按0.80元/kWh计算，那么，热泵循环水系统全年可节约电费约为：
ΔM2= 6.4万kWh×0.8元/kWh≈5.1万元
(3)冷却循环水系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，冷却循环水系统在其运行期间（5个月，16h/天），2台泵同时运转时间约占60%（折合为1440h），仅1台泵或4台泵同时运转时间约各占10%（折合为240h），3台泵同时运转时间约占20%（折合为480h），由平均节电率为46%可知，改造后可节约电量约为：
ΔW3= 46%×45kW×（1台×240h+2台×1440h+3台×480h+4台×240h）
=20.7×5520≈11.4万kWh
若按0.80元/kWh计算，那么，冷却循环水系统全年可节约电费约为：
ΔM3= 11.4万kWh×0.8元/kWh≈9.1万元
(4)冷却塔风机系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，冷却塔风机系统在其运行期间（5个月，16h/天），2套风机同时运转时间约占80%（折合为1920h），仅1套风机或3套风机同时运转时间约各占10%（折合为240h），由平均节电率为40%可知，改造后可节约电量约为：
ΔW4= 40%×15kW×（1套×240h+2套×1920h+3套×240h）≈2.9万kWh
若按0.80元/kWh计算，那么，冷却塔风机系统全年可节约电费约为：
ΔM4= 2.9万kWh×0.8元/kWh≈2.3万元
(5)盘管风机系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，盘管风机系统全年运行约9个月，17h/天。由平均节电率为45%可知， 1套盘管风机改造后全年可节约电量约为：
ΔW5= 60%×0.4kW×4590h≈1100kW
若按0.80元/kWh计算，那么，1套盘管风机系统全年可节约电费约为：
ΔN5= 1100kWh×0.8元/kWh≈880元
因此，全部40套盘管风机系统改造后全年可节约电费为：
ΔM5= 40套×880元≈3.5万元
综合以上5项节约电费数据，我们可以得出这样的结论：中央空调系统进行变频控制系统节能改造后每年可以节约电费总计约为：25.7万元。
5.2 控制系统改造投资成本估算
中央空调系统变频节能技术改造费用主要由硬件设备费用、软件程序费用、工程服务费用等部分组成。在本次节能改造中，自动化控制系统实现成本如表1所示，即节能改造总费用约为47万元。
表1 节能改造控制系统成本直接费构成表
由于本次节能改造所涉及的电机总功率数应为：
Ptotal=37kW×3+45kW×4+7.5kW×6+0.4kW×60=350kW
则：每千瓦功率节能改造费用约为：1300元/kW，每千瓦全年节约电费约为：734元/kW。
5.3 控制系统改造投资收益估算
由以上计算可知，欲对该套中央空调系统进行节能改造需投入改造费用约47万元，改造后每年可节约电费约25万元，以三年投资收益期计算，那么，其投资收益率将达到50%以上，投资回报率显著。
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
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[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
作者简介
王宏岩（1968～）电气工程师/学士1991年毕业于安徽大学计算机应用专业，现任职于上海三信自动化工程有限公司，主要从事自动化控制系统方案论证、系统规划设计与调试、软件开发及变频器应用技术推广普及等工作。
随着国民经济的发展和人民生活水平的日益提高，中央空调系统已广泛应用于工业与民用建筑领域，在宾馆、酒店、写字楼、商场、住院部大楼、工业厂房的中央空调系统，其制冷压缩机组、冷媒循环水系统、冷却循环水系统、冷却塔风机系统、盘管风机系统等的容量大多是按照建筑物最大制冷、制热负荷或新风交换量需求选定的，且留有充足余量。在没有使用具备负载随动调节特性的控制系统中，无论季节、昼夜和用户负荷的怎样变化，各电机都长期固定在工频状态下全速运行，尽管有的系统采用了闸阀档板节流方式，但其能量的浪费仍是显而易见的。近年来由于电价的不断上涨，造成中央空调系统运行费用急剧上升，致使它在整个大厦营运电费成本中占据越来越大的比例，因此，电能费用的控制显然已经成为经营管理者所关注的问题所在。据统计，中央空调的用电量占各类大厦总用电量的60%以上，其中，中央空调水泵的耗电量约占总空调系统耗电量的20~40%，故节约低负荷时主压缩机系统和水泵、风机系统的电能消耗，具有极其重要的经济意义。所以，随着负荷变化而自动调节变化的变流量变频中央空调水泵、风机系统和自适应智能负荷调节的主压缩机系统应运而生，并逐渐显示其巨大的性能优越性和经济性，得到了广泛的推广与应用。采用变频调速技术不仅能提高系统自动化控制水平，使中央空调系统达到更加理想的工作状态，而且，更重要的是能给用户带来良好的投资回报。作者曾先后成功地完成了联合国工业发展组织全额投资的上海新亚制药厂中央空调机组冷却循环水系统、上海东方航空宾馆中央空调系统冷媒循环水和冷却循环水系统、上海市中医院住院部大楼中央空调系统冷却循环水和冷媒循环水系统等多项中央空调系统变频节能改造项目，并曾为众多用户进行中央空调系统节能改造做前期工况调研、可行性方案论证及系统规划设计。在业已实施的项目中，各项目的节电率均高达30%以上，有的系统节电率高达60%。下面就以具有典型结构特征的中央空调系统为例，来表述变频节能改造控制技术在中央空调系统中的节能指标预测方法与自动化控制过程实现方法，以期供用户在实施中央空调变频节能改造时作为对比参考。
2 中央空调系统的工作原理与一般组成结构
中央空调技术实际上是人工制冷技术的一种典型系统性应用，当前，人工制冷技术按其补偿过程的不同可主要分为蒸汽压缩式、吸收式、蒸汽喷射式、吸附式四种方法，其中，被广泛应用在中央空调系统的制冷方法主要有两种：
（1）蒸汽压缩式制冷循环
通过对制冷剂的压缩、冷凝、节流、蒸发、吸收等过程来利用制冷剂的液相与气相之间的相变所产生的热交换实现制冷目的，如上海合众-开利空调设备公司的19XL（HCFC22制冷剂）或19XR（HFC134a制冷剂）系列封闭型离心式冷水机组、约克国际北亚有限公司的YK/YT系列离心式或YS/YCWS系列螺杆式冷水机组；
（2）吸收式制冷循环
通过使用两种沸腾点差距较大的物质组成的二元溶液（也称工质对，其低沸腾点组份为制冷剂，高沸腾点组份为吸收剂），利用溶液在一定条件下能析出低沸点组份的蒸汽，而在另一条件下又能吸收低沸点组份的蒸汽这一特性由制冷机系统采用热能驱动，通过发生、冷凝、蒸发、吸收4个过程来完成制冷循环，如江苏双良空调设备有限公司的SLAA060AS/SLAA060AT溴化锂-水溶液吸收式制冷机组、重庆通用工业公司的KF140X—10 氨-水溶液吸收式制冷机组。
目前，在中央空调系统中的制冷压缩机以速度型的离心式压缩机和以容积型的螺杆式或活塞式压缩机的应用最为普遍。以蒸汽压缩式制冷循环为例，撇开其具体形式上的区分，中央空调的制冷系统其制冷循环过程如图1所示。
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/Q2 H1/H2∝(n1/n2)2 P1/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 37kW 380V 50Hz △接法 72A 1470r/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
标称数据： 同冷冻循环水泵（略）
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，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：Ph =70%。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：
P工实=62A/72A×Pe =0.86×37kW≈34 (kW)
即工频状态下消耗功率仅约为其额定功率的86%。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)：P节 =1-0.3/0.86≈65%。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）
标称数据： a．电机 45KW 380V 50Hz △接法 83A 1480r/min
b．水泵 额定流量320m3/h 额定扬程32m
运行数据： 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%
在此工况下工频运行实际消耗功率为：
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，实施变频节能改造后可节约率约为(与工频状态相比) P节 =1-0.22/0.84≈74%。假定冷却循环水负荷时间变化服从均匀分布，对此负荷分布线性函数求积分，那么，冷却循环水系统改造后平均节约功率约可达46%。
(4) 冷却塔风机系统的现状分析（共3套冷却塔，每套2台电机风机）
标称数据：电机 7.5kW 380V 50Hz △接法 15A 2940r/min
风机 额定风量12000m3/h 额定风压800Pa
运行数据： 2套运行1套备用，由皮带传动减速带动风扇运行，实际运行电流约13A。
在15m楼面平台上有3套相对独立的冷却塔风机系统，每套各有功率为 7.5kW的冷却风机2台。采用直接启动方式下的工频定速运行。当前2套4台冷却塔风机均在运行，系统缺少有效的冷却效果检测，没有充分利用自然冷却状态下节约电能的机会，导致冷却塔风机处于两种极端状态：要么全速运转、要么人工停止运转。尤其在自然环境温度较低的春、秋、冬季，由于人工操作不能及时响应冷却塔出水温度的变化而启停风机，造成因操作管理上带来能量的极大浪费现象。在改造时，对每套冷却塔实施以进水温度35℃为风机起始运行点，以30℃为停止运行点，在35℃～30℃温度区间作为风机频率调节依据，实行温度PID变风量调节。经实际运行测试，在变风量控制方式下的能耗仅为工频启停控制方式的60%左右（以下仅按40%的节约率计算），况且变风量控制完全规避了人工启停工频运行方式下因操作无实时性或管理不完善造成的不必要能量浪费现象。由于环境温湿度和冷却塔进水温度的不可精确预测性，所以，从严格意义上说，冷却塔风机单位时间内的准确能耗也无法预测。但根据大量典型的中央空调系统节能改造案例统计数据表明，在成功的中央空调系统节能改造实现后，其冷却塔风机系统节能率均在40%以上，某些含有大容量冷却塔蓄水池装置的冷却塔系统则可达到60%以上。
(5) 盘管风机系统的现状分析（共40个病房，每房间1套盘管风机）
标称数据： 电机 0.40kW 220V 50Hz △接法 2.4A 2960r/min
风机 额定风量1800m3/h
运行数据：风机采用高、中、低三速开关工频供风运行，实际运行电流：1.2A～2.3A，各房间实际温度冬季在15℃～22℃之间不等，实际送风量Q1≥1450 m3/h.，理想送风量Q2≤950 m3/h。
盘管风机空调系统属于半集中式、空气-水式系统，它主要由直接安装在空调房间的盘管换热器、新风电动机、风机、空气过滤器、凝结水器等组成。盘管风机系统是同时使用水和空气作为室内负荷热量传递介质的系统，但室内大部分主要冷、热负荷是由通过盘管中的冷媒水或热媒水来承担的，风机主要只是负担向室内提供一定的新风量，以满足房间的卫生换气需求，因此，实际需求风量不大，新风管道尺寸也较小，应用较为普遍。风机运行后可将室外干净空气通过空气过滤器吸入机组，经盘管冷却或加热后送入房间，在达到输送新风的同时，承担一部分制冷或制热负荷。
由于原盘管采用恒流量供水方式，而原新风机由人工通过三档调速开关工频启停控制风机运行。原系统缺乏对房间温度的直接自动检测与跟踪控制，造成房间温差变化较大，而且过量的新风量加剧了房间的温度波动，存在严重的吹风感觉，不仅浪费冷量和风量能源，也使房间舒适度降低。改造时通过加装变频器，依据房间温度的波动变化（通过对盘管的进出水温差的检测）对流过盘管内的冷热媒水流量的实时控制，达到房间温度恒定的目的。同时通过房间温度的变化偏差大小来实行变频变风量（变化范围为：700m3/h～1000m3/h之间）自动调节速度控制。经变风量调节运行测试，每房间日平均需求风量约为改造前风量的70%以下，在实施变风量改造后，房间的温度在冬季可稳定控制在17℃±1℃，与工频消耗电量相比，其日平均节约电能为80%，相当其额定功率的60%以上。改造后房间的噪声也明显地得到了改善。
(6) 循环水系统管网的清洗
由于系统已运行多年，为减少循环水在管网中流动时的总体阻尼损失，在项目改造完成后我们建议用户对管网和热交换器部件进行清洗，以便获得更大的节能效果。
需要注意的是，以上的节约功率的计算均是建立在对同一工况点上，工频运行时的实际消耗功率与变频调速运行时两者之间的对比，而不是变频运行消耗功率与电机额定功率之比获得的节电率。这一点很重要，否则会带来实际节电效率与预测节电效率不相符合的结果，进而导致投资收益预测的先天不足或失败。由此，也应该看到若要准确地对中央空调系统整个运行期间的节电率作出正确的估算，就必须全面且充分地掌握和分析整个运行周期的工频运行工况、历史负荷变化分布规律、全年运行时间等相关数据。片面或不完整的历史数据依据，必然导致节能指标预测的巨大偏差或失误。
4.2 中央空调系统变频节能改造控制系统的方案构造
在对中央空调系统进行控制系统总体方案设计时，我们依据用户的要求对系统中的各个部分做了一个集中式集成化全自动无人监守控制设计，同时，提供了与楼宇BAS控制系统相互通讯的串行接口。为最大限度地获得节能效果，对风机、水泵的控制均采用了“一控一”的变频控制方式，这虽然增加了一次性改造成本，但从长期的投资收益效果角度看是值得的，具体的控制系统方案结构如图4所示。
(1) 控制系统硬件结构组成
控制系统设计本着安全可靠、充分满足用户使用习惯和维护方便性前提下，实现自动节能运行。在图4中，控制系统硬件主要由上位机IPC或人机界面HMI、PLC、变频器、低压电器、压力变送器、温度变送器、开关阀、调节阀等设备组成。其中，PLC、变频器、低压电器设备选用韩国LG公司生产的产品，压力变送器选用中美合资山东淄博先行测控仪表厂的产品，温度变送器选用上海自动化仪表四厂的产品，开关阀、调节阀由用户提供。各主要部件功能为：
•PLC部件
它主要由电源模块、CPU模块、通讯模块、开关量输入/输出模块、模拟量输入/输出模块、主机架、扩展机架、连接电缆等组成。它是系统的核心部分，负责控制系统各个子系统的命令动作的执行与监视、数值处理与计算、逻辑组合与判断、通讯处理等功能；
•低压电器
主要由接触器、断路器、热继电器、中间继电器等设备组成。完成电气主回路和控制回路的硬连接的功能，实现硬接线线路的可靠、正确连接；
•变频器
接受来自PLC的控制命令和运行频率指令，实现变频变压输出，达到调节电机转速的目的；
•压力/温度变送器
对现场的循环水进行压力、温度检测，将这些工艺数值，变换为标准DC4～20mA标准的信号送到PLC模拟量输入模块进行相应的数值处理与计算；
•上位机IPC或人机界面HMI
上位机IPC由PC机和组态软件构成，它完成系统各工艺参数的设定、控制命令的发送、状态监视、过程数据与历史数据记录、报警与故障报警、报表生成与打印等功能。若使用人机界面HMI来代替IPC不仅大多数功能可以实现，而且比较经济；
•开关阀和调节阀
开关阀接受启停接点信号去开启或关闭管道的通路，是一种两位状态设备。调节阀接受PLC输出的DC4～20mA标准模拟量信号完成对应的开度变化，达到可连续调节管道开度的目的。
(a) 控制系统方案结构图1
(b)控制方案结构图2
图4 控制系统方案结构图
4.2.2 控制系统软件功能与实现
整个集成的控制系统软件由两个部分组成，即PLC软件和上位机软件，在PLC软件中分别对各个部分做了详尽的控制编程设计，按不同控制对象和作用将各部分软件的主要功能描述如下。其他功能，诸如：手动自动方式选择、变频故障自动更换备用泵或工频自动投运、供冷和供热循环方式选择识别、故障与报警处理、负荷均衡轮值运行等功能都做了仔细的设计，将不再逐项描述。
(1)冷冻循环水部分
冷冻循环水系统的运行主要依据蒸发器的进出水温度差来决定流量的增加。在夏季供冷期间，当进出水温度差小于标准允许温差值时，应减小变频器的输出频率，即时降低水泵的运行速度减少流量，使实际检测温差值逼近标准温差允许值，但泵的速度减少时，应考虑能够保证冷冻循环水在管网中的顺畅流动，因此，应设定一个对应的泵的转速低限（变频器输出频率低限），在此速度下变频器的输出频率将不再降低；相反，当实际温差大于标准温差时，应增加变频器的输出频率，即提升泵的转速增加水流量；当变频器输出频率达到48Hz后(此时功率约为0.95Pe)，若实际温差仍偏大时，就需要再投入另一台泵变频并行运行，此时两台泵并行运行的频率初始给定值定为（50Hz/2）×1.1≈28Hz，此2台泵运行时输出的流量已大于单台泵的流量，但此时2台泵的累计消耗功率仅约为0.35 Pe，从这一点看，2台同时变频运行要比1台工频加1台变频方式更能节约电能，因此，在设计系统时全部采用了“一控一”的方式，而没有采用“一控多”的方式。在2台泵根据温差值以相同频率同时升速或降速运行时，若温差仍偏大，则以相同的方式再投入第三台变频运行。当2台或3台泵同时变频运行且实际温差比标准温差小时，应降低变频器输出频率以减小泵的输出流量，当频率减小到输出频率下限时（本系统设定为20Hz），若仍存在温差偏大现象时，控制系统将自动停止最早投入运行的1台水泵（即按先入先出的调度策略实施增减泵的动作），而不是继续降低输出转速，剩下的泵再根据温差偏差自动调节流量运行。
(2)热泵循环水部分
在冬季供给热水时，热泵将依据蒸汽热交换器的实际进出水温差的大小来决定出水流量的大小，使出水温度恒定在标准设定值上。当热泵的流量调节能力达到泵的额定流量且进出水温度差仍然偏大时，可通过减小热交换器的蒸汽调节阀来达到目的；若热泵热水的流量调节能力已经减少到最低流量下限规定值且进出水温差仍偏小时，同样可通过增加蒸汽调节阀的开度来达到进出水温差值恒定的目的。这种通过附加调节蒸汽供给量的方法，不仅可以使温差值控制更加稳定、有效，而且也有利于对锅炉供热（供蒸汽）能源的节约。
(3)冷却循环水部分
冷却循环水系统的运行原理与冷冻循环水系统运行原理基本一致，两者本质的差异在于：当冷凝器进出水温差大于标准允许温差时应增加流量，正好与冷冻循环水的调节方向相反。具体的流量调节过程略。以基准压力需求为下限，以温差值作反馈的闭环控制原理如图5所示。
图5 闭环调节控制原理图
在图5a中,以基准压力需求作为双闭环的内环来限定流量输出调节的下限依据，以实际进出水温度差与标准允许温差的偏差值作为外环来决定每次流量调节幅度的大小和单位时间内流量调节频度的依据。图5b中，曲线AB表示单台泵冷却循环水流量变化与进出水温度偏差值的变化比例关系。
(4)冷却塔风机部分
冷却塔风机的启动运行是根据冷却塔实际出水温度（假设为T0）是否满足出水温度设定值（T1=28℃）和冷却塔的进水温度设定值（T2=32℃）的共同要求来决定的。为此将控制分为4种情况来决定风机运转方式：
•当T0＜T1且T2≥32℃时，全部风机以变频器当前输出频率方式运转。该状态仅出现在对制冷机突加负载的过程中，在负载不再发生剧烈变换时，该状态将发生迁移；
•当T0＜T1且T2≤32℃时，全部冷却塔风机逐步减速到运行频率下限（20Hz），若该温度现象仍然存在持续一段时间后，全部风机将停止运转。此状态多发生在环境温度较低的冬季；
•当T0≥T1且T2≥32℃时，全部风机以变频器最大输出频率（50Hz）方式额定速度运行。若该温度现象在全部风机额定速度运行一段时间后仍然存在，首先增加运行的冷却塔系统风机套数，然后考虑适当增加冷却循环水的流量来解除此现象的持续存在，从而维持冷凝器安全运行的需求；
•当T0≥T1且T2＜32℃时，此现象多数是由状态C迁移而来，首先应适当增加风机的运行频率（但一般不作增加开启风机台数的处理），然后随着冷却水流量的增加该状态将会自动迁移到状态b的情形，然后冷却塔风机控制系统将按状态b的情形作变风量调节运行。
一般说来，出现T2≥32℃的情形多是因为冷凝器负荷的突然增加所致，需要冷却循环水的冷却水量和冷却塔风机的冷却风量的共同配合来完成，而T0≥T1的情形是由于前一段时间内冷却塔风机的冷却风量不足造成的，需要适当增加冷却风量来解决。
•盘管风机部分
新风机的运行主要依据房间温度实际值与设定值之间的偏差大小来调节出风量的变化范围，应用离散化快速型PID调节原理，构造一个实时响应、快速跟踪变化的闭环温度控制算法，在保证温度基本恒定目的的同时，最大限度地实现房间新风量的供应。由于温度的变化存在时滞性特点，在闭环控制中加入了对温度变化趋势的前馈补偿控制算法，对逼近设定值附近（ΔT＜±0.2℃)的温差区域不进行风量调节。
•PLC通讯程序
主要接受来自上位机IPC或人机界面HMI的各种启停控制命令、工艺参数设定值、运行方式选择命令等，同时向上位机IPC或人机界面HMI传送执行元件的工作状态、现场实际温度/压力测量值等，通过准确高速、稳定可靠的数据传输，实现对控制系统各个部分的实时监督与控制功能。
•上位机组态软件监控应用程序（使用HMI方式时仅具备某些基本功能）
上位机监控软件采用组态王256点组态开发运行软件平台，监控画面主要完成：冷冻循环水泵进出口压力值和温度、热泵循环水进出口压力和设定值、冷却循环水进出口压力和温度设定值、冷却塔进出水温度值、盘管风机进出口温度和房间温度等参数的设置，设备运行状态监视、工艺过程参数（温度、压力的测量值）的实时记录与显示、报警记录与历史数据记录、报表生成管理与数据日志打印等功能。
4.2.3 控制系统与楼宇自动化系统BAS的集成
为与楼宇自动化系统BAS相集成，不仅在对PLC硬件设计时单独设立了一个串行通讯接口，而且，我们也将PLC采集的各种过程工艺参数（包含接点型状态和模拟量数值状态参数）全部集中映射存放在一个内存区域，以便BAS调用监视，同时在PLC程序设计时把BAS可能要发送的控制命令也嵌入到程序指令中去，以便将来可以顺利地接入运行。
5 变频节能改造效果估算与投资收益分析
5.1 控制系统节能改造收益估算
依据第4节的分析结论和用户提供的各个泵、风机运行时间分布记录数据，控制系统各个部分年节电率收益估算如下：
(1)冷冻循环水系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，冷冻循环水系统在其运行期间（5个月，16h/天），2台泵同时运转时间约占75%（折合为1800h），仅1台泵运转时间约占15%（折合为360h），3台泵同时运转时间约占10%（折合为240h），由平均节电率为41%可知，改造后可节约电量约为：
ΔW1= 41%×37kW×（1台×360h+2台×1800h+3台×240h）≈7.1万kWh
若按0.80元/kWh计算，那么，冷冻循环水系统全年可节约电费约为：
ΔM1= 7.1万kWh×0.8元/kWh≈5.7万元
(2)热泵循环水系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，热泵循环水系统在其运行期间（4个月，18h/天），2台泵同时运转时间约占75%（折合为1620h），仅1台泵运转时间约占15%（折合为324h），3台泵同时运转时间约占10%（折合为216h），由平均节电率为41%可知，改造后可节约电量约为：
ΔW2= 41%×37kW×（1台×324h+2台×1620h+3台×216h）≈6.4万kWh
若按0.80元/kWh计算，那么，热泵循环水系统全年可节约电费约为：
ΔM2= 6.4万kWh×0.8元/kWh≈5.1万元
(3)冷却循环水系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，冷却循环水系统在其运行期间（5个月，16h/天），2台泵同时运转时间约占60%（折合为1440h），仅1台泵或4台泵同时运转时间约各占10%（折合为240h），3台泵同时运转时间约占20%（折合为480h），由平均节电率为46%可知，改造后可节约电量约为：
ΔW3= 46%×45kW×（1台×240h+2台×1440h+3台×480h+4台×240h）
=20.7×5520≈11.4万kWh
若按0.80元/kWh计算，那么，冷却循环水系统全年可节约电费约为：
ΔM3= 11.4万kWh×0.8元/kWh≈9.1万元
(4)冷却塔风机系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，冷却塔风机系统在其运行期间（5个月，16h/天），2套风机同时运转时间约占80%（折合为1920h），仅1套风机或3套风机同时运转时间约各占10%（折合为240h），由平均节电率为40%可知，改造后可节约电量约为：
ΔW4= 40%×15kW×（1套×240h+2套×1920h+3套×240h）≈2.9万kWh
若按0.80元/kWh计算，那么，冷却塔风机系统全年可节约电费约为：
ΔM4= 2.9万kWh×0.8元/kWh≈2.3万元
(5)盘管风机系统年节电收益估算
根据改造前运行历史数据记录统计表明，盘管风机系统全年运行约9个月，17h/天。由平均节电率为45%可知， 1套盘管风机改造后全年可节约电量约为：
ΔW5= 60%×0.4kW×4590h≈1100kW
若按0.80元/kWh计算，那么，1套盘管风机系统全年可节约电费约为：
ΔN5= 1100kWh×0.8元/kWh≈880元
因此，全部40套盘管风机系统改造后全年可节约电费为：
ΔM5= 40套×880元≈3.5万元
综合以上5项节约电费数据，我们可以得出这样的结论：中央空调系统进行变频控制系统节能改造后每年可以节约电费总计约为：25.7万元。
5.2 控制系统改造投资成本估算
中央空调系统变频节能技术改造费用主要由硬件设备费用、软件程序费用、工程服务费用等部分组成。在本次节能改造中，自动化控制系统实现成本如表1所示，即节能改造总费用约为47万元。
表1 节能改造控制系统成本直接费构成表
由于本次节能改造所涉及的电机总功率数应为：Ptotal=37kW×3+45kW×4+7.5kW×6+0.4kW×60=350kW
则：每千瓦功率节能改造费用约为：1300元/kW，每千瓦全年节约电费约为：734元/kW。
5.3 控制系统改造投资收益估算
由以上计算可知，欲对该套中央空调系统进行节能改造需投入改造费用约47万元，改造后每年可节约电费约25万元，以三年投资收益期计算，那么，其投资收益率将达到50%以上，投资回报率显著。
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
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[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
作者简介
王宏岩（1968～）电气工程师/学士1991年毕业于安徽大学计算机应用专业，现任职于上海三信自动化工程有限公司，主要从事自动化控制系统方案论证、系统规划设计与调试、软件开发及变频器应用技术推广普及等工作。
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