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摘要：随着社会的发展与进步，重视空调水系统变流量节能控制对于现实生活中具有重要的意义。本文主要介绍空调水系统变流量节能控制的有关内容。
关键词空调；水系统；变流量；节能；控制；原理；
中图分类号：TE08文献标识码： A 文章编号：
引言
目前空调用电负荷特别是高峰负荷占我国电力负荷的较大比重, 目前我国绝大多数高层商业建筑的集中空调水系统均为定水量系统, 并且按最大负荷设计,而系統 90% 的时间是在 65% 最大负荷以下运行,普遍存在大流量小温差的问题, 造成了能源的浪费, 给城市的供配电系统带来了沉重的压力。空调系统的能耗主要由制冷机能耗和水泵风机能耗构成, 其中制冷机的能耗占总能耗的 60%以上, 水泵风机能耗约占总能耗的 40% 。在过去的几十年里, 制冷机的能效比提高较快, 已从以前的 4 W/ W 提高到现在的将近 7 W/ W, 而水泵的效率变化较小。减少输送系统能耗最有效的方法是采用变流量水系统, 该系统水泵的供水量随负荷的变化而变化, 由于水泵的功率与水泵流量的三次方成正比, 因此, 采用变流量空调水系统理论上具有很大的节能空间。变流量系统的推广对缓解我国电力瓶颈制约具有重要意义。
一、变流量水系统的自动控制原理
变流量系统一般采用压差控制。如图 1 所示,各支路末端的两通调节阀根据末端所处理的空气温度( 或室内温度) 的变化调节其开度, 从而引起压差变化, 差压变送器将采集到的压差信号转换为4~ 20 mA 的标准电流信号, 与设定值一同输入到比较元件内, 经比较元件处理后输出偏差信号, 偏差信号经控制器一定的算法处理后输出控制信号,控制变频器的频率, 从而引起水泵转速的改变, 使末端压差回到设定值。设定值一般取设计工况下最不利环路的压差值, 最不利环路保证了, 其余支路也就得到保证。当末端环路关闭时, 由于静压的传递作用, 相邻支路可代替末端支路, 从而使负荷的变化通过压差的变化及时反映出来, 因而这种控制方式比较及时可靠。但这种控制方式需要在各支路上安装随处理空气温度( 或室内温度) 变化而调节的性能很好的电动两通调节阀, 当系统支路较多时, 最不利环路的确定较难, 且电动调节阀的造价较高, 限制了其应用。
图1最不利环路末端压差控制原理图
国内的办公楼和商业建筑中 80% 以上的空调系统是风机盘管系统。风机盘管系统的水路基本不控制, 或采用三通阀、电磁阀控制, 部分负荷时系统压差几乎不变, 这给压差信号的采集造成困难,因而风机盘管系统采用压差控制准确性较差。这种系统采用最多的是温差控制。
二、变速泵的运行特性
水泵进行变速运行时，通常以下列公式作为依据。
（1）
（2）
（3）
式中
Q0 、H0 、n0 、N0——水泵在额定工况下的流量、扬程、转速、功率，m3/h、 m、 r/min、 kw；Q1、H1 、n1 、N1——水泵在实际工况下的流量、扬程、转速、功率，m3/h、 m、 r/min、 kw。
应当指出，上列公式是根据水泵的相似推导得出的。所谓相似是指在相似工况点上的物理量保持相似。因此，公式（1）、（2）、（3）在对应的相似工况点上才能成立。
从公式（1），（2）可知，
所以，所有的相似工况点必须满足下列公式：
（4）
效率作为一个物理量，从理论上讲，在相似工况点上效率都是相等的。根据公式（4），水泵变速运行时，其理论等效率曲线是一组交于原点的二次曲线，见图2。其中A、B两点是相似工况点，ηA＝ηB。A点和A’点则不是相似工况点，两者的效率也不同。
水泵在变转速运行时，实际的等效率曲线并非如图1所示。事实上转速增大时，水力损失要上升。转速下降时，轴功率下降，而机械损失相对增加，凡此种种将影响水泵总效率的改变。实践证明，对于同一型号水泵最高效率点只出现在某一特定转速下，在其它转速时效率均有所下降。
图2 水泵的理论等效曲线
三、水泵变流量的控制方式对水泵运行节能的影响
水泵变流量控制，目前常用的有以下三种方式：
a) 供、回水干管压差保持恒定的压差控制（简称压差控制）；
b) 末端（最不利）环路压差保持恒定的末端环路压差控制（简称末端压差控制）；
c) 供、回水干管水温差保持恒定（△t＝5℃）的温差控制（简称温差控制）。
图3是不同控制方式下水泵运行工况示意图。采用不同的控制方式，所对应的管路特性曲线各不相同。曲线A是采用温差控制的管路特性曲线（即空调水系统原有的管路特性曲线）。Q＝0，管路系统阻力△H＝0，曲线B是采用末端压差控制时的管路特性曲线。H1是末端环路要求保持的压差。Q＝0，＝H1。曲线C是采用压差控制时的管路特性曲线，H2是要求保持的压差。Q＝0时，△H＝H2。
图3 不同控制方式下水泵运行工况图
水泵的流量从Q0变化到Q0’时，A、B、C三条曲线所对应的水泵转速分别为nA、nB、nC。水泵的扬程分别为HA，HB，HC。
为分析他们的节能效果，特举例说明。
某空调水系统水泵流量Q0＝400 m3/h、扬程H0＝33m、水泵轴功率N0＝48 kw。采用压差控制H2＝16m，采用末端压差控制H1＝8m。当流量变化为Q0’＝0.7 Q0＝280 m3/h时，计算在三种不同控制方式下水泵节能效果。
① 温差控制 Q0’＝280m3/h， HA＝16.17m， ηA＝63％，NA＝19.58kw；
② 末端环路压差控制 Q0’＝280m3/h， HB＝20.25m， ηB＝68％，NB＝22.72kw；
③ 压差控制 Q0’＝280m3/h， HC＝24.33m， ηC＝69％，NC＝26.6kw；
它们的节电率分别为 φA＝59.1％，φB＝52.6％，φC＝44.6％。
从以上的分析可以看出，采用不同的控制策略它们的节能效果是不同的。这三种控制方式在工程上均有采用，针对某一工程采用何种控制策略，设计人员要根据空调水系统的具体情况加以分析判断。如系统的大小、负荷的组成、空调系统配置、水系统的阻力平衡、末端设备的同时使用率等。
四、在并联系统中变频泵的配置和运行
4.1 变频泵的配置
在水泵的并联系统中变频泵的配置，从理论上讲应采用“一变多定”配置模式，这样可以提高水泵的整体效率。上述提法对空调负荷主要是随室外气象条件变化的民用建筑是适用的。因为对民用建筑而言，空调系统约有80％左右的时间是在设计负荷的50-60％以下运行。对于空调负荷是以工艺设备发热量为主的建筑而言，则应对全年空调负荷的分布特性进行分析，通过技术比较，才能确定是“一变多定”，还是全部采用变频调速。
4.2 变速泵与定速泵的并联运行
变速泵与定速泵的并联运行，相当于二台特性曲线不同的水泵并联运行，如图4所示。曲线B是一台定速泵单独运行时的特性曲线。曲线A是二台定速泵在额定工况下并联运行时的特性曲线。曲线C是采用压差控制的管路特性曲线，H1是供、回水干管要求保持恒定的压差。虚线是指变频泵在不同转速下的特性曲线。实线n1、n2是指变频泵在不同转速下与定速泵并联时水泵的特性曲线。在额定工况下系统的流量为Q0，一台水泵的流量为 Q0’，水泵的扬程H0，转速n0。
图4变速与定速水泵并联运行工况示意图
4.2.1 一台变频泵单独运行时最小转速的确定
空调水系统要求的最小水流量Qmin＝0.5 Q0’。由此在管路特性曲线上求得对应的E点，该点所对应的扬程为HE，转速为n3。n3即为一台变频泵单独运行时的最小转速，n3＝nmin。
4.2.2 随需求的流量增大，变频泵根据恒压差 要求，不断提高转速，水泵的流量和扬程相应增大。当n＝n0，水泵的工作点为K点，此时水泵的扬程HK，流量QK，QK＞Q0’（一台水泵的额定流量）。由于水泵流量超出额定值，应予先校核此时水泵轴功率是否超出电机的额定功率，以防电机超载。应当指出，按照上述运行方式，此时一台水泵同时向二台冷水机组供水。这种情况在现场经常发生，一台冷水机组停止运行后，并没有关闭进水阀门由一台水泵向二台冷水机组供水。
如果严格按照“一机一泵”模式进行，则变速泵和定速泵的切换应在K’点提前进行。定速泵和变频泵提前投入并联运行。这样，水泵的节能效果会有所下降。此时变频泵的转速尚未达到额定转速n0。
4.2.3 变频泵和定速泵并联运行时，泵的最小转速为n2，在该转速下Q＝0、H＝H0，以防止因变频泵的扬程过低于定速泵发生倒灌。因此n2是变频泵和定速泵并联运行时的最小转速。
4.2.4 随空调负荷增大，空调末端的调节阀开度增大，供、回水干管压差下降。此时变频泵的转速加大，扬程提高，并联水泵的工作点不断改变，由 K→2→1→0，一直到变频泵转速达到额定值n＝n0。
应当指出，“一变一定”并联运行相对于二台定速泵的并联运行，具有一定的节能效果。但是如果用二台变速泵并联运行其节能效果会更佳。两者节能效果的差别，将另文加以分析。在实际工程中采用何种配置要根据空调系统具体情况确定。
结束语
综上所述，水泵变速运行时，水泵的效率会相应发生改变。只是在某一特定转速范围内，才具有较高效率。为保证变频泵的节能效果和运行安全，通常水泵的最小转速应不低于额定转速的50％，最好在70－100％的范围内。空调水系统变流量运行的控制方式不同，其节能效果是不同的。采用何种控制方式应根据空调系统的具体情況确定。采用“一变一定”并联运行应注意运行控制方式，实现节能安全运行。
参考文献
[1] 朱伟峰. 空调冷冻水系统特性研究[ D] . 北京: 清华大学, 2002
[2] 王寒栋. 空调冷冻水泵变频控制方式分析与比较 [ J] .制冷空调与电力机械, 2004(1): 16 17
[3] 陶慰祖, 张欧, 陶海澄. 冷水机组[ M ] . 北京: 科学技术出版社, 2001: 157 159
[4] 孟彬彬, 朱颖心, 林波荣. 部分负荷下一次泵水系统变流量性能研究[ J] . 暖通空调, 2002, 32( 6) : 108 109
[5] 孙一坚. 空调水系统变流量节能控制[ J] . 暖通空调,2001, 31( 6) : 6
[6] 卓明胜, 梁荣光, 许石嵩. 现代大楼中央空调系统节能探讨[ J] . 制冷, 2004(3): 79 80
关键词空调；水系统；变流量；节能；控制；原理；
中图分类号：TE08文献标识码： A 文章编号：
引言
目前空调用电负荷特别是高峰负荷占我国电力负荷的较大比重, 目前我国绝大多数高层商业建筑的集中空调水系统均为定水量系统, 并且按最大负荷设计,而系統 90% 的时间是在 65% 最大负荷以下运行,普遍存在大流量小温差的问题, 造成了能源的浪费, 给城市的供配电系统带来了沉重的压力。空调系统的能耗主要由制冷机能耗和水泵风机能耗构成, 其中制冷机的能耗占总能耗的 60%以上, 水泵风机能耗约占总能耗的 40% 。在过去的几十年里, 制冷机的能效比提高较快, 已从以前的 4 W/ W 提高到现在的将近 7 W/ W, 而水泵的效率变化较小。减少输送系统能耗最有效的方法是采用变流量水系统, 该系统水泵的供水量随负荷的变化而变化, 由于水泵的功率与水泵流量的三次方成正比, 因此, 采用变流量空调水系统理论上具有很大的节能空间。变流量系统的推广对缓解我国电力瓶颈制约具有重要意义。
一、变流量水系统的自动控制原理
变流量系统一般采用压差控制。如图 1 所示,各支路末端的两通调节阀根据末端所处理的空气温度( 或室内温度) 的变化调节其开度, 从而引起压差变化, 差压变送器将采集到的压差信号转换为4~ 20 mA 的标准电流信号, 与设定值一同输入到比较元件内, 经比较元件处理后输出偏差信号, 偏差信号经控制器一定的算法处理后输出控制信号,控制变频器的频率, 从而引起水泵转速的改变, 使末端压差回到设定值。设定值一般取设计工况下最不利环路的压差值, 最不利环路保证了, 其余支路也就得到保证。当末端环路关闭时, 由于静压的传递作用, 相邻支路可代替末端支路, 从而使负荷的变化通过压差的变化及时反映出来, 因而这种控制方式比较及时可靠。但这种控制方式需要在各支路上安装随处理空气温度( 或室内温度) 变化而调节的性能很好的电动两通调节阀, 当系统支路较多时, 最不利环路的确定较难, 且电动调节阀的造价较高, 限制了其应用。
图1最不利环路末端压差控制原理图
国内的办公楼和商业建筑中 80% 以上的空调系统是风机盘管系统。风机盘管系统的水路基本不控制, 或采用三通阀、电磁阀控制, 部分负荷时系统压差几乎不变, 这给压差信号的采集造成困难,因而风机盘管系统采用压差控制准确性较差。这种系统采用最多的是温差控制。
二、变速泵的运行特性
水泵进行变速运行时，通常以下列公式作为依据。
（1）
（2）
（3）
式中
Q0 、H0 、n0 、N0——水泵在额定工况下的流量、扬程、转速、功率，m3/h、 m、 r/min、 kw；Q1、H1 、n1 、N1——水泵在实际工况下的流量、扬程、转速、功率，m3/h、 m、 r/min、 kw。
应当指出，上列公式是根据水泵的相似推导得出的。所谓相似是指在相似工况点上的物理量保持相似。因此，公式（1）、（2）、（3）在对应的相似工况点上才能成立。
从公式（1），（2）可知，
所以，所有的相似工况点必须满足下列公式：
（4）
效率作为一个物理量，从理论上讲，在相似工况点上效率都是相等的。根据公式（4），水泵变速运行时，其理论等效率曲线是一组交于原点的二次曲线，见图2。其中A、B两点是相似工况点，ηA＝ηB。A点和A’点则不是相似工况点，两者的效率也不同。
水泵在变转速运行时，实际的等效率曲线并非如图1所示。事实上转速增大时，水力损失要上升。转速下降时，轴功率下降，而机械损失相对增加，凡此种种将影响水泵总效率的改变。实践证明，对于同一型号水泵最高效率点只出现在某一特定转速下，在其它转速时效率均有所下降。
图2 水泵的理论等效曲线
三、水泵变流量的控制方式对水泵运行节能的影响
水泵变流量控制，目前常用的有以下三种方式：
a) 供、回水干管压差保持恒定的压差控制（简称压差控制）；
b) 末端（最不利）环路压差保持恒定的末端环路压差控制（简称末端压差控制）；
c) 供、回水干管水温差保持恒定（△t＝5℃）的温差控制（简称温差控制）。
图3是不同控制方式下水泵运行工况示意图。采用不同的控制方式，所对应的管路特性曲线各不相同。曲线A是采用温差控制的管路特性曲线（即空调水系统原有的管路特性曲线）。Q＝0，管路系统阻力△H＝0，曲线B是采用末端压差控制时的管路特性曲线。H1是末端环路要求保持的压差。Q＝0，＝H1。曲线C是采用压差控制时的管路特性曲线，H2是要求保持的压差。Q＝0时，△H＝H2。
图3 不同控制方式下水泵运行工况图
水泵的流量从Q0变化到Q0’时，A、B、C三条曲线所对应的水泵转速分别为nA、nB、nC。水泵的扬程分别为HA，HB，HC。
为分析他们的节能效果，特举例说明。
某空调水系统水泵流量Q0＝400 m3/h、扬程H0＝33m、水泵轴功率N0＝48 kw。采用压差控制H2＝16m，采用末端压差控制H1＝8m。当流量变化为Q0’＝0.7 Q0＝280 m3/h时，计算在三种不同控制方式下水泵节能效果。
① 温差控制 Q0’＝280m3/h， HA＝16.17m， ηA＝63％，NA＝19.58kw；
② 末端环路压差控制 Q0’＝280m3/h， HB＝20.25m， ηB＝68％，NB＝22.72kw；
③ 压差控制 Q0’＝280m3/h， HC＝24.33m， ηC＝69％，NC＝26.6kw；
它们的节电率分别为 φA＝59.1％，φB＝52.6％，φC＝44.6％。
从以上的分析可以看出，采用不同的控制策略它们的节能效果是不同的。这三种控制方式在工程上均有采用，针对某一工程采用何种控制策略，设计人员要根据空调水系统的具体情况加以分析判断。如系统的大小、负荷的组成、空调系统配置、水系统的阻力平衡、末端设备的同时使用率等。
四、在并联系统中变频泵的配置和运行
4.1 变频泵的配置
在水泵的并联系统中变频泵的配置，从理论上讲应采用“一变多定”配置模式，这样可以提高水泵的整体效率。上述提法对空调负荷主要是随室外气象条件变化的民用建筑是适用的。因为对民用建筑而言，空调系统约有80％左右的时间是在设计负荷的50-60％以下运行。对于空调负荷是以工艺设备发热量为主的建筑而言，则应对全年空调负荷的分布特性进行分析，通过技术比较，才能确定是“一变多定”，还是全部采用变频调速。
4.2 变速泵与定速泵的并联运行
变速泵与定速泵的并联运行，相当于二台特性曲线不同的水泵并联运行，如图4所示。曲线B是一台定速泵单独运行时的特性曲线。曲线A是二台定速泵在额定工况下并联运行时的特性曲线。曲线C是采用压差控制的管路特性曲线，H1是供、回水干管要求保持恒定的压差。虚线是指变频泵在不同转速下的特性曲线。实线n1、n2是指变频泵在不同转速下与定速泵并联时水泵的特性曲线。在额定工况下系统的流量为Q0，一台水泵的流量为 Q0’，水泵的扬程H0，转速n0。
图4变速与定速水泵并联运行工况示意图
4.2.1 一台变频泵单独运行时最小转速的确定
空调水系统要求的最小水流量Qmin＝0.5 Q0’。由此在管路特性曲线上求得对应的E点，该点所对应的扬程为HE，转速为n3。n3即为一台变频泵单独运行时的最小转速，n3＝nmin。
4.2.2 随需求的流量增大，变频泵根据恒压差 要求，不断提高转速，水泵的流量和扬程相应增大。当n＝n0，水泵的工作点为K点，此时水泵的扬程HK，流量QK，QK＞Q0’（一台水泵的额定流量）。由于水泵流量超出额定值，应予先校核此时水泵轴功率是否超出电机的额定功率，以防电机超载。应当指出，按照上述运行方式，此时一台水泵同时向二台冷水机组供水。这种情况在现场经常发生，一台冷水机组停止运行后，并没有关闭进水阀门由一台水泵向二台冷水机组供水。
如果严格按照“一机一泵”模式进行，则变速泵和定速泵的切换应在K’点提前进行。定速泵和变频泵提前投入并联运行。这样，水泵的节能效果会有所下降。此时变频泵的转速尚未达到额定转速n0。
4.2.3 变频泵和定速泵并联运行时，泵的最小转速为n2，在该转速下Q＝0、H＝H0，以防止因变频泵的扬程过低于定速泵发生倒灌。因此n2是变频泵和定速泵并联运行时的最小转速。
4.2.4 随空调负荷增大，空调末端的调节阀开度增大，供、回水干管压差下降。此时变频泵的转速加大，扬程提高，并联水泵的工作点不断改变，由 K→2→1→0，一直到变频泵转速达到额定值n＝n0。
应当指出，“一变一定”并联运行相对于二台定速泵的并联运行，具有一定的节能效果。但是如果用二台变速泵并联运行其节能效果会更佳。两者节能效果的差别，将另文加以分析。在实际工程中采用何种配置要根据空调系统具体情况确定。
结束语
综上所述，水泵变速运行时，水泵的效率会相应发生改变。只是在某一特定转速范围内，才具有较高效率。为保证变频泵的节能效果和运行安全，通常水泵的最小转速应不低于额定转速的50％，最好在70－100％的范围内。空调水系统变流量运行的控制方式不同，其节能效果是不同的。采用何种控制方式应根据空调系统的具体情況确定。采用“一变一定”并联运行应注意运行控制方式，实现节能安全运行。
参考文献
[1] 朱伟峰. 空调冷冻水系统特性研究[ D] . 北京: 清华大学, 2002
[2] 王寒栋. 空调冷冻水泵变频控制方式分析与比较 [ J] .制冷空调与电力机械, 2004(1): 16 17
[3] 陶慰祖, 张欧, 陶海澄. 冷水机组[ M ] . 北京: 科学技术出版社, 2001: 157 159
[4] 孟彬彬, 朱颖心, 林波荣. 部分负荷下一次泵水系统变流量性能研究[ J] . 暖通空调, 2002, 32( 6) : 108 109
[5] 孙一坚. 空调水系统变流量节能控制[ J] . 暖通空调,2001, 31( 6) : 6
[6] 卓明胜, 梁荣光, 许石嵩. 现代大楼中央空调系统节能探讨[ J] . 制冷, 2004(3): 79 80