随着人们节能意识的加强,空调水系统变流量节能控制技术在工程(特别是在一次泵系统) 中得到了大量的应用,其节能效果得到了广大专业人士的认同。目前常用的变流量系统的控制方式有三种:1) 供、回水干管压差保持恒定的压差控制(简称压差控制) ;2) 供、回水干管水温差保持恒定(Δt = 5℃) 的温差控制(简称温差控制) ;3) 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) 。由于有些设计者没有完全了解三种不同控制方式的差别,设计时不是按照具体工程的实际情况合理选择控制方式,而是随意地选择一种控
制方式,从而导致一些工程使用后达不到设计要求。1 不同控制方式下的运行过程分析下面借助一典型的空调水系统(见图1) 对三
种控制方式进行分析。设计工况时,系统流量为Q ,4 个支路的流量分别为Q1 , Q2 , Q3 , Q4 ,供回水干管压差为Δpg ,末端环路压差为Δpm , ①, ②两点间压差为Δp12 , ③,④两点间压差为Δp43 ,供回水干管水温差为Δt (5℃) ,变频泵的转速为n0 。Δpg = Δpm +Δp12 +Δp43 (1)
部分负荷工况时,假设图1 中KT2 ,KT3 两支路空调器前的阀门关闭,此时负荷减小,变频泵转速降低、流量减小。下面分析采用上述三种控制方式时其结果有何不同。1) 压差控制设此时系统流量为Qy , KT1 支路的流量为Q1y ,KT2 , KT3 支路的流量为0 , KT4 支路的流量为Q4y ,供回水干管压差为Δpgy ,末端环路压差为Δpmy , ①, ②两点间压差为Δp12y , ③, ④两点间压差为Δp43y ,变频泵的转速为n1 。代入式(1) 有
Δpgy = Δpmy +Δp12y +Δp43y (2)
根据控制要求有Δpgy =Δpg ,由式(1) , (2) 可得
Δpmy - Δpm = (Δp12 - Δp12y ) + (Δp43 - Δp43y )(3)
由于系统流量较设计工况时减小,而①～ ②管段和③～ ④管段的管径不变,因此①～ ②管段和③～ ④管段间的流速较设计工况时小。而管段两端的压降与管段间流速的平方成正比,因此①～ ②管段和③～ ④管段的压降较设计工况时小,即:
Δp12y <Δp12 ,Δp43y <Δp43 。代入式(3) 可得Δpmy -Δpm > 0 ,即Δpmy >Δpm 。由不可压缩流体流量方程式Q = F ( 2Δp/
ρ) 1/ 2 /ζ1/ 2 ( F 为管段截面积,ρ为流体密度,ζ为局部阻力系数) 可得Q4y = F(2Δpmy /ρ) 1/ 2 /ζ1/ 2 , Q4 =F(2Δpm /ρ) 1/ 2 /ζ1/ 2 ,由于F,ρ,ζ不变, 而Δpmy >Δpm ,因此Q4y > Q4 。即:采用压差控制时部分负荷工况下KT4 支路(未端支路) 的流量大于设计工况时的流量。同理可得部分负荷工况时其他支路的流量大于设计工况时的流量。
2) 温差控制
设此时系统流量为Qw , KT1 支路的流量为Q1w ,KT2 ,KT3 支路的流量为0 , KT4 支路的流量为Q4w ,系统负荷为Ww ,变频泵的转速为n2 。由公式Q = W/ ( cρΔt) ( c 为流体的比热容) 有
Qw =Ww/cρΔt(4)
Ww 等于设计工况下KT1 , KT4 支路的负荷W1 ,W4 之和,代入式(4) 可得Qw = (W1 + W2 ) /(cρΔt) ,因为c,ρ在一定范围内可看作常数,又根据控制要求有Δt 不变,因此有Qw = Q1 + Q4 ,即Q1w +Q4w = Q1 + Q4 。于是可得出,采用温差控制时部分负荷工况下承担负荷的各支路的流量和等于设计工况下这些支路的流量和。但每一条支路的流量并不一定等于设计工况下该支路的流量,其流量的分配跟管网情况及负荷分布情况有关,此处不作具体分析。
3) 末端压差控制
设此时系统流量为Qm , KT1 支路的流量为Q1m ,KT2 ,KT3 支路的流量为0 , KT4 支路的流量为Q4m ,供回水干管压差为Δpgm ,末端环路压差为Δpmm , ①, ②两点间压差为Δp12m , ③, ④两点间压差为Δp43m ,变频泵的转速为n3 。
代入式(1) 有Δpgm = Δpmm +Δp12m +Δp43m (5)
根据控制要求有Δpmm =Δpm ,由式(1) , (5) 可得Δpgm - Δpg = (Δp12m - Δp12 ) + (Δp43m - Δp43 )(6)
由于系统流量较设计工况时减小,而①～ ②管段和③～ ④管段的管径不变,因此①～ ②管段和③～ ④管段间的流速较设计工况时小,压降也较设计工况时小,即Δp12m <Δp12 ,Δp43m <Δp43 。代入式(6) 可得Δpgm - Δpg < 0 ,即Δpgm <Δpg 。Δpgm ,Δpg 分别为部分负荷工况和设计工况时①, ③两点间压差,由于①, ③两点离KT1 支路两端点很近,假如在KT1 支路两端取点进行分析,其分析过程同上,为简化分析, 可以①, ③两点间压差代替KT1 支路两端压差。由不可压缩流体流量方程可得Q1m =F(2Δpgm /ρ) 1/ 2 /ζ1/ 2 , Q1 = F(2Δpg /ρ) 1/ 2 /ζ1/ 2 , 由于F,ρ,ζ不变,而Δpgm <Δpg ,因此Q1m < Q1 。即:采用末端压差控制时部分负荷工况下第一支路流量小于设计工况时第一支路的流量。同理可得部分负荷工况时其他支路(末端支路除外) 的流量小于设计工况时该支路的流量。
2 不同控制方式下的能耗分析
图2 为设计工况和部分负荷工况时不同控制方式下水泵运行工况示意图。图中A 点为设计工况下水泵的工作点,此时水泵的转速为n0 。部分负荷工况下由于部分阀门关闭导致管路的特性曲线变陡,当采用压差控制时水泵的流量为Qy ,对应的工作点为B 点,此时水泵转速为n1 ;当采用温差控制时水泵的流量为Qw ,对应的工作点为C 点,此时水泵转速为n2 ;当采用末端压差控制时水泵的流量为Qm ,对应的工作点为D 点,此时水泵转速为n3 。由前面的分析可知Qy > Qw > Qm ,因此B 点对应的流量及扬程最大, C点其次,D 点最小。由图中可看出n0 > n1 > n2 >n3 。由于变频泵的功率随转速的降低而减小,因此采用变频泵后在部分负荷工况时系统减少了能耗,而部分负荷工况时采用不同的控制方式下水泵的工作点和能耗各不相同。采用末端压差控制最节能,但总流量达不到设计流量,房间将过热;采用温差控制的节能率其次,其总流量等于设计流量,但可能出现部分房间过热而部分房间过冷的情况;采用压差控制节能率最小,调节后系统总流量超过系统所需的流量,房间将过冷。以上分析是基于各房间空调器前管路上设置的为一般通断阀得出的,如果设有自动流量调节阀,则自动流量调节阀会根据房间的冷热程度调节其开度,此时各支路流量重新分配,管网特性曲线及泵的工作点都将发生变化,理论上将使各房间温度均达到设定值。从以上分析可以看出,空调水系统采用变频控制时其控制方式不是随意选用的,应根据空调水系统的规模、负荷的组成和分布、空调精度要求等情况综合分析后选择最合适的控制方式。
