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1、研析一次泵旁通的方法1是流量与流量还是流量与温差间不同步变化众所周知，载冷剂的作用是将冷源侧产生的冷量输送（皮带运输机的撒料的处理）到用户侧。在一次泵变流量系统中冷源侧的流量Qj是用户侧流量Qm与旁通流量Qp之和，即Qj=QmQp.当Qp=0时，Qj=Qm描述了两侧间流量同步变化的关系。在论述用户侧与冷源侧流量关系时提出了通过深入研究冷水机组和末端设备的换热特性发现，冷源侧与用户侧流量同步变化的观点并不成立的论点，而在正文中讨论的却是温差与流量不同步变化所带来的问题。两者分属不同的物理概念，如果坚持两侧流量不同步变化的观点，那么就要解释因此产生的载冷剂流量偏差到哪里去了2管网特性的变化是事物的
2、本质目前业内对一次泵变流量系统的研究大多局限于系统冷水流量的变化。尽管流量的减少使得管道压力损失成2次幂比例减少，但是其流体流动的运行动能来自循环水泵，而水泵工作点是水泵特性与管网特性方程组的解。方程H=SQ2是描述闭式冷水系统管网特性的数学模型，式中，H为扬程；Q为流量；S为管网阻抗系数。部分负荷工况下，末端温控调节阀的主动性调节将造成管网阻抗系数S的变化，系统水泵工作点由设计工况下的A点（对应参数为QA和HA）沿水泵特性曲线向左上方移动到B点（对应参数为QB和HB），呈现出流量减少且扬程升高的表象。早期冷机制造商从安全运行角度出发，主观强调冷源侧恒流量供水运行的定势思维，但由于系统中用户侧
3、温控阀的调节属性，使得系统流量会在一定范围内变化，当QP=0时，系统流量始终保持Qj=Qm的动态平衡关系。管网阻抗系数S的变化是因，流量Q和扬程H的变化是果，这是事物的本质。3旁通管阀由于旁通水量不仅没有输送冷量还额外消耗了水泵功耗，同时混水低温效应降低了蒸发器进水温度，造成蒸发温度和压力的降低，导致冷水机组COP降低，故应在确保冷水机组安全运行的前提下尽可能地减少旁通水量。对舒适性空调而言，是否需要设计旁通应取决于对空调区进行逐项逐时冷负荷计算以及系统水力计算与冷水机组安全流量Qa的数据比对评估的结果。当系统可能出现Qm（110120）Qa工况时，应配置旁通管阀，即便是在变频调速泵系统中也应
4、如此；反之则可取消。通过概率计算，指出在某些确定的中，高负荷率工况下，末端通断控制的风机盘管水系统的阻力特性和总水量波动不大，此时水系统可取消制冷机的旁通管，直接应用一次泵变频。有趣的是许多学者认为调节阀的相对开度均在0100范围内调节。可是，从严格意义上讲，在管路上串联平衡阀的措施没有改变调节阀的阀权度，改变的只是调节阀在调节过程中的相对开度。如果不串联平衡阀，调节阀要在相对开度0100的范围内调节；串联了平衡阀，应尽量使调节阀在50100内调节，即可满足待调流量值，防止出现调节阀关死的现象。据此观点，笔者对多个酒店舒适性空调和工厂工艺性空调项目实施调研，其结果表明在停机状态下，大多数末端电
5、动调节阀相对开度并不是0，其开度取决于温度控制器的输出信号，被控对象是阀门的开度，而非阀门的开关状态。调研同时发现部分通断式电磁阀也处于开启状态，其状态取决于电磁阀的构造和控制电源。与星级酒店客房采用插卡取电节能开关切断AC220V电源不同的是，大多数办公楼仍采用手动开关控制电动阀电源。对于图2给出的某型号温控器电气接线图，其电动阀的电源为手动控制开关。即使客房中无人不需要使用空调，当风机停转后，若电动阀未关闭，该末端支路流量并不为零。此外，机型不同，冷水机组安全流量Qa值迥异，目前TRANE有个别机组运行到10标称流量都可以，而格力推荐控制到70，即不建议水流量低于70。因此，冷水机组存在一
6、个流量变化下限，当流量小于下限值时，冷水机组有喘振和冻裂等危险，要解决用户侧与冷源侧流量和温差不同步变化带来的问题，必须进行旁通设计的观点值得商榷。3.1压差旁通阀负荷为设计负荷时有Qp=0和Qj=Qm，且均为设计流量，水泵以设计转速运行。此时最不利支路2两端的作用压差为p，并取该值为控制压差旁通的设定值；设计工况下供回水总管温差为t，并取该值为控制水泵变频调节的设定值。其实质是对系统管网特性和水泵特性分别实施调节。若支路1关闭，系统在50设计冷负荷率工况下运行，此时作用在支路2两端的压差增大。基于文献中根据该信号控制部分流量流过旁通阀，保持支路2两端的作用压差恒定和系统总流量基本不变的论述，
7、本文设支路1和2设计流量均为1.8m3/h，p=60kPa，t=5K，结果发现这是一个相互矛盾的论点。先假设根据该信号控制部分流量流过旁通阀，保持系统总流量基本不变条件成立。系统总流量维持3.6m3/h不变，故水泵工作点不变。两支路之间总管压降为（1.82）2/1.8210kPa=40kPa，参见图3b.支路2资用压头p2为0kPa，Q2=0m3/h，因此以p=60kPa设定的末端旁通阀不能开启，故Qp=0.可见基于保持系统总流量基本不变的结论难以成立。再假设根据该信号控制部分流量流过旁通阀，保持支路2两端的作用压差恒定条件成立。p2=60kPa，t2=5K，Q2=1.8m3/h，满足Qp0.
8、由于混水低温效应，供回水总管温差t5K调节水泵频率降低，p260kPa，Q21.8m3/h，旁通阀失去作用，此时Qp=0；支路2供回水温差t2升高，系统供回水总管t随之上升，系统水泵增频使得特性曲线上移，系统呈现反复振荡属性，当所有支路均处于部分负荷工况时，这种振荡会更加恶劣。此外，在多机组并联运行系统中，若将p视为压差旁通设定值，当部分机组运行时，末端压差旁通阀将失去控制作用。从原理上说，系统中旁通水量导致的管网压力损失是无所谓的，且末端与水泵的距离越远，系统压损能耗就越大，这样的控制策略有悖系统节能的初衷。3.2温差旁通阀其中p为控制水泵变频运行的设定值；t为保证冷水机组安全运行的最大温差
9、，并取该值为控制温差旁通的设定值。可以发现，该系统的温差旁通阀门很难得会开启，而只要温差旁通阀门一旦开启，这又是一个不能稳定运行的管网系统。不妨假设支路2因停用而关闭，支路1满负荷运行，系统负荷率为50.由于支路2关闭，Q2=0m3/h，且由于p=60kPa为控制水泵变频运行的设定值，使得此时支路1的资用压头p1=60kPa仅为设计压头80kPa的75，对应的支路流量约为设计流量的？0.7586.60，系统总流量减少为设计总流量的43.3，但由于冷水机组在50负荷工况运行，系统总管供回水温差还不足以超过冷水机组安全运行的最大温差t（该最大温差值究竟是多少文献没有具体说明，本文只是依据其上下文的
10、解释判断应比设计供回水温差高出较多）。可见即使在系统流量不足设计流量的50时，该温差旁通阀门仍未开启，形同虚设。即便该温差旁通阀确因系统供回水温差太大而开启，则系统管网阻力迅速减少，水泵工作点右降，增大流量，降低扬程，由于p控制作用提高水泵转速。一方面末端支路因流量增加而使回水温度降低，另一方面，旁通的低温冷水迫使干管温差降低，进而关闭旁通阀。而旁通阀的频繁开关将造成p1的持续扰动，周而复始，反复振荡，系统将长时间不能稳定运行。不仅不能满足末端供冷需求，还呈现不稳定属性，是不负责任的措施。鉴于篇幅限制，本文对文献中提出的其它旁通控制方式不再一一进行分析和讨论。4系统冷量平衡流体克服管阻做功时，
11、流体水分子之间，流体与阀门和管壁之间相互摩擦和碰撞产生的热量会造成系统冷量损失，此外系统还存在绝热损耗。所以系统冷量平衡式为Vo=VmVs，其中Vm为用户侧耗冷量，Vs为系统损耗冷量。尽管三者均为流量的函数，但是由于Vs的客观存在使得两侧间冷量与流量之间的线性变化关系也不能成立。在大流量小温差的恒速一次泵水系统中，当末端负荷率变化时，系统流量并不立即随之变化，而是取决于温控阀的控制，具有显着的热惯性和长延时属性。此时通过调节T可平衡系统的冷量关系。而在一次变速泵水系统中，主要是依靠水泵调节流量的变化来平衡此关系，呈现小流量大温差特性。因此，文献单方面强调仅仅起载冷剂作用的水量与冷量同步变化缺乏
12、明确的物理意义。5用户侧换热量流量关系风机盘管机组（GB/T19232-2003）对风机盘管额定供冷量的定义是：机组在规定的试验工况下的总除热量，即显热和潜热量之和。采暖通风与空气调节设计规范（GB50019-2003）所规定的舒适性空调室内计算参数为温度2228，相对湿度4065.而干球温度为27的回风要在7/12表冷器上实现干工况，相对湿度就得小于30.再者，由于风机盘管的制冷量是标准配置的，不是连续可变，任意可选的，即设计室内空气状态变化曲线与盘管制冷特性曲线并不一定吻合。仅仅研究干工况下盘管制冷特性缺乏普遍实际指导意义，难避闭门造车之嫌。商品散热器特性应依据采暖散热器散热量测定方法（G
13、B/T13754-2008）实验测定，不是根据式（2）（3）计算设定。许多制造商采用的是水量调节阀变流量测试模型，而文献错误地认为当末端设备采用流量可调型阀门控制时，用户侧的换热量流量关系可以用换热器静特性表示，由此得出的所谓换热量流量特性曲线实际反映的是调节阀与换热器串联组件特性，而不是式（2）所示表冷器的换热器静特性。例如某系统所有末端设备全部采用流量可调型阀门，采用4台相同型号机组，当相对负荷为50前提时，根据式（2）计算得出用户侧所需相对流量仅为13.0.根据负荷情况，此时应该运行2台冷水机组，但是根据用户侧流量情况，此时可以只运行1台冷水机组，并且应满足冷水机组的最小流量限制的结论，
14、本文给出如下分析。首先，若运行2台冷水机组，每台相对制冷量均为100，单机相对流量为26.如上所述，除个别厂商的个别机型和模块机组之外，大多数冷水机组对最小安全流量保护的设定值多在5070之间，不会允许在26相对流量条件下运行，所以该工况下的实际制冷量也为0kW.其次，若运行1台冷水机组，单机相对流量为52，即便能够满足冷水机组的最小流量限制要求，仅仅2的相对安全余量也无法保障机组安全运行。何况此时T=19.23，蒸发器回水温度高达26.23，将导致机组高压保护动作，因此该工况下的实际制冷量也为0kW.描述用户侧供冷量。6冷源侧换热量流量关系某冷水机组特性曲线，可见曲线拐点左端5的相对流量对应
15、着约30的相对制冷量，在此区间内轻微的流量波动都会导致制冷量的大幅振荡，使得小流量控制变的非常困难，而安全风险却显着增高，任何冷水机组制造商都不会以牺牲机组安全性能为代价去换取如此特性的。通常考虑到系统和机组的安全运行设计余量，制造商会在40相对流量附近设置安全控制边界，不会出现如图6所示特性。一般商品机组的相对流量多为6070.退一步说，即便是实验机型也不会出现制冷量/流量均为0的特性曲线。此外，最低相对制冷量仅为40的机型缺乏市场竞争能力。鉴于在研究对象模型选择上存在瑕疵，文献中关于相对制冷量与相对流量呈线性关系的结论尚待进一步佐证。7通断控制型阀门特性文献认为采用通断控制型阀门控制的单台风机盘管流量只有设计流量和零流量2种状态。阀门打开时，通过盘管的流量为设计流量，供回水温差为设计温差；阀门关断时，通过盘管的流量为零，不影响供回水温差。因此无论处于何种状态，管网的供回水温差就是设计温差。由于温差始终不变，因此该系统的换热量与流量成正比.可是，该文作者在分析动态水力失调时又说：当风机盘管采用通断控制型阀门时，不能消除管网的动态水利失调。负荷减小时，由于某些支路关闭，造成未关闭支路的作用压差增大，因此未关闭支路上的换热器处在相对流量大于1的工况下，供回水温差将减少。
