中央空调的节能技术课件

中央空调的节能技术,奥宇员工技术培训之三,中央空调的节能技术,目录一、中央空调系统的能耗分析二、中央空调冷冻水系统的节能控制三、中央空调冷却水系统的节能控制四、中央空调冷水机组的节能控制,中央空调系统的工作过程五个循环与四次热交换,中央空调系统的能耗分析,一、中央空调系统的能耗分析,1、中央空调系统的工作过程目前，大中型中央空调系统都采用间接制冷方式。间接制冷的中央空调系统的工作过程（制冷过程）是一个多环节串联构成的复杂过程。,中央空调系统的能耗分析,中央空调系统的耗能设备及热量关系图,2、中央空调系统的能耗分析（1）中央空调系统的主要耗能设备中央空调系统有五种流体机械末端风机、冷冻水泵、制冷压缩机、冷却水泵和冷却塔风机，它们是流体的输送设备，驱动着系统中的五个流体循环，以保障空调制冷过程的持续进行。这些流体机械是中央空调系统的主要耗能设备。,中央空调系统的能耗分析,中央空调系统的能耗分析,流体机械的能耗W可用下式计算：,式中，W流体机械的耗电量，kWh；h流体机械运行的小时数。可见，W与流体流量G、流体扬程H、运行时间h成正比，而与流体机械的效率成反比。因此，降低空调系统能耗的途径有：通过有效的管理，实现“精细化使用”，减少设备不必要的运行时间h；采用动态调速技术，减小部分负荷时所输送流体的流量G和扬程H；采用先进的智能控制技术，提高流体机械的效率，保证流体机械始终保持在高效低耗状态下运行。,冷冻水系统的节能控制,二、中央空调冷冻水系统的节能控制1、中央空调冷冻水系统的复杂性特征中央空调冷冻水系统是一个很复杂的系统，其复杂性表现为：现代大中型建筑物的中央空调系统，空调面积大，管道结构复杂、管网庞大，形式多样，路径各异，使管路系统运行的阻力特性和延迟特性十分复杂；现代建筑内部功能存在复杂性和多样性，导致各个区域空调负荷需求特征差异性很大，冷热均衡控制难度大；中央空调系统中，无论是风系统还是水系统，其热容量和热惯性都很大，是一个典型的大惰性系统。多个环节的热惰性使控制过程存在很大的时间延迟（大时延、大滞后）；,冷冻水系统的节能控制,中央空调制冷的过程是一个多环节串联而成并与物理反应、相变、能量转换、传热传质等复杂过程相伴随的，这些过程都是高度的非线性过程；中央空调的负荷由建筑物围护结构的传热特性，室内人员、工艺设备、照明灯具的散热散湿状况以及新风量输入的多少等诸多因素所决定，由于气象条件和人员流动等因素的多变性，造成空调负荷的多变性与不确定性；中央空调运行过程的变量涉及到负荷（制冷量）、流量、流速、压力（扬程）、水温、室温、室外温度、湿度、能耗等，是一个典型的多变量系统，而且这些变量间相互关联，相互影响，存在着强耦合及非线性关系。这种复杂性使中央空调系统的动态特性不易掌握，难以用精确的数学模型或方法来描述，因而控制难度较大。,冷冻水系统的节能控制,2、中央空调系统负荷的时变性（1）空调负荷的概念空调冷负荷，是指要维持空调房间所要求的空气温度，在某一时刻应从室内除去的热量。空调系统的负荷主要由两部分构成：外部得热量：指某一时刻由外界进入空调房间的热量，包括建筑物围护结构传热、外窗太阳辐射得热、新风和渗透空气所带入的热量；内部得热量：指空调房间内部的热源散发热量，包括室内人员、照明、机电设备、物料等热源所散发的热量。得热量的种类，分为稳定得热量和瞬变得热量两大类。稳定得热量是不随时间变化的得热量，如室内照明和机电设备的发热量。,冷冻水系统的节能控制,瞬变得热量是指随时间而变化的得热量，如外部得热量，因为外部因素是不稳定的，波动幅度较大而且随天气和季节而变化。瞬变得热又分为显热得热（包括辐射得热和对流得热）和潜热得热（室内散湿过程产生的潜热）。瞬变得热使中央空调系统的负荷具有时变性特征。（2）人流量的变化人体的散热量和散湿量是中央空调系统的一种主要负荷。建筑物内人体的散热、散湿量随着室内人流量的增减而变化。由于人的流动性，使得一些大中型建筑物公共场所人流量大且人流量变化也大。人流量的变化会造成空调负荷大幅波动，这种波动不仅随时间而变化，而且还随空调区域的不同而变化。（3）室外气象条件的变化,冷冻水系统的节能控制,建筑物外墙、门窗的传热特性，以及输入建筑物的新风焓值都与室外气象参数（空气温度、空气湿度、太阳辐射、风速等）密切相关，因此，室外气象条件的变化会带来空调负荷的变化。当建筑物的地理位置及其围护结构确定以后，空调系统日负荷和年负荷都是变化的。,空调负荷的变化使空调系统经常在部分负荷下运行，冷冻水系统,广州地区空调日负荷变化曲线,广州地区空调年负荷变化曲线,冷冻水系统的节能控制,常常在“大流量、小温差”的低效率状态下运行。显然，当空调系统的冷负荷变化时，冷冻水流量也应该跟随负荷的变化进行相应调节，否则会产生输送能耗的浪费。3、冷冻水变流量运行的可行性（1）冷冻水流量改变对蒸发器传热的影响经计算，在湍流状态下，即Re10000时，对于温度为050的水，水侧的表面传热系数是不会降低的。实质上，所谓的冷冻水变流量运行，是指负荷减小时，相应地减少冷冻水流量，而单位冷量的冷冻水流量并不减少（如每kW冷量的冷冻水流量不小于0.037L/s），所以不会影响传热效果。条件是冷冻水的流速u不应低于机组要求的最小流速即防止蒸发器铜管内的水流状态由湍流转变为层流的最低限制流速。,冷冻水系统的节能控制,（2）冷冻水流量改变对冷水机组安全性的影响随着控制技术的不断进步，先进的冷水机组可以在大范围内调节机组的制冷量输出，且允许冷冻水流量在较大范围内变化运行，并保证出水温度稳定，而对机组的效率和能耗影响不大。冷水机组冷量输出的自动调节溴化锂吸收式机组，可在5105范围内无级调节冷量输出；离心式冷水机组，可在15100范围内无级调节冷量输出；螺杆式冷水机组，可在30100范围内无级调节冷量输出。冷水机组的流量变化范围与流量变化率允许的流量变化范围离心机的冷冻水流量范围为30130；螺杆机的冷冻水流量范围为45120；溴化锂吸收式冷水机组的冷冻水流量范围为50120。节能控制中，冷冻水流量调节的范围一般都不会超出这一范围。,冷冻水系统的节能控制,需注意的是，冷水机组流量的变化范围不可能从0%100%，因此，冷冻水的最小流量不能小于冷水机组允许的最小流量，以确保蒸发器的安全运行。允许的流量变化率先进的冷水机组允许的每分钟最大流量变化率，如表所示。,对于最大流量变化率每分钟为30%的冷水机组，其流量从0%增大到100%或从100%减小到0%时，大约需要2分钟时间；对于最大流量变化率每分钟为10%的冷水机组，其流量从0%增大到100%或从100%减小到0%时，大约需要6分钟时间；,冷冻水系统的节能控制,一般的冷水机组最大流量变化率每分钟为2%，则需要约30分钟时间。因此，工程中应尽量避免蒸发器水流量的瞬间突变。4、冷冻水变流量的控制技术（1）恒压差变频控制根据压差传感器P安装的位置不同，可分为：远端恒压差控制：P安装在最远的末端负载两端。近端恒压差控制：P安装在最近的负载两端或供回水集管两端。负荷分布和变化对控制的影响负荷的分布和变化，对恒压差控制的影响较大。,远端控制与近端控制,冷冻水系统的节能控制,负荷的分布不同，管路系统的阻抗损耗也不同。例：一个冷冻水系统40%负荷的三种分布情况如下：,上述三种情况负荷的总和都是额定负荷的40，但整个管网系统的扬程损失却大不一样。第种情况，负荷集中在管网近端，接近水泵，系统供回水间的总阻抗小，管路系统可变扬程损失小于。,冷冻水系统的节能控制,第种情况，负荷集中在管网远端，远离水泵，系统供回水间的总阻抗大，管路系统可变扬程损失大于。,在不同的负荷分布和不同控制方式下，水泵所需的扬程是不一样的。为水泵特性曲线；R为管路系统特性曲线；为负荷均匀分布时的控制曲线；为负荷集中于近端的远端控制曲线；为负荷集中于远端的远端控制曲线；为近端控制曲线。曲线和代表的是两种极端情况下的,控制曲线，它们之间所所围成的封闭区域（图中的阴影区域），为远端恒压差控制时系统工况点的变化范围，这个区域称为管网扬程损失域，区域中的每一点都代表着负荷分布变动时可能出现的管网总流量与管网扬程损失之间的关系。,不同负荷分布时的控制曲线,冷冻水系统的节能控制,管网扬程损失域说明，管网实际动态变化的复杂性不是一条抛物线所能表示的。实际上，一个系统所需的水泵扬程是在一个较宽范围内变化，即在扬程损失域内变化。采用近端控制时，所需水泵扬程仅取决于负荷大小而与负荷分布无关；采用远端控制时，所需水泵扬程不仅与负荷大小有关，还与负荷分布有关；采用远端控制时所需水泵扬程较小，系统运行较节能。因为远端控制时，系统具有最大的可变扬程。采用远端控制时，负荷集中于近端时所需扬程较负荷均匀分布时小，负荷集中于远端时所需扬程较负荷均匀分布时大。因为远端负荷需要的输送能耗大。,冷冻水系统的节能控制,恒温差控制原理图,（2）恒温差变频控制控制原理：在冷冻水的供、回水干管上分别装设温度传感器，检测供、回水温度并传送至PLC，PLC作为控制器，将实测的温差值与设定的温差值相比较，根据偏差大小采用PID（或PI）算法控制变频器的输出频率，驱动水泵变速运行，从而实现流量调节的目的。冷冻水是传递冷量的介质，它所传递的冷量一般等于空调系统的冷负荷Q：,优点：其一，空调系统的冷负荷与冷冻水供、回水温差和流量成正比，温差的变化直接反映了空调负荷的变化；其二，将定流量、变温差运行改为变流量、定压差运行，也有一定节能效果。缺点：其一，温度采集点离末端换热点有一定的距离，冷冻水至少,冷冻水系统的节能控制,要经过一个循环后，其温度变化才能反映出来。冷冻水的循环周期通常都较长，因此存在较大的时间延迟。其二，冷冻水热容量大、热惰性大，温度反应迟缓。因此，当负荷发生突变的时候，也要等到温度缓慢地反应出来后才能产生相应的调节动作，存在较大的控制时间滞后，影响了控制的及时性和快速性。（3）基于负荷预测的冷冻水流量动态控制技术负荷预测控制的基本思想对大滞后系统，控制的难度在于控制过程的不可控性和易变性，导致系统运行紊乱或振荡。为了改善大滞后系统的控制品质，早在1957年，史密斯（O.J.M.Smith）就提出了一种以模型为基础的预估器补偿控制方法。,冷冻水系统的节能控制,冷冻水系统变流量运行时，其循环周期是变化的，其时滞时间也是变化的，因而不能简单地采用Smith预估器控制。冷冻水系统的这种大时滞、大惰性是客观存在的，无法改变也无法消除，控制系统的输出总是要经过时间才起作用。但受Smith预估器控制方法的启发，解决控制滞后的一个有效办法，就是使控制作用“超前”，就是“提前”时间实施控制动作。其实，提前实施控制动作的做法，很多空调管理和操作人员都在运用。例如，在早晨上班之前，很多空调系统就被提前启动。提前启动的时间往往根据实践经验进行判断决定，这个提前就是为了克服冷冻水系统的滞后（特别是容量滞后）。而提前开机的冷水机组台数，又取决于操作人员对未来时段空调负荷（需冷量）的预测判断。如果天气变化较大或负荷变化较大（如安排有大型会议等）。就适当增加开机台数或调整提前开机时间。如果采用计算机技术和现代控制技术代替人来实现这种负荷预测,冷冻水系统的节能控制,和提前控制，就产生了一种全新的冷冻水变流量控制模式负荷预测控制。基本思想：通过全面的系统参数检测和历史数据的分析判断，预测和推理“未来时刻”系统的负荷及其优化运行参数，再根据系统的实时时滞时间，对冷冻水系统提前进行控制。空调负荷的动态预测空调负荷的动态预测，即负荷变化的预测，是“负荷预测控制”的依据和前提条件。在控制过程中，主要是预测未来一日或一周内的负荷变化曲线，即短期预测。由于空调负荷受到天气和工作制等周期性变化因素的影响，往往呈现出周期性变化规律，每周的同日之间及每日的同时刻之间的负荷曲线存在很大的相似性。,冷冻水系统的节能控制,短期负荷预测的方法，指数平滑模型法或改进型指数平滑模型法。指数平滑法是根据预测对象本身的历史数据来进行预测的；改进型指数平滑法，是在以上方法的基础上，结合建筑物空调负荷和影响因素之间的关系空调日负荷和日平均气温之间的强烈相关性，对部分因子进行修正，以进一步提高负荷预测的精度，且降低了预测模型的应用难度。必要时，可以参考典型建筑物的逐时负荷系数，估算空调系统未来的逐时负荷和日总负荷。,冷冻水系统的节能控制,冷冻水系统的节能控制,空调负荷的动态预测，需要对空调系统的实际运行情况进行大量的数据收集，并建立一个数据准确、内容丰富的数据库，逐步建立起典型建筑物空调负荷的时间分布曲线，包括日负荷曲线与年负荷曲线，为“负荷预测控制”创造良好的条件。基于负荷预测与智能模糊控制技术的控制原理基于负荷预测的模糊控制系统原理图：,冷冻水系统的节能控制,基于负荷预测的冷冻水流量动态控制的工作流程：,冷冻水系统的节能控制,基于负荷预测的冷冻水流量动态控制的优点与恒压差控制与恒温差控制相比，其优点在于：恒压差控制与恒温差控制都是“定值控制”，设定一个不变的常量（给定值）作为控制目标。负荷预测控制是“动态控制”，没有固定的设定值，以动态预测值作为控制目标，并实时修正调节，因此，可以达到最佳的控制效果。恒压差控制与恒温差控制都属于“跟随控制”，只有当压差或温差有偏差信号产生时，控制系统才会有控制信号输出；而负荷预测控制是一种“超前控制”，预测出空调系统“未来时刻”的负荷（需冷量），提前调节冷冻水流量，有效解决了大时滞、大惰性系统的控制滞后问题，消除了冷量供需之间的数量差与时间差，实现能量输出与需求的匹配。,冷却水系统的节能控制,二、中央空调冷却水系统的节能控制冷却水系统的功能，是将空调系统的废热（空调负荷的热量和冷水机组耗能的热当量）排放到室外环境中去。1、影响中央空调冷却水温度的因素冷却水循环有两个重要的环节：一是在冷凝器中吸热；二是在冷却塔中放热。因此，冷却水的运行温度必然受这两个环节的制约。,冷却水的传热过程,冷却水系统的节能控制,冷凝器中的凝结传热,（1）冷凝器中的传热在冷凝器中，制冷剂蒸气（热流体Tk）和冷却水（冷流体TC）分别流过冷凝器换热管的两侧，并发生传热。当TkTc时，制冷剂蒸气发生相变冷凝，并向冷却水传热；当TkTc时，制冷剂蒸气不发生相变冷凝，无传热；当TkTc时，制冷剂蒸气不发生相变冷凝，冷却水向制冷剂传热。,因此，要保证冷凝器中冷凝热的正常传递，冷却水温度必须低于制冷剂蒸气的冷凝温度，即TcTk。否则，冷凝热将无法传递给冷却水。为此，我国规定冷凝器的冷却水进水温度Tc132。（2）冷却塔中的传热在冷却塔中，冷却水和室外空气Tq1接触，,冷却水系统的节能控制,冷却塔中的传热,通过接触散热和蒸发散热两种方式排放所携带的空调系统废热。冷却塔的进水温度Tw1通常等于冷凝器的出水温度Tc2。当Tw1Tq1时，冷却水向室外空气传热，冷却水得到冷却；当Tw1Tq1时，冷却水与空气接触散热失效，只有蒸发散热；当Tw1Tq1时，室外空气向冷却水传热，冷却水只有蒸发散热，冷却水的散热效果存在极大的不确定性。,为保证冷却塔中冷却水的正常散热，冷却水温度必须高于室外空气的温度，即Tw1Tq1。否则，冷却水携带的空调废热将无法排放到室外。为此，我国规定冷凝器的冷却水出水温度Tc237，以保证冷却塔的进水温度Tw1一般情况下都大于室外空气温度，有利于散热。,冷却水系统的节能控制,2、冷却水温度变化对冷水机组的影响一般情况下，在蒸发温度To和蒸发压力Po不变时，冷却水温度TC升高，会使制冷剂蒸气与冷却水之间的温差减小，导致传热、排热能力不足，使冷凝温度Tk和冷凝压力Pk升高，导致压力比（Pk/Po）增大，引引起冷水机组效率COP下降。相反，冷却水温度TC降低，冷凝温度Tk和冷凝压力Pk下降，压力比减小，使冷水机组的效率COP上升，能耗降低。但是，冷却水温度TC也不是越低越好，当TC低于某一温度值时，冷水机组的制冷效率同样会降低。而且，如果TC过低，使制冷剂蒸气与冷却水之间的温差增大，导致传热、排热过快，会造成Tk和Pk过低，引起热力膨胀阀前后压力差不足，使制冷剂流量过小，不仅会降低制冷效率，甚至会导致蒸发器缺液而无法正常工作。,冷却水系统的节能控制,因此，国家标准GB50019-2003采暖通风与空气调节设计规范中规定，蒸气压缩式冷水机组的冷却水进口温度不宜高于33，最低温度不宜低于15.5。在溴化锂吸收式冷水机组中，如果冷却水的温度TC过高，会造成吸收器中稀溶液的温度升高，使其吸水性能下降，制冷量减少。如果冷却水的温度TC过低，会造成稀溶液的温度过低，使稀溶液与浓溶液在热交换器进出口处的热交换程度过于剧烈，容易导致浓溶液温度过低，使溴化锂溶解度降低而发生结晶故障。因此，国家标准GB50019-2003中规定，溴化锂吸收式冷水机组的冷却水进口温度不宜低于24。可见，冷却水温度TC过高或过低对冷水机组运行都是不利的。,冷却水系统的节能控制,3、冷却水系统变流量运行的必要性由热力学第一定律可知，空调系统需要排放的冷凝热，也就是冷却水系统的排热荷载，等于冷冻水所吸收的空调房间的热量和冷水机组转移这些热量所消耗的功而产生的热量之和。水冷式冷凝器的冷却水流量设计，工程上总是按照空调最大负荷时的冷凝热考虑的，因此额定流量就是所需的最大流量。由于空调末端负荷（需冷量）的变化，冷水机组的冷凝热也在变化，冷却水的荷载也在随之变化。当冷水机组在部分负荷下运行时，冷却水的排热荷载减少，如果仍然维持冷却水的流量不变，冷却水出水温度必然会降低，导致冷却水在大流量、小温差的低效率状态下运行，致使空调系统综合效率降低。因此，要想保持空调系统在部分负荷下的运行效率不降低，就必需对冷却水流量和冷却塔风量进行相应的调节。,冷却水系统的节能控制,4、常见的冷却水流量和冷却塔风量控制方式由于冷却水系统多为开式系统，其压差不会发生变化，因此，目前节能市场上冷却水的变流量和冷却塔风量控制几乎都是采用温差控制方式。（1）冷却塔风量的控制冷水机组冷凝器的32进水温度Tc1，通常等于冷却塔的出水温度Tw2，它往往受冷却塔风量和冷却水流量的双重影响，但一般情况下，多数只考虑冷却塔风量的作用。目前，市场上有两种方法调控冷却塔的风量：以冷却塔的出水温度Tw2为被控参量一般设定Tw232，以此调节冷却塔风机的风量。当实测Tw2低于32时，减少风机运行台数，以减小风量；当实测Tw2高,冷却水系统的节能控制,于32时，增加风机运行台数，以增大风量，从而使出水温度Tw2始终保持在32。此种方法直观简便，但在室外气温较低时，还保持32的冷却水温，不利于提升冷水机组的制冷效率。以冷却塔的冷却幅高Tv为被控参量冷却塔的冷却幅高是冷却塔的出水温度Tw2和空气湿球温度Tv之差，即TvTw2Tv，通常设定Tv4，以此调节冷却塔风机的风量。当检测到Tv低于4时，减少风机运行台数，以减小风量；当检测到Tv高于4时，增加风机运行台数，以增大风量，从而使Tv始终保持在4下运行。由于Tw2Tv+Tv（Tv+4），冷却塔的出水温度Tw2并不固定。当湿球温度Tv变化时，Tw2也跟随Tv而变化。在室外湿球,冷却水系统的节能控制,温度较低时，冷水机组的冷却水温度也相应较低，有利于提升冷水机组的制冷效率。但应注意的是，冷却水温度不能过低，应设置冷却水低温保护。（2）冷却水流量的控制目前，中央空调冷却水的变流量控制大都采用其进出水温差控制方式。通常设定TcTc2Tc15，以此调节冷却水流量。当检测到Tc低于5时，减少冷却水泵运行台数或降低水泵运行频率，以减小冷却水流量；当检测到Tc高于5时，增加冷却水泵运行台数或升高水泵运行频率，以增大冷却水流量，从而使Tc始终保持在5运行。值得注意的是，冷凝器中的冷凝热和冷却塔中的散热条件变化都会引起冷却水温差的变化，因此，冷却水温差的变化往往不能正确反映空调负荷的变化。,冷却水系统的节能控制,冷凝器进水温度Tc1保持不变，出水温度Tc2改变：这是由于冷凝器的冷凝热变化引起出水温度Tc2变化，此时温差Tc的变化正确反映了冷却水排热荷载的变化，据此调节冷却水流量无疑是正确的。冷凝器出水温度Tc2保持不变，进水温度Tc1改变：这往往是由于室外气象条件改变导致冷却塔出水温度发生了较大变化，此时温差Tc的变化不是由于排热荷载的变化，据此调节冷却水流量不可能获得所期望的结果。例如，Tc1降低引起Tc增大，如果据此增大冷却水流量，无疑是不对的。冷凝器进水温度Tc1和出水温度Tc2均发生变化：在整个制冷空调季节内，不仅空调负荷在随时变化，室外的气象条件也在不断变化，使Tc1和Tc2变化具有随机性，Tc变化关系很复杂，显然，据此调节冷却水流量同样不可能获得所期望的结果。可见，中央空调冷却水流量控制采用恒温差控制是有问题的。,冷却水系统的节能控制,5、基于系统效率最佳的冷却水系统优化控制（1）冷却水的最佳温度由于冷却水温度TC过高或过低对冷水机组运行都是不利的。由此可以想到，在冷却水允许的最高温度与最低温度之间，一定存在一个使系统性能最佳、能耗最低的温度，即冷却水的最佳温度TCm。但在全年各种室外气象工况和冷水机组各种不同负荷工况下，冷却水的最佳温度TCm并不是一个固定不变的温度，它是随着各种因素的综合影响而变化的。冷却水系统优化控制的目标，就是在变负荷工况下寻找这个最佳温度TCm，并以此调节冷却水泵和冷却塔风机的台数或转速，使冷却水系统运行于该温度值，从而使整个空调系统能效比COPs最高，总能耗最低。,冷却水系统的节能控制,空调制冷系统功耗与冷却水温度的关系,它与冷却水温度无关，因此，只要找到（N1+N3）的最小点，实际上就是系统总功率N的最低点。在某一负荷率和湿球温度下，冷水机组的功耗随着冷却水温度的提高相应增加；冷却水泵和冷却塔风机的功耗，随着冷却水温度的提高相应减少。因此，总存在一个系统总功耗最低的冷却水温度TCm点。,空调制冷系统消耗的总功率N1：冷水机组压缩机消耗的功率；N2：冷冻水泵消耗的功率；N3：冷却水泵和冷却塔风机消耗的功率。冷冻水泵消耗的功率N2，一般取决于空调负荷和服务质量控制，,冷却水系统的节能控制,COPs与负荷率和冷却水温度的关系,随着负荷率的变化，制冷系统能效比COPs也在变化，但在每一负荷率下，总存在一个冷却水的最佳温度TCm点，使系统能效比COPs达到该负荷率下的最大值。因此，只要求解,（2）基于系统效率最佳的冷却水优化控制基本思想空调制冷系统的性能系数COPs是冷冻水温度TD和冷却水温度TC的函数。寻找冷却水最佳温度TCm点，就是寻找制冷系统能效比COPs在其负荷率下的最大值。,冷却水系统的节能控制,中央空调制冷系统性能综合优化控制基本思想,就可以得到各种负荷（各种TD值）条件下对应于最大值COPsm时所需要的冷却水温度TCm。TCm为冷凝器换热管中点处的冷却水温度值，TCm=（TC1+TC2）/2然后，将实测的冷却水温度值与TCm相比较，根据其偏差及偏差变化率的大小来调节冷却水流量和冷却塔风量，使实际的冷却水温度值逐渐趋于并等于TCm，从而使该负荷率下空调制冷系统能效比达到最大值COPsm，系统总功耗N降到最低。,冷却水系统的节能控制,（3）基于系统效率最佳的冷却水优化控制原理冷却水最佳温度TCm值与冷却水的流量GC、室外空气湿球温度Tv和冷却塔风机的风量Gf有着密切关系，即对应每一个TD和Tv，只要合理调节冷却水的流量GC和冷却塔风机的风量Gf，就可以获得所需要的冷却水最佳温度TCm，实现制冷系统性能系数COPs的最大化及整个空调制冷系统的经济节能运行。,冷却水系统的节能控制,基于系统效率最佳的冷却水自适应模糊优化控制的工作流程：,冷水机组的节能控制,四、中央空调冷水机组的节能控制,在现代建筑物中，中央空调系统的能耗约占整个建筑物能耗的50%60%。而在空调系统中，冷水机组的能耗又是最大的。因此，有效降低冷水机组的能耗是十分重要的。1、冷水机组的部分负荷性能中央空调冷水机组的运行能耗与冷水机组的性能有关，而冷水机组的性能包括全负荷性能和部分负荷性能。由于空调系统的冷负荷总是随室外气象参数扰动和室内状态的改变而变化的，据统计，冷水机组满负荷的运行时间不到总运行时间的3%，其余绝大部分时间都是在部分负荷下运行，因此冷水机组部分负荷性能对其运行能耗的影响是很大的。,冷水机组的节能控制,为了评价冷水机组的部分负荷性能，1992年美国空调与制冷学会ARI550-92离心式和回转式螺杆式冷水机组以及ARI590-92容积式冷水机组两个标准中规定了“综合部分负荷性能系数”IPLV（IntegratePartialLoadValue）。IPLV的计算公式为：IPLV=0.17A+0.39B+0.33C+0.1D式中A、B、C、D分别是冷水机组在100%、75%、50%和25%负荷下的COP或EER，式中的系数是冷水机组在评价负荷点运行时的权重系数。IPLV是在25%、50%、75%部分负荷及满负荷情况下的COP或EER的加权平均值，它为衡量冷水机组的部分负荷特性提供了很好的依据。1998年，美国ARI又推出了新的标准（ARI550/59098），,冷水机组的节能控制,将所有采用蒸气压缩式制冷循环的冷水机组统一为一个相同的部分负荷评价标准，提出了新的IPLV计算公式：IPLV=0.01A+0.42B+0.45C+0.12D98标准有了较大的变化，提供了更加宽广范围的运行条件，可以用来表述每一种冷水机组应用的平均值。按照美国ARI标准，冷水机组的能效比COP或EER最大点均不在额定负荷（即100%负荷）点上。2、负荷率对冷水机组能效比C0P的影响通常，随着负荷的变化，冷水机组的制冷量和能耗都会发生变化，则COP也相应变化，并在某一负荷率下具有最大值。如美国约克公司生产的制冷量650Rt/h离心式冷水机组，其制冷量、耗电量与负荷率的关系，如下表所示。,冷水机组的节能控制,冷水机组的节能控制,离心式冷水机组COP的负荷特性,当负荷率在90%40%时，每产生1kw冷量的耗电比额定负荷时少，而负荷率在10%40%时，每产生1kw冷量的耗电均比额定负荷时多，因此，负荷率不应低于40%。负荷率在60%时，每产生1Rt冷量的耗电最少，该冷水机组COP最高。COP最高点的单位冷量耗电量比额定负荷时低20.09%。,因此，为了节能，该离心式冷水机组在负荷率60%左右运行最为经济。对于吸收式冷水机组，其COP最大点同样不在额定负荷点上。如国内某直燃机生产厂家的产品手册上给出了COP与负荷率的关系，如下表所示。,冷水机组的节能控制,可以看出，在负荷率在50%时，该直燃机COP最高。最高点的COP比额定负荷时的COP高19.05%。因此，为了节能，该直燃机在负荷率50%左右运行最为经济。3、冷水机组制冷量与负荷需求的匹配中央空调系统不可能总在设计负荷下运行，随着室内外负荷和扰动的变化，空调系统的冷负荷是在不断的发生变化的，空调系统实际上就是一个动态的部分负荷率随变系统。,冷水机组的节能控制,有统计表明，空调夏季设计日部分负荷出现的时间比率，低于70%的部分负荷运行时间占全天运行时间的63%。冷水机组的制冷量应与空调负荷需要的冷量一致，使制冷剂在蒸发器内吸收的热量正好等于空调负荷的热量，此时的冷水机组工作点称为平衡点。,制冷量、空调负荷与室外气温的关系,实际上，冷水机组的制冷能力和空调负荷都随外部条件（室外气温）而变化，但二者的变化趋势正好相反。当室外气温升高时，冷水机组的制冷量减少，而空调负荷却增加；相反，当室外气温降低时，冷水机组的制冷量增加，而空调负荷却减小。在两条曲线交点A处，制冷量等于空调负荷，A为平衡点。,冷水机组的节能控制,在A点的左侧，冷水机组的制冷量大于空调所需负荷，阴影部分表示了冷量过剩；在A点的右侧，制冷量小于所需负荷，阴影部分表示了冷量不足。实际工程上，总是依最大负荷情况选择空调设备，因此空调设备经常处于A点左侧工作区。冷水机组制冷量的过剩，将使制冷剂在蒸发器内不能充