一次泵变流量系统管路特性分析一次泵变流量系统管路特性分析一次泵变流量系统管路特性分析华东建筑设计研究院有限公司陆琼文【摘要】通过实例计算,分析一次泵变流量系统管网变化特性,分析了影响管路特性的因素.【关键词】管路特性变水量管网压差控制引言水系统管路特性曲线,是水系统自动控制,水泵运行工况分析,水泵节能分析的主要依据.在一般情况下采用静态分析方式,均将管路阻力与流量视作平方关系.在实际工程应用中,空调水系统管路特性与系统负荷分布,控制方式,系统设置方式等有关,管路特性与理论的静态分析有着较大的差异.本文以一次泵变流量系统作为分析对象.对管路特性曲线的变化特点进行分析.1.理论管路特性曲线在闭式水系统中,流体在管路中流动时消耗能量用于补偿管路阻力.根据流体力学原理.管路阻力与流量有如式(1)关系:H=S?Q(1)式中:H——管路阻力,kPa;管路阻力系数,kPa?h2,m6;Q——流量,m3/h.管路阻力系数 S 与管路的形式,组成管段的直径,长度,沿程阻力系数,局部阻力系数有关.当流动处在阻力平方区,沿程阻力系数仅与管道的相对粗糙度有关,在管材已定的情况下可以视为常数.因此,对于一个固定的管路系统,管路阻力系数为常数,管路阻力与流量平方成正比.管路特性曲线可以描述为一条经过原点的二次曲线.2.系统负荷分布对管路特性曲线的影响空调系统中风机盘管一般设置双位电动阀,该阀只有开和关两种状态.由于双位电动阀的通断特性,当系统负荷发生变化时,管路阻力特性会发生变化.即使在同一流量情况下.由于系统流量分布情况的不确定性,也会对管路阻力特性产生不同的影响.在此,笔者以一个风机盘管支路作为分析对象加以说明.④kPo,1l:固￡===5lkPa,lkPo匐..……一—一一'………l-一.'.图 1 风机盘管支路分析模型假设各风机盘管设计流量均为 1.0m3/h,压降 30kPa,电动双位阀压降 5kPa.系统采取静态平衡方式,通过调节手动调节阀保证满负荷情况下各风机盘管流量为设计值.该风机盘管支路可简化为以下模型(图中数字为阻力系数值):?3_8?④=④=④图 2 风机盘管支路简化分析模型部分负荷情况下,该支路所需流量小于设计总流量.假设控制支路压差,使支路流量达到设定值,由于电动双位阀控制方案,任意一个双位阀的开,关是随机的,就满足该支路流量需要的控制压差,可能会出现多种情况.就管路的阻力系数而言,也会出现多个数值情况.现以该支路所需流量为 80%设计总流量各双位阀的开,关出现 5 种工况为例进行分析,对应各工况时的各风机盘管的流量,支路总压降及管路阻力系数如表 1 所示,表中工况6 为理论工况(注:最大压降工况}最小压降工况).表 180%设计流量各工况压降值Q^QBQcQDQE∑Q△PSm3/hm3/hm3/hm3/hm3/hm3/hkPakPa?h2/m1 宰 O.0001.o0O1.Oo01.Ooo1.Oo04.O0o50.283.1420.9930.0001.0021.0021.0024.O0049.623.1030.9870.996O.oo01.0081.o084.o0049.O63.o74 水幸 0.9830.9921.0040.Oo01.0214.0oo48.673.045 木术 0.9830.9921.0041.02l0.O0o4.O0o48.673.046O.8o00.8ooO.8o00.8o0O.80o4.0oo32.642.04从计算结果可以看出,由于管路系统动态水力失调的存在,在同样的总流量下,各风机盘管流量分配不同,支路有着不同的压力损失.同时由于阀门的双位开关特性,系统实际压力损失远大于理论压降值(-r 况 6).按同样条件,分析计算 60%,40%,20%设计流量下的各不同工况,其结论是一致的.综合计算结果,可以获得该模型的管路特性曲线.O10%20g30g40g50g60g70g80g90g1OOg相对流量图 3 风机盘管支路管路特性曲线由图 3 可知.对于此风机盘管支路,实际管路特性曲线位于这两条曲线的包围范围内.这两条曲线与理论曲线存在着很大的差异,均位于理论曲线上方.对于采用电动两通调节阀的末端支路,或者由多支路组成的管路系统,由于系统负荷分布的影响.同样会存在这样2 条管路特性范围曲线.在此不再一一分析.?39?∞∞们∞.逝3.水泵变流量控制方式对管路特性曲线的影响在一次泵变流量系统中.一般采用以}{.下三种控制方式:温差控制法一保持供回水千管温差恒定:干管压差控制法一保持供回水干管压差(H1)恒定;H末端压差控制法一保持最不利环路压差(H2)恒定.在图 4 中.0 点为系统的设计工况点.当负荷减小时,流量由 Qo 变为 Qt,千千'}压差控越方式束墙盂差控稍方式温差控箭敲0r.1O.图 4 不同控制方式下水泵的远行工况管压差控制方式变化到 1 点,末端压差控制方式变化到 2 点,温差控制方式变化到3 点.三点对应的水泵转速分别为 nl,n2,n,.达到相同的流量,干管压差控制方式的水泵转速最高,节能性最差.温差控制方式下水泵转速最低,对应的水泵的扬程最小,水泵的能耗也最小.所以就节能效果而言.温差方式末端压差控制方式千管压差控制方式.末端定压值越小,节能性越好.但由于末端负荷变化时,负荷与温差不成线性变化,简单地对系统温差进行控制无法满足?40?图 5 一次泵变流量系统分析模型负荷变化的要求.本文主要对干管压差控制方式和末端压差控制方式下的系统管网变化特性加以分析.(1)分析模型以一个 5 个支路的变流量系统作为分析对象,如图 5 所示.该系统由 2 台流量为100m3/h冷水机组,2 台流量为 100m3/h 水泵,5 台流量为 40m3/h 空调器组成.空调器压降50kPa,相邻干管支路问的压降均为 lOkPa.根据本文第二部分的分析.管路特性曲线受到系统负荷因素的影响会形成 2 条阻力特性曲线.当各支路流量同比例变化时,系统压降出现最小值;当负荷出现在最远端时,系统阻力呈现最大值.根据此模型分别计算各种流量下的系统压降最大值及最小值.(2)末端压差控制一次水变流量系统(图 5A 所示)袁 2 末端压差控制各工况压降值Q△P^I^)【△Pm3/hlc1)akPalO%20ll71102O%4015012530%60l8014840%80222l8l5O%Ioo2652246O%l2023118970%1402552198O%16028225390%1803O82921o0%20o33633601O%20%30%40g50%60g7O%80g9O%10O%相对流量.图 6 末端压差控制一次水变流量系统管路特性曲线?41?OO000D,瑚 j 昙渤瑚啪∞.进趟由图 6 可见,末端压差控制一次水变流量系统管路特性曲线由 2 条曲线组成,系统工况点位于这 2 条的包围范围内.由于压力控制点的存在,这 2 条曲线均不通过原点.(3)干管差控制一次水变流量系统(图 5B 所示)表 3 干端压差控制各工况压降值Q△Pm3/hkPal0%202lO20%4022l3O%6023940%802655O%10029960%12025370%1402708O%16028990%1803111o0%2oo336O10%20%30%40%50%60%70%80%90%100%相对流量图 7 干管压差控制一次水变流量系统管路特性曲线由图 7 可见,干管压差控制一次水变流量系统管路特性曲线由单条曲线组成,曲线不通过原点.(4)两种控制方式的差异比较图 6,图 7.可以发现在同样的流量下干管压差控制系统压降值均高于末端压差控制?42?OOOOOO)∞0 蛆系统.因此末端压差控制系统具有更好的节能特性.由于末端压差控制只保证最不利环路压差.近端环路压差会不断变化,如图 8A 所示(实线为设计负荷工况管路压降,虚线为部分负荷工况管路压降),H0 为末端压差设定值,H 为设计工况下近端支路压差值.当管路流量减小时,末端压差 H0 保持不变,近端支路压差 H 减小为 H:.当近端环路压差小于该环路的压差设计值时,该支路会欠流量,无法满足该环路的流量要求,如支路采用静态平衡阀消耗由静态水力失调富裕的压头时.该现象尤为严重,且无法避免.笔者建议,在该种控制模式下应在支路设置定压差控制器.才能满足水力平衡要求.对于干管压差控制系统.在部分负荷下各支路压差均比设计工况增大(如图 8B 所示),不会出现支路流量不足的现象.但支路压差增大会使得支路控制阀阀权度降低,因此在设计时应增大阀门的阀权度,或在支路设置定压差控制器.由以上分析可见.两种控制方法都有着各自的特点,在实际工程中可考虑设置多个压力控制点.综合比较进行变流量控制.HB 一千管压差控制图 8 两种控制方式的差异性4.系统设置对管路特性曲线的影响从图 6,图 7 可以发现,管路特性曲线在 50%设计流量点均出现了不连续点.这是由于系统冷水机组,水泵运行台数变化所造成的.当冷水机组台数改变,冷水机组侧管路阻力系数发生变化,必然对管路特性曲线造成影响.5.结论(1)一次泵变流量系统的管路特性曲线受到动态水力失调,控制方式,系统设置等因素的影响,实际管路特性与理论分析有着较大的差异;(2)一次泵变流量系统的管路特性曲线是受到多种因素决定的,利用单一的管路特性曲线对空调系统及系统中的设备进行运行工况分析乃至节能分析都不切合实际.参考文献【1】孙一坚空调水系统变流量节能控制Ⅱ].暖通空调,2001,6(6)[2]2 杨伟等变流量二次泵系统管网特性研究刚.暖通空调,2008,38(6)【3】张明等空调冷水泵运行工况分析 IJ].暖通空调,2008,38(6)?43?,4...●,,...。