變流量系統調節閥的實(shí)際運行特性分析
通過(guò)實(shí)例計算，分析變流量系統部分負荷下的調節閥實(shí)際運行特性。壓差控制系統，部分負荷下用戶(hù)的閥權度一般小于設計值;末端壓差控制系統，部分負荷下用戶(hù)閥權度取決于被關(guān)閉用戶(hù)的位置，閥權度保持不變或大于設計值。調節閥選型時(shí)，可采用根據最不利環(huán)路選型其他支路校核的方法。
為了達到節能的目的，變流量系統越來(lái)越多地應用于實(shí)際工程中。風(fēng)機盤(pán)管前一般安裝電動(dòng)兩通閥，空調箱前一般安裝電動(dòng)調節閥。對于兩通閥只存在開(kāi)關(guān)兩種狀態(tài)，閥權度對其沒(méi)有意義;對于調節閥存在調節性能的好壞，用閥權度的概念來(lái)衡量。當末端用戶(hù)負荷變化時(shí)，調節閥通過(guò)調節開(kāi)度進(jìn)而調節水流量以維持室溫設定值。不同控制策略下調節閥的實(shí)際運行特性不同。本文針對兩種常見(jiàn)的壓差控制方式部分負荷下用戶(hù)的閥權度變化情況進(jìn)行了分析。
1、調節閥的實(shí)際流量特性及選型
調節閥的理想流量特性是建立在閥門(mén)兩端定壓差的基礎上。而調節閥的實(shí)際流量特性考慮支路兩端定壓差，支路兩端不定壓差的情況比較復雜，但可借鑒支路定壓差時(shí)的公式進(jìn)行分析。調節閥的實(shí)際流量特性可參考文獻。在實(shí)際流量特性的方程推導過(guò)程中，閥權度的定義為：
式中：ΔP1m為調節閥設計工況下兩端的壓差，Pa;ΔP為調節閥所在支路的壓差，Pa。
而實(shí)際運行過(guò)程中支路的壓差ΔP不一定是定值，所以調節閥實(shí)際運行時(shí)閥權度并非保持不變。部分負荷時(shí)，由于其他支路的開(kāi)關(guān)引起自身支路壓差的變化，進(jìn)而影響閥權度的變化。
系統設計完成后，最先確定最不利支路的調節閥進(jìn)而確定壓差設定值及水泵揚程等。對于末端支路以外的其他支路，壓差確定后可以選擇調節閥型號。但由于調節閥相鄰兩檔之間的流通能力差別較大，如表1所示。因此，在實(shí)際選型過(guò)程中很難選擇到理想的型號。選型時(shí)一般選擇流通能力稍大的調節閥。因為，調節閥在小開(kāi)度時(shí)，流速大阻力大，壓力的變化超過(guò)閥體本身的剛度需求時(shí)閥體振蕩明顯，穩定性差。調節閥的最大開(kāi)度應保證在90%左右，而最小開(kāi)度應不低于滿(mǎn)開(kāi)度的10%。由于支路的壓差已定，所以當調節閥選型CS值和CS計算值不一致時(shí)可用靜態(tài)平衡閥來(lái)限制調節閥的最大流量。
現在商用調節閥的CS值見(jiàn)表1。
表1 商用調節閥的CS值
2、實(shí)例分析
假設一如下6支路模型：每臺空調箱的額定流量為50t/h，額定阻力為50kPa，假設最不利支路調節閥的閥權度為0.5，那么調節閥需要承擔的阻力為50kPa，所以CS=0.01×50000/(50)0.5=70.7。和此值接近的CS值有兩個(gè)：63，100。如果選擇前者，則額定流量下的阻力為ΔP=(0.01×50000/63)2=63kPa，最不利支路調節閥閥權度為0.54。選擇后者，額定流量下的阻力為ΔP=(0.01×50000/100)2=25kPa，調節閥閥權度為0.33。本例選擇CS=63的調節閥，不選擇后者的原因詳見(jiàn)計算結果。由此例可以看出，調節閥選型時(shí)為了調節閥調節性能更好，水泵的揚程增加了3.8mH2O。末端支路設可保持流量精確測量的3kPa靜態(tài)平衡閥。對于A(yíng)HU-2等其他支路，如果不設靜態(tài)平衡閥，那么調節閥兩端壓差變大，調節閥處于過(guò)流狀態(tài)。為了限制調節閥的最大流量，故其他支路為便于流量調節也分別增設靜態(tài)平衡閥。
2.1、壓差控制系
圖1為壓差控制系統模型。
圖1 壓差控制系統模型
供回水管壓差設定值為153kPa，部分負荷下由于某些支路的關(guān)閉勢必會(huì )對其他支路造成影響。假設當某一支路關(guān)閉時(shí)，其他支路調節閥開(kāi)度減小支路可維持設計流量。83%負荷下各用戶(hù)的閥權度值見(jiàn)表2。其他負荷率下變化規律與之相同，在此不再贅述。
表2 壓差控制系統各用戶(hù)閥權度值(83%負荷)
圖2 壓差控制部分負荷下各用戶(hù)閥權度變化情況(末端支路閥權度0.54)
圖2為末端支路閥權度為0.54時(shí)部分負荷下各用戶(hù)閥權度變化情況。
由計算結果可知，對于壓差控制系統而言，部分負荷下干管流量減少，干管阻力變小，支路壓差增大，用戶(hù)的閥權度小于設計值。閥權度最小的時(shí)候為只有該用戶(hù)單獨運行時(shí)。
調節閥選型時(shí)，應先確定最不利支路的調節閥型號。根據最不利支路的壓差逐步求出其他各支路的壓差，進(jìn)而對每個(gè)支路進(jìn)行調節閥的選型。但如此一來(lái)就很繁瑣，給工程設計帶來(lái)了很大工作量。由上面分析可知，近端用戶(hù)閥權度最有可能不滿(mǎn)足設計要求。對于壓差控制系統，其他各支路可選擇與末端支路相同的調節閥，各支路用靜態(tài)平衡閥平衡阻力。然后用各支路調節閥兩端的設計壓差與供回水管壓差設定值的比值進(jìn)行校核，保證最不利情況下閥權度值不小于0.3。對不滿(mǎn)足要求的支路進(jìn)行調節閥重新選型。例如本例，末端支路調節閥先按閥權度0.5進(jìn)行選型，實(shí)際選型后的閥權度值為0.54，最不利情況下各支路閥權度值均大于0.4。
由于調節閥前后兩檔流通能力差別較大，所以如果本例最不利支路按閥權度0.3(實(shí)際選型后的值為0.33)選型時(shí)，各個(gè)支路的閥權度值在部分負荷下均小于0.3，調節性能差(圖3)。
圖3 壓差控制部分負荷下各用戶(hù)閥權度變化情況(末端支路閥權度0.33)
2.2、末端壓差控制系統
圖4為末端壓差控制系統模型。
圖4 末端壓差控制系統模型
圖4末端壓差控制系統模型為了便于分析，末端壓差控制系統仍采用上述模型，末端定壓值為118kPa，其他條件不變。83%負荷下各用戶(hù)的閥權度值見(jiàn)表3。其他負荷率下變化規律與之相同，在此不再贅述。
表3 末端壓差控制各用戶(hù)閥權度值(83%負荷)
圖5為末端支路閥權度為0.54時(shí)部分負荷下各用戶(hù)閥權度變化情況。
圖5 末端壓差控制部分負荷下各用戶(hù)閥權度變化情況(末端支路閥權度0.54)
由計算結果可知，對于末端壓差控制系統而言，部分負荷時(shí)干管流量減少，干管阻力減小，除受控支路外的其他支路壓差降低，用戶(hù)的閥權度大于閥權度設計值。被關(guān)閉用戶(hù)的上游用戶(hù)(靠近冷源側)閥權度變大，下游用戶(hù)的閥權度不變。被控的末端支路閥權度不變。當最不利支路調節閥閥權度按0.3選型時(shí)，部分負荷下各用戶(hù)閥權度值見(jiàn)圖6。為了簡(jiǎn)化計算，末端壓差控制系統可按最不利環(huán)路選型，然后驗證近端用戶(hù)的閥權度不小于0.3，不滿(mǎn)足的支路重新選型。
圖6 部分負荷下各用戶(hù)閥權度變化情況(末端支路閥權度0.33)
同時(shí)，增大干管管徑，減小干管阻力，有利于減緩各支路間的相互影響，增加系統穩定性，各支路部分負荷下的閥權度值有所提高。
3、結論
1)對于壓差控制系統，部分負荷下用戶(hù)的閥權度一般大于設計值;對于末端壓差控制系統，被關(guān)閉用戶(hù)的上游用戶(hù)閥權度變大，下游用戶(hù)閥權度不變。
2)變流量系統調節閥選型時(shí)可根據末端支路選型其他支路校核的方法。
3)對本例而言，壓差控制系統末端支路閥權度為0.54時(shí)，最不利工況下各用戶(hù)的閥權度大于0.4;末端支路閥權度為0.33時(shí)，部分負荷下各用戶(hù)閥權度一般小于0.3。末端壓差控制系統，最不利工況下各用戶(hù)的閥權度大于0.4;末端支路閥權度為0.33時(shí)，中高負荷下各用戶(hù)閥權度一般小于0.3。
