冷热水侧一次泵变流量调节

该法可分为末端负荷同步变化的无两通调节阀情况(宾馆、商城及其他公用建筑等),以及末端用户有个性化要求的设两通调节阀情况(住宅等分户计量收费场合)[16～17]。

(1)末端无两通调节阀的温差调节法。

在供回水干管或分集水器上设置温度传感器,并监测运行流量,计算冷热水负荷,根据该负荷确定机组及对应水泵的开启台数。此时可不设主供回水管旁通管,但在停开水泵时对运行水泵的状态会产生一定的影响。

此方法一般适用于末端以风机盘管为主的宾馆、办公楼等建筑,末端没有二通调节阀,但可以利用风机进行独立控制调节,而不引起管路系统的阻力变化。

在小型热泵系统中,也可以通过设定供、回水温度的上、下限进行控制调节。例如设定上限温度为50℃,下限温度45℃,若供水温度达到50℃,则逐渐停止(卸载)一台机组及对应水泵,若下限温度低于45℃,则开启一台机组及对应水泵。很多小型热泵系统一般都采用该方法,而没有单独设置控制系统。

以具有3台机组和对应水泵的系统为例,如图7-4所示,其中点3、4分别是3台泵、2台泵并联运行时单台水泵的工作状态点。设计或最大负荷时的工作状态点在1处,当末端负荷减小,供回水温差相应减小,减小的负荷相当于一台机组的出力时,停止一台机组及对应的水泵,水泵的工作状态点则由1变到2。当负荷进一步减小,则工作点由2到5。

由输送能耗比例模型式可知,点1、2、3的输送能耗比例ns1、ns2、ns3为:

对输送能耗比例的分析有:

与1、2、3点状态相比,由于ΔP3＜ΔP2＜ΔP1,不仅输送能耗减小,而且输送能耗比例也进一步减小,即:ns3＜ns2＜ns1。这是温差调节法优于压差调节法的显著特征。

在1点向2点的过渡阶段,假定为某一0点处,管路压降ΔP1、V1不变,随着负荷侧负荷减小,供回水的温差减小,输送能耗比例增加,当0点非常接近2点时,此点的输送能耗保持不变,但机组耗功减至2点的,因此0点的输送能耗比例为n＝·n。s0s1

在2点向3点的过渡阶段,假定为某一0点处,管路压降ΔP2、V2不变,随着负荷侧负荷减小,供回水的温差减小,输送能耗比增加,当0点非常接近3点时,此点的输送能耗保持不变,但机组耗功减至3点的,因此0点的输送能耗比为n＝2·n＝·n。s0s2s1

在3点至停止最后一台机组与水泵时,若机组的最小出力比例为25%,则输送能耗比例

若末端负荷进一步减小,则输送能耗比例将继续增加,而输送能耗则维持不变。

(2)末端有两通调节阀的压差调节法。

当末端用户有个性化要求或采取了计量措施时,通常都设有两通调节阀。一些用户调节阀的动作会对其他用户形成干扰,温差调节法不能对此作出及时的调整,需要利用压差调节法。如图7-5所示,在主供回水干管上设置压差旁通管,当负荷侧流量减小时,旁通管压差增大,当达到压差控制器设置的上限压力值时旁通阀开度增加,旁通部分水量,当旁通量达到一台机组的额定流量后,关闭一台机组与水泵,反之则开启一台机组与水泵。

图7-5　热泵系统冷热水侧单级泵变流量示意图

该方法在空调水系统中被广泛采用[18],其实质是通过压差旁通调节阀维持管路的压差、压力稳定,保证各个用户之间调节阀动作互不干扰,避免各用户出现水力/热力失调现象。

同样以具有3台机组和对应水泵的系统为例,如图7-6所示。设计或最大负荷时的工作状态点在1处,当末端一些用户的调节阀减小或关闭时,管路的阻力特性曲线由Ⅳ到Ⅴ,由于旁通调节阀的作用,管路压差维持不变,因此管路的工作点由1到0,而水泵的工作点仍在1点处。水泵流量为V1、管路流量为V0、旁通管流量ΔV＝V1－V0。当ΔV＝V3时,停止一台机组与水泵,V3是单台泵流量。

图7-6　一次泵变流量调节压差控制法的水泵工作状态

Ⅰ:单台泵性能曲线;Ⅱ:两台泵并联曲线;Ⅲ:三台泵并联曲线;Ⅳ:管路的初始阻力特性曲线;Ⅴ:末端动作后的管路阻力特性曲线;曲线1—2:机组与水泵停起期间管路的工作状态范围

当设计状态点1的输送能耗比例为ns1时,0点处的输送能耗比ns0为:

点1、2、3处的ΔV＝0,因此ns3＝ns2＝ns1。由此可知,系统运行时实际输送能耗比例都大于设计工况下的输送能耗比。

当0点非常接近2点时,ΔV＝V,V＝2V,则n＝·n,输送能耗比增大了50%,

303s0s1即0点在1点与2点之间范围时,ns0＝(1～1.5)·ns1。

当0点由2点非常接近3点时,ΔV＝V3,V0＝V3,则ns0＝2ns1,输送能耗比增大了1倍,即0点在2点与3点之间范围内时,ns0＝(1～2)·ns1。

当0点处于3点至停止所有机组范围内时,若机组的最小出力比例为25%,则输送能耗比ns0＝(1～4)·ns1。

若末端负荷进一步再减小,则输送能耗比例将继续增加,而输送能耗则维持不变。

(3)对温差调节与压差调节法的讨论。

两者的共同点:

第一,都是一种分阶段改变流量的变流量调节模式,根据一机一泵的设置台数分成几个定流量阶段。

第二,在任一阶段内的输送能耗比例高于该阶段的端点能耗比例,都是由于不能及时调节流量而引起的输送能耗增加。

两者的不同点:

第一,温差法检测温差与供回水流量,通过计算负荷来确定机组的开启台数,无需监控压力或压差,而压差控制法是通过压差旁通阀控制旁通量,由旁通量的大小来确定机组的开启台数。

第二,温差控制法的输送能耗明显小于压差控制法,尤其是在低负荷时,温差法的输送能耗比例低于设计值,而压差法则高出设计值很多。

以具有3台机组和对应水泵的系统为例,温差法与压差法的输送能耗比例随负荷率的变化曲线如图7-7所示。

图7-7　温差法与压差法的输送能耗比例随负荷率的变化曲线

Ⅰ:压差法的输送能耗比例曲线;Ⅱ:温差法的输送能耗比例曲线;Ⅲ:压差法与温差法的相同部分曲线

由图可知,在高峰负荷阶段内,温差法与压差法输送能耗比例变化相同,而且都大于设计值,而在中等负荷或低负荷阶段内,两者的差距很大。这是因为压差控制法没有充分利用流量减小后管网的流动阻力可大幅度减小的优势,从而导致非高峰负荷时不能及时调整流量而导致输送能耗比例大于设计值。

如果采取变压差控制法,即在不同的流量阶段利用不同的压差,例如与温差法的三个阶段的压差相等,分别为ΔP3、ΔP2、ΔP1,则变压差法与温差法的实施结果完全相同,包括输送能耗及其比例。

这里的输送能耗比例是指输送管路的,不包括热泵机组及其进出口管线的n′s1在内,因此冷热水总的输送能耗比例还应包括上述串连部分。由于机组及其连接管路的阻力不变,并且近似相等,因此,它的输送能耗比例则按定压差、变温差变化,它随负荷率的变化曲线如图7-8所示。

图7-8　热泵机组及其进出口管线的输送能耗比例随负荷率的变化曲线