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阀门技术

利用双温度控制阀降低冷水系统能耗

0 引言

“大流量、小温差”是集中空调冷水系统中常见问题,特别是对于空调末端以风机盘管为主的系统,在实际运行中,其总供回水温差往往明显低于设计值,导致输配能耗显著增加。如何采用有效的技术手段,提高水系统的运行温差,降低输配系统的能耗,实现系统的节能运行,一直是业界关注的问题。

与空气处理单元、新风机组等末端相比,风机盘管水侧控制的特点在于采用通断型电动两通,其控制策略为:当室温超过上限时,通断型电动两通开启;当室温低于下限时,通断型电动两通阀关闭。朱伟峰等人指出,在这样的系统中,无论是否进行水力平衡,由于末端之间的水力影响,系统的总供回水温差必然会在部分负荷工况下减小;而由于系统在全年绝大部分时间内运行于部分负荷工况,所以实际测试的结果总是“大流量、小温差”。蔡宏武归纳了实际系统的逐时冷量、温差数据,验证了朱伟峰等人的结论。Chang等人给出了定量评价末端之间水力耦合程度的指标,以及根据该指标估算风机盘管水系统整体性能的方法。

因此,为了解决风机盘管水系统“大流量、小温差”的问题,必须从风机盘管水阀的控制入手,改变控制方式,提高控制水平,使各末端都工作在合适的流量和温差下,这是“治本”的方法;而其他措施,例如水泵变频控制等,并不能单独解决小温差问题,而是应该配合末端的控制方式进行调整。

本文从冷水系统节能的角度出发,对风机盘管水阀控制的若干问题进行探讨,在此基础上提出一种结合通断调节和连续调节优点的控制方法,并将此方法集成于双温度控制阀中。最后,通过动态模拟实验验证这种控制方法的控制效果和节能收益。

1 风机盘管水阀通断控制必然产生“大流量、小温差”

风机盘管水系统之所以会出现小温差,核心的原因在于末端之间的水力耦合。在系统的实际动态运行过程中,所有末端水阀全开的工况极少出现,在绝大部分工况下,都会有一部分末端关闭水阀,由于末端之间的水力耦合作用,这些水阀关闭的末端会将冷水“挤向”其余末端,导致其余末端流量上升,超过设计值。水阀关闭的末端仅维持很小的流量,对水系统的总温差没有影响;系统总温差由水阀开启的末端决定,而这部分末端由于水流量超过设计值,所以供回水温差低于设计值。系统总负荷率越低,关闭的风机盘管越多,这种末端之间的“挤水”现象就越明显,系统总温差就越低。因此,当以系统总供回水温差为观察对象时,就会发现它总是低于设计值,特别是在部分负荷工况下。

下面以一个算例来说明上述问题。如图1所示,一个简单的水系统包含6台风机盘管末端,每个末端的额定流量为1L/s,高挡风速下的额定供回水温差为5℃。各支路的阻力系数如表1所示。

图1 系统示意图

表1 各支路阻力系数

在所有末端阀门全开的工况下,1~6号末端的相对流量(实际流量与额定流量之比)分别为1.3,1.2,1.1,1.0,1.0,1.0,总供回水温差为4.9℃。而如果有一半的末端关闭水阀,例如1~3号末端关闭水阀,则4~6号末端的相对流量分别上升为1.2,1.2,1.1,总供回水温差为4.5℃。

上述问题的根源有以下两点,一是末端之间的水力耦合是必然存在的;二是通断调节阀没有连续调节流量的能力,所以当一个末端的冷水流量超过设计值时,该末端并不能自主地调低流量。因此,对于末端水阀通断调节的系统,无论系统在初始状态下是否调至平衡状态,都不能解决系统动态运行过程中的小温差问题。

为了提高风机盘管水系统的供回水温差,常见的思路是在管网中安装各类水力平衡阀,消除各支路多余的资用压差,避免各末端流量过大。然而这样的做法在实际工程中却常常无法得到理想的效果,下面按照平衡阀的安装位置分两种情况分析。

1)在各级输配干管上安装水力平衡阀。这样的措施可以削弱输配干管之间的不平衡性,但却会增大末端之间的耦合程度,加重“挤水”作用。研究表明,在冷水输配管网中,输配干管阻力在管网总阻力中所占的比例越大,风机盘管之间的水力影响就越严重,系统总供回水温差就越低。例如,在上文所述的算例中,在主回水管上增加一定的阻力,使得主回水管的压降上升2m,相应增大水泵扬程,使得所有末端阀门全开工况下各末端流量不变,此时如果关闭1~3号末端的水阀,则4~6号末端的相对流量分别为1.3,1.3,1.2,总供回水温差为4.2℃,与未增加主回水管阻力的情况相比,总温差下降了0.3℃。

因此,在各级干管上安装水力平衡阀,虽然能在极端情况(所有末端水阀全开)下缓解水力不平衡状况,却会加剧部分末端开启时系统总温差下降的程度。这就解释了很多实际工程中虽然安装了多级平衡阀并进行了专业的调节,水系统总温差却依然偏低的现象。

2)在空调末端支路上安装平衡阀。这种方案有利于降低末端之间的耦合程度,减弱末端调节动作之间的影响。但是,在实际运行中各空调末端不断进行调节,各末端支路两端的压差始终变化,使用静态平衡阀不仅不能实现动态平衡,而且会在一些工况下加剧不平衡。而如果采用动态平衡阀,例如在每个风机盘管前安装动态流量平衡阀,将其当作限流器使用,则必须配给平衡阀足够的阀权度,否则难以实现良好的平衡效果。而且,除非每次换季都对动态平衡阀逐个重新整定,否则无法保证在供冷供热两种工况下都能满足将各末端流量维持在设计值的要求。

为了解决风机盘管水系统小温差的问题,必须改变末端水侧的控制方式。如果能够将末端水阀由通断调节改为连续调节,则可以同时解决末端水力平衡和耦合影响的问题。一方面,各个末端能够自主动态平衡,在输配管网中不必再安装平衡阀,在冬夏季交替时也不需重新进行平衡工作。汪善国指出,在一般商业建筑中使用等百分比两通阀,在自动平衡各支路的流量之后,仍剩余足够的阀杆行程供调节冷量。另一方面,当一些末端降低流量时,另一部分末端可以自主关小阀门开度,避免流量被动地上升,削弱了“挤水”现象的影响。而且,在部分负荷下,连续调节水阀可以将流量降低到设计值之下,将系统的供回水温差提高到高于设计值的水平,大幅降低系统总流量,取得良好的节能效果。

2 风机盘管水阀连续调节存在的问题

如果将风机盘管水阀改为连续调节,以下两个问题需要特别引起注意。

1)冷负荷偏小、除湿负荷较高时的除湿问题。通常舒适性空调在夏季利用冷水冷却室内空气,同时还对室内空气进行除湿,当室内冷负荷较小而湿负荷不小,即热湿比较小时,水阀开度会关小,降低冷水流量以满足室内冷负荷的要求,此时表冷器的送风温度和含湿量较高,导致送风的除湿性能恶化,造成室内相对湿度偏高,影响室内环境的舒适性。

2)水阀开度较小、冷水流量较低时的控制问题。根据盘管冷量-冷水流量曲线,当水阀开度较小、冷水流量偏低时,水量的微小改变会导致冷量的大幅变化。图2显示了一个典型盘管的相对冷量-相对流量曲线,其中相对冷量(流量)指实际冷量(流量)与其额定工作值之比,对于该盘管,如果相对流量低于0.2,冷量对流量的变化就会很敏感,例如相对流量由0.04增长为0.08,相对冷量即由0.15增长为0.30。这使得末端在这个区域内的调节特性很差,控制过程很难保持稳定。

图2 典型盘管曲线

综上,风机盘管水阀连续调节的主要问题在于冷水流量较低时的除湿和控制调节。在这样的工况下,采用通断调节反而具有一定的优势。首先,在通断调节阀开启时,盘管的流量较高,除湿性能有一定保证;其次,通断调节阀非开即关,控制简单,不存在阀门开度较小时调节困难的问题。

3 风机盘管水阀连续-通断控制策略

3.1 制冷除湿工况

1)控制策略介绍

本文提出的风机盘管水阀控制策略结合了连续调节和通断调节的优点。该策略既包含连续调节方式,又包含通断调节方式。回水温度被用来判断是采用连续调节还是通断调节。在夏季降温同时要求除湿时,给出回水温度的最高限值tw,max,在常规的供水温度、送回风温度下,tw,max应当使风机盘管表冷器的表面平均温度低于室内露点温度,从而具有一定的除湿能力。

当回水温度低于tw,max时,采用连续调节方式,由于盘管的表面温度不会过高,所以送风的含湿量不会太高,即送风具有降温能力的同时还有较强的除湿能力,可避免由于回水温度过高而引起除湿性能恶化导致室内相对湿度偏高的现象。若回水温度在tw,max之上,说明盘管表面温度较高,除湿能力很差,通常这种工况对应的供冷量和冷水流量都较低。此时,根据回风温度作进一步判断:如果回风温度高于其设定值,说明盘管供冷量不够,需要继续调大阀门开度,因此延续连续调节方式;如果回风温度低于其设定值,说明盘管供冷量已经足够,若继续沿用连续调节方式,则会进一步降低冷水流量,而恶化末端的除湿能力和调节特性,应转变为通断调节方式。在连续调节和通断调节的切换过程中,要设置控制死区,以避免阀门在两个状态间频繁切换。

本文提出的控制策略如图3所示,下面分别介绍回水温度低于和高于上限值两种情况的控制策略。

图3 风机盘管连续-通断控制策略

2)回水温度低于上限值

当回水温度低于上限值时,采用连续调节策略。常见的连续调节策略是简单的单回路闭环反馈调节,即根据室内温度与设定值的偏差控制水阀开度,从而实现室内温度调节。然而,房间和盘管在热惯性和调节特性上相差很大,房间温度对供冷量变化的反应速度慢、线性强,而盘管供冷量对水阀开度变化的反应速度快、非线性强,因此,将房间和盘管直接置于一个回路中的调节质量不好,对调节对象和负荷变化的适应性差,过程的动态特性不佳。这种调节过程包含特性相差较大的对象的系统,适宜采用串级控制回路。

串级调节系统采用两套传感器和两个调节器,两个调节器串联起来工作,前一个调节器的输出作为后一个调节器的给定,后一个调节器的输出送往水阀;前一个调节器称为主调节器,它所检测和调节的变量称为主变量,即工艺控制指标;后一个调节器称为副调节器,它所检测和调节的变量称为副变量,副变量是为了稳定主变量而引入的。本文采用的风机盘管串级控制策略中,主变量为房间温度ta,副变量为回水温度tw。控制策略描述如下:

①主回路策略比较元件1(指图3中编号1,下同)通过比较室内温度传感器7检测的室内温度ta和室内温度给定值ta,set,得出室内温度偏差值e1,主调节器2根据室内温度偏差值e1,通过闭环反馈算法,得出回水温度给定值tw,set,但回水温度给定值tw,set不得高于回水温度的最高限值tw,max

②副回路策略比较元件3通过比较回水温度传感器8检测的回水温度tw和主调节器2输出的回水温度给定值tw,set后,得出回水温度偏差值e2,副调节器4根据e2,通过闭环反馈算法,得出水阀开度命令值X,水阀开度命令值X作用于阀门及表冷器5,产生不同的换热量Q,Q作用于调节对象房间6,从而调节室内温度ta

当诸如供水温度、供水压力变化所产生的二次扰动f2发生并进入副回路时,回水温度tw很快受到影响,通过副回路的调节作用,快速抑制其影响,因此二次扰动f2在引起室内温度ta波动之前即已被抑制,所以在滞后和时间常数较大的室内温度调节中,采用上述串级调节系统,可减小超调量,缩短过渡时间,提高调节品质,特别是能大大增强抗二次扰动的能力,从而增强对水温、水压变化的适应性、改善过程的动态特性、进一步提高系统的调节质量。

3)回水温度高于上限值

根据上文的分析,当回水温度tw,set高于上限值tw,max时,需要分两种情况讨论。如果回风温度高于其设定值,则采用上文所述的串级调节策略,增大阀门开度;如果回风温度低于其设定值,则切换为通断控制;若室温低于下限,则关闭水阀;反之,则开启水阀,但水阀并非全开,而是恢复到连续调节切换到通断调节时的开度值。在这个开度值上,回水温度约等于上限值。在水阀开启的工况下,盘管具备一定的除湿能力,可以使得室内相对湿度不至于过高,且回避了小流量下冷量对流量变化非常敏感导致调节困难的问题。

3.2 供热或供冷但没有除湿需求的工况

在冬季供热或夏季供冷但没有除湿需求的工况,对回水温度可不作限制,在所有工况下都采用连续调节方式。这使得流量可以被进一步降低,与夏季供冷除湿工况相比,可取得更显著的节能效果。具体控制回路仍采用上文所述的串级控制系统。

3.3 采用连续-通断控制策略的双温度控制阀

将上述策略和硬件集成在一起,可组成兼具连续调节与通断调节功能的控制阀。由于在该阀门的控制过程中需要测量和控制室内空气(回风)温度和回水温度,因此称该阀门为双温度控制阀。双温度控制阀安装在空调末端的回水管路上,采集副变量回水温度的传感器集成在阀体中,主调节器、副调节器、室内空气(回风)温度传感器等集成在阀门驱动器中;室内控制器有一个人机界面,用于设定和显示室内温度;风机调速装置既可置于室内控制器中,也可置于阀门驱动器中。

4 模拟分析

4.1 冷水系统动态模拟平台

基于冷水系统动态模拟平台进行了模拟实验,验证双温度控制阀的控制效果和节能效果。该平台可以在秒级时间尺度上联合求解空调末端控制过程和水力管网,从而既可以检验末端闭环控制效果,又可以计算水系统的整体流量、温差和压差。

4.2 模拟对象

模拟对象是一个包含50个风机盘管(FCU)的水系统。如图4所示,该系统服务于5个楼层,每层有10台风机盘管,每台风机盘管负责1个房间。

图4 风机盘管水系统

模拟设定如下:

1)风机盘管选型:风机盘管的设计进风温度为24℃,设计进水温度为7℃,设计供回水温差为5℃。

2)冷水供水温度始终保持在7℃,室温设定值为24℃。

3)风机盘管的风量分为高、中、低三挡,由用户自主调节。本算例中50个房间的风机挡位随机分布在3个挡位上。

4)各房间的得热量和产湿量随机给定,但最高值不超过盘管的制冷能力和除湿能力。

5)为了模拟实际控制过程中的各种扰动,在房间温度传感器的读数上加入幅度不超过0.2℃的随机误差。

以制冷工况为例,对比计算如下两个案例。

案例一:采用双温度控制阀,按照上述连续-通断控制策略进行控制,其中回水温度上限值为15℃。

案例二:采用传统的通断型电动两通阀,当室温高于24.5℃时,开启水阀;当室温低于23.5℃时,关闭水阀。

在上述两个案例中,都没有安装各类水力平衡阀。案例二末端支路的设计资用压头为4m,案例一则设置阀权度为0.5,并相应增加了4m的资用压头。管网各支路的选型均一致。

4.3 模拟结果

1)双温度控制阀的房间温湿度控制效果

图5显示了双温度控制阀的动态控制过程。在250min之前,房间得热量较多,负荷率(房间得热量与盘管额定供冷量之比)在70%左右波动;控制结果显示,水阀开度在45%左右,房间温度被控制在设定值(24℃)附近,房间相对湿度在50%左右,回水温度约为12~13℃。在250min之后,房间内部发热量下降,负荷率在30%左右波动;控制结果显示,水阀开度迅速下降,当水阀开度下降到20%左右时,回水温度达到15℃,此时切换为通断调节模式,水阀在最小开度和20%开度之间调节。在转换过程和通断调节过程中,房间温度始终能够稳定地维持在设定值附近,房间相对湿度虽然有所上升,但是由于盘管仍然具有一定的除湿能力,所以也维持在70%以下,回水温度则在15℃左右。值得注意的是,在上述算例中,为了考察双温度控制阀处理房间得热量突变的能力,给出了房间得热量迅速下降的工况,而为了考察其在低负荷下的除湿能力,当房间得热量迅速下降时,产湿量并没有随之变化,因此相对湿度升高较明显;而实际情况下房间得热量迅速下降往往同时带来产湿量的下降,例如人员离开房间等情况,因此相对湿度的升高不会有上述算例中那样明显。可见,双温度控制阀采用连续-通断控制策略并使用串级控制回路,可以稳定地实现房间温度的控制,并将湿度维持在合理的范围内。

图5 连续-通断控制策略的房间温湿度控制效果

2)能耗对比

为了研究方便,将水系统在给定工况下的总冷量和总流量作为该工况下的系统工作点的参数,将全年各工况下的系统工作点绘制于一张图上,如图6所示,该图可以完整地反映出水系统的整体性能。在图6中,总冷量和总流量都采用了相对量,其值等于工作点总冷量(总流量)与设计最大冷量(设计最大流量)之比。图6中每一点与原点连线的斜率正比于该工况下的供回水温差,因此在图6上可以做出等温差线。

图6 水系统整体性能对比

图6a显示,对于采用双温度控制阀的水系统,总供回水温差在大部分工况下都能保持在5~7℃之间。采用传统通断控制策略的水系统的总供回水温差则在3~4℃之间,特别是在部分负荷率下温差较低。

根据图6得到全年每个工况点的总流量,由水系统动态模拟平台中的管网模型和水泵模型,可得每个工况点的冷水泵实际扬程和效率,由式(1)计算得每个工况点的冷水泵功率,最终得到冷水泵全年能耗。结果显示,由于系统温差的提升,末端采用双温度控制阀取得了良好的节能收益,在上述算例中,与传统通断控制策略相比节能收益达到36%。值得注意的是,上述算例仅限于制冷工况,在供暖工况下,由于盘管和室内空气之间的传热温差更大,且没有除湿需求,所以采用双温度控制阀可以达到更大的供回水温差;从全年运行的角度来看,采用双温度控制阀的收益要高于本算例的结果。

    (1)

式中 W为水泵功率,kW;Q为水泵工作流量,m3/h;Δp为水泵工作压力,MPa;η为水泵效率。

3)小结

动态模拟结果显示,双温度控制阀具有良好的控制稳定性,可以实现室温的稳定控制,并且兼顾湿度;同时,采用双温度控制阀可以有效提升系统供回水温差,减小系统流量,大幅降低输配能耗。

5 结论

5.1 采用连续-通断控制策略的双温度控制阀可以克服现有水系统平衡和节能方案只重主干、忽视末端的现象,通过末端控制策略的优化,综合连续调节和通断调节的优点,在末端解决资用压头和流量过剩的问题,很大程度缓解了大流量、小温差的问题,大幅降低冷水输送能耗。

5.2 采用双温度控制阀后,不再需要安装平衡阀,即可自动实现系统在制冷季和供暖季的动态平衡;既节约了初投资,又避免了过度安装平衡阀造成的水泵扬程上升。

5.3 双温度控制阀采用以回水温度为副变量的串级控制回路,室温控制稳定,能够抑制水系统由于供水压力、供水温度变化带来的干扰,缩短室温调节的过渡时间,提高调节品质;同时,这种方法兼顾了室内空气的相对湿度,提高了舒适度。


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标签:冷水系统 大流量小温差 风机盘管 双温度控制阀

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