1 引言
集中式中央空调系统在为人们营造舒适环境的同时也带来了能耗问题，如何既满足空调舒适度，又最大限度的节约能源，已日益为人们所关注。目前空调系统设计和等设备选型均是按最不利工况进行的，且留有一定的裕量。由于季节、昼夜和用户负荷的变化，实际空调热负载在绝大部分时间内远比设计负载低，空调系统多数时间是在部分负荷下运行。而运行情况是空调一年四季长期在额定工况下工作，只能通过节流来降低水流量满足负荷的要求，使得大部分功耗消耗在克服节流阀阻力上，浪费了运行的输送能量。一般空调的耗电量约占总空调系统耗电量的20-30％，故节约低负载时水系统的输送能量，对降低整个空调系统能耗具有重要的意义。
本文针对湖南某宾馆采用的地下水源热泵系统，根据其运行现状提出对该系统的空调进行闭环自动变频控制节能改造，从节能性和静态回收期等方面论证了该改造方案是切实可行的。
2 空调系统概况
该宾馆位于长江中下游地区的湖南省西北部的澧县，作者于2003年1月至3月对该宾馆地源热泵系统的冬季运行工况进行了测试，测试结果整理如表1。由于宾馆的入住率、室外气温变化、人员活动内容等原因，该系统基本上是在设计负荷80％及以下运行，其中运行于设计负荷的60％以下的就占有63.48％。显然根据满负荷状态选取的热泵机组、等设备让其在部分负荷下长期连续运行，设备大部分时间处于低效率工作状态。该系统热泵机组一大一小并联运行，制热量分别为100KW、40KW；两台的并联热水循环泵型号相同，其铭牌额定功率均为2.2KW；深井泵铭牌额定功率为7.5KW（系统图如图1所示），且所有均定流量运行，始终处于工频状态下运转。当机组处于部分负荷运行时，常常通过关小管路上的阀门来调节供水量，造成了极大的能源浪费，因此我们有必要对该空调系统进行一下改进。
表1 该宾馆冬季空调负荷时间频数（％）
负荷率 | 40 | 50 | 60 | 70 | 80 | 90 | 100 |
时间频数 | 5.08 | 17.6 | 40.8 | 26.37 | 10.15 | 0.07 | 0 |
累计时间频数 | 5.08 | 22.68 | 63.48 | 89.85 | 99.93 | 100 | 100 |
3 改造方案的提出
热泵主机、深井泵和热水循环泵是宾馆中央空调系统的主要组成部分，耗电量大。由图2可以看出，在该空调系统中，热泵机组的功耗占整个空调系统能耗的65％，深井泵和热水循环泵分别为24％和11％，因此要节省整个空调系统的能耗，除大力减少热泵机组的能耗以外，减少空调的能耗也是一个重要方面。
该系统的地源热泵机组本身即具有能量自动调节功能，可以在不改变制热工况的前提下，改变压缩机的输气量进而改变供液量来调节冷凝器的产热量。同时，这又为水系统的变流量运行提供了基本条件。
对于空调而言，由于处于定流量运行，在部分负荷状态下常常只能通过调节管路上的水阀开度来改变水流量；同时因电机转速不可调，电机只能工作在开和停两种状态，即使当热负荷很小时，也必须至少开一台，电机轴上的输出功率远大于实际负荷的需要，从而造成不必要的能源浪费。根据的相似律，的流量、扬程、功率具有如下关系：
（1）
式中Q, H, N, n分别为的流量、扬程、轴功率和转速。
从式（1）可以看出的扬程与流量的平方成正比，轴功率与流量的立方成正比，而流量又与转速成正比。由此可见当电机的转速稍有下降，电机的耗电量就会大幅度下降，节能效果显著。的变频调速装置就是通过调节的转速以使流量随负荷变化而变化，达到节能目的。
4 变频调速工作原理及其控制方案
4.1 变频调速原理
功率、流速、流量、扬程之间具有式（1）所示关系，又由于交流异步电动机的转速与电源频率之间的关系为：
（2）
式中n，f，S，P分别为电机的转速，供电电源频率，转差率，电机极对数。
由式（2）可知，当转差率变化不大时转速正比于电源频率，只要能平滑调节电源频率，就能平滑调节电机转速。【1】变频调速就是通过改变电源频率来调节转速的一种方法。采用变频技术结合合理的自控方案，对进行变流量调节，不仅避免了采用阀门调节造成的浪费，而且还极大的提高控制和调节精度。同时采用变频调速对电机实现软启动，无冲击杂声，还可以延长电机的使用寿命。
4.2 深井泵变频调速控制方案
对于深井泵来说，由于深井水温度常年保持不变，维持在18.5℃左右，我们以深井水回水温度为控制参数即可控制井水的进出口温差。如图3所示，现采用温度传感器、变频器、PID回路调节器组成闭环控制系统，按照5～7℃的温差指标，深井水回水温度控制在T℃（例如冬季12℃，夏季25℃），使深井的转速相应于热负载的变化而变化。以冬季为例，当负荷增加时，深井水回水温度降低，温度传感器将温度信号（4～20mA）反馈至PID回路调节器中，PID调节器根据温度设定值和温度反馈值的偏差进行PID运算，然后输入给变频器一个提高电机运转频率的信号，加大转速和流量，直到温度与设定值一致；反之负荷降低时，减小频率，降低转速和流量。当运行频率降到控制仪表设定的低限值时，变频器停止频率的继续降低，以满足主机对流量的要求，对主机起到保护作用。
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4.3 热水循环泵变频调速控制方案
由于该热水循环系统由两台型号相同的并联运行，为了实现两台电机转速连续可调，使得电机转速根据实际热负载的大小而设定，进而节约能源；同时也为了节省变频器等设备的初投资，作者拟采用一定一变形式，即只有一台配备变频器作调速运行，另一台仍为定速运行。控制系统主要由内置PID的变频器、PLC可编程控制器、压差变送器、主接触器等构成，如图4所示，变频器和PLC控制器作为系统控制的核心部件，以末端最不利环路压差为反馈信号，时刻跟踪着该信号与设定值（可取0.1Mpa）的偏差变化情况，经过变频器内置的PID调节器运算，利用PLC控制器实现变频与工频的切换，自动控制投入台数和电机的转速，实现闭环控制，自动调整恒压差变量供水。【2】
当系统负荷较小时，只需一台电机工作在低于工频状态下即可满足要求时，PLC利用变频器软启动一台，根据压差变送器反馈来的信号（0～10V）自动调节运行频率。当热负荷增大时，变频器输出频率接近工频而管网压差仍达不到设定值，为了保证系统不频繁切换，延时一段时间，若压差仍低于设定值时，则PLC将当前工作的变频泵切换至工频50HZ状态下运行，关断变频器，再由变频器从0HZ软启动下一台，并根据偏差变化情况及时利用变频器调整到对应流量需要的频率，实现一台变频一台工频双泵供水。反之，当负荷降低时，变频器工作在基本频率时，如果出口流量仍然很大，供水压差高于设定值，同样延时一段时间后，若压差仍然很高，此时再由PLC关掉工频控制方式的，只由剩下的单泵变频供水。无论系统是单泵变频运行还是双泵一定一变运行，均能实现末端恒压差供水。切换示意图如图5所示。【3】
5 变频节能计算
5.1 变频节能计算方法
本文参照文献【4】、【5】的算法，采用当量峰值小时数法计算空调运行期间的能耗，夏季当量小时数τ夏，冬季当量小时数τ冬，空调系统全年运行小时数t。设的铭牌额定功率为N（KW），在未采用变频技术的情况下，空调的全年耗电量Q1为：
Q1＝N·t ，KWh （3）
而采用变频调速后全年用电量Q2为：
Q2=N·（τ夏+τ冬），KWh （4）
则全年可节省的电量为
ΔQ＝Q1－Q2=N·t-N·（τ夏+τ冬），KWh （5）
静态投资回收期 n＝
，年 （6）
式中 M0 － 分别为采用变频技术增加的初投资，元
M1 － 每年节省的运行费用（主要是能源费用），元
湖南省商业用电电价为0.98元/度。宾馆全年以冬、夏两季6个月运行计算，每天平均运行18个小时（6:00-24:00），文献【5】的当量湿球温度小时数的数据公式是针对上海地区得出，由于湖南省和上海气候条件相差不大，因此本文也近似采用此公式
τ夏＝3097.32-102.16tns τ冬＝567.37+36.43 tns （7）
tns－ 室内设计湿球温度值 这里夏季取tns ＝20.3℃；冬季取tns ＝12.3℃。
代入式（7）得：τ夏＝1023.4h，τ冬＝1015.5h
5.2 深井泵节能效果分析
深井泵铭牌额定功率N=7.5KW，一台，拟选富士FRN7.5G11S-4CX变频器一台，市场报价6410元，加上其它外围设备共计总投资为M0=7000元。将其数据代入上式（5）、（6）中得：
ΔQ＝Q1－Q2＝7.5*6*30*18－7.5（1023.4+1015.5）＝9008.25KWh
折合成人民币每年可节约电费M1=9008.25*0.98＝8828元，节能效果显著。
静态投资回收期n＝=
=0.79年，9个半月即可回收初投资。
5.3 热水循环泵节能效果分析
热水循环泵铭牌额定功率N=2.2KW，两台，拟选富士FRN2.2G11S-4CX变频器一台，市场报价3920元，三菱FX2N-16MR-001 PLC可编程控制器一台，市场报价3080元，加上其它外围设备共计总投资为M0′=8000元。将其数据代入上式（5）、（6）中得：
ΔQ′＝＝2.2*2*30*6*18－2.2*2（1023.4+1015.5）＝5284.4KWh
折合成人民币每年可节约电费M1′=5284.4*0.98＝5179元，节能效果显著。
静态投资回收期n′＝
=
=1.5年，一年半即可回收初投资。
6 结论
综上所述，根据地下水源热泵中央空调系统的运行特点，提出采用变频控制装置对系统进行改造，在保证不低于热泵机组对水量的最低要求，自动调节流量以满足负荷的变化，节能效果显著，静态回收期短，具有一定的可行性。
参考文献
（1） 龙有新. 第十二届全国暖通空调技术信息网大会文集. 北京：中国建材工业出版社. 2003. 185～189
（2） 韩焱青. 武汉化工学院学报，2000，22（4）：70～73
（3） 张戟 龚固丰.计算机与自动化，1999，18（4）：18～19
（4） 钱锋 郑中磊. 建筑热能通风空调，2002，21（5）：51～52
（5） 陈沛霖 岳孝方. 空调与制冷技术手册. 上海：同济大学出版社，1991
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