[最新]257 二次泵系统旁通管逆向混水的启事剖析

[最新]257 二次泵系统旁通管逆向混水的启事剖析 二级泵系统中逆向混水现象的 模拟分析和解决方案 清华大学建筑节能研究中心 韩福桂 姜子炎 王福林 摘要:逆向混水是二级泵系统中的常见问题。逆向混水使得二次侧供水温度上升～末端制冷能力下降～水泵能耗的大幅增加等。本文用仿真软件再现逆向混水的形成和发展过程～在此基础上探讨逆向混水产生的条件～以及冷冻泵控制和末端调节对逆向混水的影响～说明“制冷量不足”是逆向混水问题产生的根本原因。针对问题产生的原因～给出解决方案。 关键词:二级泵系统、逆向混水、仿真分析 1 概述 在二级泵系统中，如果末端对冷冻水流量需求小于冷机侧冷冻水流量需求，在一次泵不变频、二次泵变频的系统中，通过调节二次泵转速可以减小二次水流量，从而降低水泵能耗。这是采用二次泵系统的初衷。这时，旁通管中的水流方向为从供水管到回水管。 然而，在一些工程的实际运行过程中，旁通管中的水流方向为从回水管到供水管，如图1所示。这种情况下，一次供水和二次侧回水混合，使得二次侧供水温度升高，进一步导致末端设备制冷能力下降，从而使得末端供冷不足，或二次水流量增加，二次泵能耗增加。这与二级泵系统的设计初衷相反。 本文将旁通管中水流方向从回水管流向供水管的现象称为“逆向混水”。逆向混水普遍存在于 [1][2][3][4]二级泵系统中，并导致二次水泵能耗增加，冷机效率降低等，严重影响了系统的高效运行。然而，又并非所有的二级泵系统必然出现逆向混水。那么，什么是导致逆向混水的原因,怎么在实际工程中避免逆向混水,本文用仿真的方法再现逆向混水的形成和发展过程，在此基础上探讨逆向混水产生的条件，以及冷冻泵控制和末端调节对逆向混水的影响，最后给出解决方案和建议。 末端末端2020…………2 实际系统中的逆向混水现象 末端末端11 作者对实际工程中发生的逆向混水现象进行了测试和记 22.5m22.5m录。下面是两个不同的二级泵系统中发生的逆向混水的典型例33160m160m/h/h子。 逆向混水逆向混水 11.5m11.5m7 7 ??33160m160m/h/h 冷机冷机927kW927kW 图1 仿真模型对象系统 cooling load [KW] 例一:系统启动过程发生逆向混水的例子 图2是一个商场的空调系统在某个夏季典型天的启动过程运行记录。该商场在早8点开始营业。运行工人每天7:15启动空调系统，按照“一机对一泵”的 原则 组织架构调整原则组织架构设计原则组织架构设置原则财政预算编制原则问卷调查设计原则 手动启停冷机和一次泵;控制系统自动调节二次台18016000数和转速，满足末16014000端压差设定值要140 12000120求。图中显示，在 100100007:15开机后至8:8040，存在逆向混水800060现象;直到第三台600040flowrate [L/S]冷机的开启，逆向2040000混水现象才逐渐2000-20消失。从监测到的0-40系统制冷量来看，7:107:257:407:558:058:208:308:459:009:159:409:559:25当开启一台或两9:209:457:157:307:458:008:108:258:358:509:059:3010:00cooling loadchiller capacitybypass8:559:507:357:508:158:409:107:209:3510:05台冷机时，系统制 冷量接近单台和图2实例一冷冻水系统夏季典型天运行记录 两台冷机的额定 制冷量。 例二:系统运 行过程发生逆向 混水的例子 图3是另一 个二级泵系统在 某个夏季典型天 的运行过程记录。 系统单台冷机额 定制冷量为 图3 实例二冷冻水系统夏季典型天运行记录 6650kW。运行过 程中冷机开启台数如图中下部台阶形曲线所示。该系统的水泵、冷机运行策略为:一次泵按照“一机对一泵”的原则手动启停;自动调节二次台数和转速，满足末端压差设定值要求;保证二次侧供水温度不超过8?，当监测到二次侧供水温度较高时，增开一台冷机。从图中可以看到，在上午10:00~11:00，傍晚19:00以后，该系统存在大量逆向混水。由于逆向混水的存在，以当天11:00时刻的记录为例，A/B/C/D四个支路的供水温度都达到10?以上。在11:30增开一台冷机后，二次侧供水温度下降到7?附近，逆向混水量基本消失;在19:00关闭一台冷机后，逆向混水再次明显增加。从监测到的系统制冷量来看，无论开1台或两台冷机，总制冷量都远小于冷机的额定制冷量。 3 系统开启过程中逆向混水现象分析 由于现场测试、记录条件的限制，实测数据往往不能全面的记录制冷量、冷机启停台数水泵台数和转速、末端设备调节状态、末端室温控制效果等参数的变化过程。为了深入分析混水现象出现的原因，本文采用仿真的方法，建立二级泵系统的模型，通过改变末端调节方式、冷站调节方式等，再现与实际系统中类似逆向混水现象。通过分析被再现的逆向混水形成过程中，负荷、制冷量、末端和冷站调节方式、室内温度控制效果等相关因素的变化和联系， 总结 初级经济法重点总结下载党员个人总结TXt高中句型全总结.doc高中句型全总结.doc理论力学知识点总结pdf 出逆向混水现象的形成原因。 作者利用Simulink仿真软件建立了二级泵系统的模型。模型中的二级泵系统有3台冷机、3台一次泵、4台二次泵;末端有20个换热盘管，盘管水阀的调节方式可以是通断调节或连续调节，在模型中可更改;末端风机定风量;20个房间的负荷可以分别更改。管网拓扑结构如图1所示。 图4是仿照例一再现的系统启动过程的逆向混水现象。作者曾测量过例一的空调水系统，清晨空调系统启动前，冷冻水系统中水温在17?左右。因此仿真时，设定系统中水温初值为17?。仿照例一建筑中清晨系统启动过程中负荷的变化，在仿真过程中设定末端负荷的变化为0时刻设定末端负荷742kW;4200s设定负荷为2132.2kW。逆向混水量、冷机开启台数、制冷量，二次泵台数、转速的自动控制结果，冷机出口水温、二次侧供水温度的变化如图4所示。可以看到，图4中逆向混水和冷机开启台数的变化曲线与图2基本相同。 二次泵台数和转速605 504403二次泵转速30台数二次泵台数220转速110 00 010002000300040005000600070008000 最近和最远房间阀门开度1 0.8 0.620房间阀门0.41房间阀门0.2 0 010002000300040005000600070008000 冷机供水及二次供水温度25 冷机出水温度20二次侧供水15?10 5 0 010002000300040005000600070008000 图4 仿真计算系统开启过程逆向混水现象 根据仿真得到的水泵控制过程，一、二次侧水温变化过程分析逆向混水的形成过程: 1) 系统开启过程中，水系统中蓄存的热量超过了单台冷机的额定制冷量。这样，只开单台冷机难 以将冷机出口水温迅速降低到设定温度7?。 2) 由于末端设备需要迅速处理掉夜间蓄热，水阀都迅速调节为100%开度状态。二次泵根据末端 需求流量调节，因而二次水量需求逐步增加。而一次泵采用一机对一泵的控制方式，一次水量 基本稳定。因此二次水量逐渐大于一次水量，逆向混水量逐渐增加。逆向混水的增加进一步阻 止冷机出口温度和二次侧供水温度降低，较高的二次侧供水温度降低了末端设备的换热能力， 也降低了冷机的出力，制冷量持续不足使得末端水阀持续维持全开，二次侧持续维持较大的水 量需求。 3) 直到2400s开启第二台冷机。当第二台冷机开启的前30分钟内，末端负荷没有增加。由于冷机 出力远大于负荷需求，冷机出口水温迅速降低到设定值，末端设备换热能力增强，末端阀门开 度降低，二次水量需求减小;同时由于一机对一泵的策略，一次水流量不变，逆向混水量逐渐 降低。 4) 但第二台冷机开启30分钟后，负荷大幅增加(就像在实际工程中，店铺普遍开始营业)，接近 或超过两台冷机的额定制冷量，末端增加阀门开度维持室内温度，二次水量需求逐渐增加。当 超过两台冷机的额定冷冻水量时，逆向混水再次出现。逆向混水的出现提高了二次侧供水温度， 进而降低末端换热能力和冷机的实际出力，进一步导致二次水量需求的增加。系统再次进入这 样一个恶性循环，逆向回水量随之增加，直到二次水泵台数和转速达到上限，恶性循环停止。 此时冷机实际制冷量小于两台冷机的额定制冷量。 5) 为了满足制冷量需求，开启第三台冷机，第三台一次泵随之开启。一次泵全部开启后，一次侧 流量大于二次侧流量，逆向混水消失，二次侧供水温度与冷机出口温度相同。实际制冷量与两 台冷机的额定制冷量相当。 从上述分析过程中可以看到:在启动过程中，由于末端空调设备需要尽快将室内温度处理到设定值，末端盘管的阀门都保持全部开启。在一次泵一机对一泵，二次泵调节转速和台数满足末端需求水量的调节模式下，在系统启动过程中存在着:“冷机制冷量小于末端冷量需求——冷机出口水温大于设定水温——二次侧供水较高——末端换热能力下降——二次水量需求增加，逆向混水量增 加——二次侧供水温度进一步增加”这样的恶性循环。 系统启动时冷机制冷量小于末端需求冷量是引起这个恶性循环的起因。在采用“白天运行，晚上停机”运行模式的系统中，清晨开启时空调系统不仅要处理房间冷负荷，将房间温度降低到设定温度，还要处理夜间水系统的蓄热。而系统启动时开启的冷机台数通常只根据要处理的房间负荷决定。因此，系统启动时冷机制冷量能力小于负荷需求。这是这种运行模式下，清晨系统启动过程中容易产生逆向混水的原因。 4 系统运行过程中逆向混水现象分析 4.1 模拟再现系统运行过程中的逆向混水现象 在启动过程中，通过仿真结果可以看到，末端阀门大部保持开启状态。而在一般运行过程中，末端阀门状态通常不断调整以满足室内负荷的不断变化。在一般系统调节运行过程中，二级泵系统也会出现逆向混水，如例二。 2000300额定制冷量1800实际制冷量250 1600逆向混水量2001400 1501200 1000100冷量(kW)800逆向混水量m3/h50600 0400 200-50 仿真时间(分钟)020406080100120140160180200220 140.90.830.7最不利房间阀门开度0.620.5二次泵台数0.40.31二次水泵相对转速0.2二次泵开启台数/最不利末端阀门开度0.100仿真时间(分钟)020406080100120140160180200220 109.5冷机供水温度9二次侧供水温度8.587.57温度(度)6.56 020406080100120140160180200220仿真时间(分钟) 图5 一般运行过程中逆向混水现象仿真结果 图5是仿照例二再现的系统一般运行过程的逆向混水现象。图中，除了逆向混水量，冷机/一次泵开启台数外，还可以看到二次侧供水温度、二次泵台数等参数的变化。从图中可以看到: 1) 图中所示的初始状态，二级泵系统逐渐稳定，旁通管中几乎没有逆向混水，末端房间室温控制 达到设定值。 2) 在15分钟，末端房间负荷增加，末端阀门逐渐增加，二次水泵转速和台数增加，二次水量随 之增加。在20分钟，二次水量超过一次水量，出现逆向混水。 3) 当逆向混水出现后——二次侧供水温度增加——末端换热能力下降——末端需求二次水量增 加——逆向混水进一步增加。如此进入一个恶性循环，使逆向混水量不断增加。 4) 到增开一台冷机并增开一台一次泵，逆向混水消失。 从上述模拟结果中看到，逆向混水的形成和发展经历了3)这样的恶性循环的过程。下面以末端换热设备为研究对象，考察上述恶性循环对末端设备换热性能的影响，从而解释恶性循环是如何促进逆向混水形成和发展，导致例二中9:00~11:00二次水量持续增加。 盘管换热量 冷冻水流量 图6 单盘管换热性能曲线 如图6所示:其中由上至下依次为供水温度8~12?，回风温度24?的各个条件下，换热量随冷冻水量的变化曲线。在1系统稳定时，末端盘管的工作点为A点。当需求制冷量突然增加到虚线所示，为了满足需求，二次水量增加。如果盘管供水温度保持不变，理想情况下，随着冷冻水量增加盘管工作点应沿着A?B的轨迹变化。到达B点时，制冷量满足需求，调节过程停止。而在上述仿真例子中，由于在1)的状态旁通水量接近为0，又由于采用“一机对一泵”策略运行的一次泵台数没有改变，当二次水量增加时，出现逆向混水。二次侧供水温度，即盘管的进口水温升高，末端盘管换热性能下降，图6中工作点所在换热曲线下移，但盘管实际制冷量也略有增加。随着逆向混水量增加，二次侧供水温度不断升高，盘管需求水量不断增加，实际制冷量持续缓慢增加，直到实际制冷量达到虚线所示。这一过程中，末端盘管的实际工作点沿着A?C的轨迹变化。稳定点C最终落在何处与逆向混水量增加的“速度”有关，逆向混水量增加的越快，C距离B点的距离越远，A?C轨迹越平。可以想象，如果逆向混水量增加的速度过快，A?C轨迹趋于水平，盘管制冷量将永远不能达到需求，按照盘管的控制策略，其对冷冻水量的需求将持续增加下去。 当增开一台冷机后，由于多开了一次水泵，逆向混水迅速减少，盘管进口水温被迅速降低，而二次水量没变。相当于图6中D点到E点的变化。E点的制冷量达到甚至超过需求制冷量，二次水量不再增加，甚至会降低，逆向混水不会再发生。这也就是例二中，在11:00左右增开一台冷机后逆向混水量迅速减小的原因。 4.2 逆向混水形成的条件 上述分析说明:一旦逆向混水发生就有可能进入一个恶性循环，使逆向混水量不断增加。什么是触发上述恶性循环的原因,在模拟中的例子中，恶性循环的开端是负荷的增加。负荷的突然增加，会使得“与一次水量相同的二次水量所能提供冷量小于末端需求冷量”。此外，末端系统换热性能的变化也能使得“冷冻水供冷量小于末端需求冷量”。 如图7所示，曲线1是单个末端盘管的换热曲线。如果将整个末端系统运行过程中二次侧冷冻水量和制冷量的关系等效为一条曲线，各盘管一样、处理负荷一样且调节方式一样的理想情况下，等效曲线与曲线1近似。如果一次水量始终被控制在理想情况下额定制冷量对应的水量G0，为了满足制冷量需求，理想情况下二次水量需求为G1，二次水需求水量小于一次水，不会出现逆向混水。系统可以适当降低二次水量，在满足需求的条件下降低二次泵能耗，这是二级泵系统的理想情况。如果实际系统的运行曲线为2或3，要达到相同的制冷量，需求二次水量分别为G2和G3，如果一次水量依然控制在G0，为了满足制冷量需求调节二次水量，就会使得二次水量大于一次水量，从而产生逆向混水。 冷量 5?供回水温差线 额定冷量 曲线1 需求冷量 曲线2 曲线3 流量 G1 G2 G0 G3 图7 理想与实际的末端换热曲线 图8某实际系统中二次侧流量和制冷量工作点 [5] [6] [7]根据朱伟峰博士和张晓亮博士的研究，由于末端负荷不均匀、水量分配不均匀、供水温度升高、回风温度降低等原因，实际的末端系统，无论末端设备采用通断调节方式，还是采用连续调节方式，系统中二次侧等效曲线更可能类似曲线2或3的形状，即实际系统更可能运行在“大流量，小温差”的情况，从而更可能触发4.1中所描述的逆向循环。图8是例二中的实际系统中二次侧流量和制冷量关系的全年运行工作点记录。可以看到，几乎全年二次侧系统都运行在“大流量，小温差”的情况。 4.3 冷冻泵系统调节对逆向混水形成和发展的影响 在4.1图6的分析中提到:恶性循环发展程度与逆向混水增加的“速度”有关。逆向混水是否会增加与一次泵和二次泵的调节方式有关:(1)如果二者增加的速度相同，即总保证一、二次水量相等，那么旁通管中不会出现逆向混水，二次侧供水温度始终与冷机出口水温相同。在图6中，冷冻水流量和冷量的变化会沿着A?B的轨迹变化，稳定点会落在B点。(2)如果二次流量比一次流量增加速度高，且初始情况一次侧流量大于二次侧流量，系统工作点轨迹会先沿着A?F的轨迹变化;若直到一、二次流量相等时盘管的供冷量还小于需求，就开始出现逆向混水，二次侧供水温度逆向混水量(m3/h)开始降低。盘管的换热过程如A?F?G所示。(3)如果二次流量比一次流量增加速度高，且初始情况一次侧流量等于二次侧流量，系统工作点轨迹沿着A?C的轨迹变化。(2)和(3)中，C、F点与B点的距离取决于二次流量增加“速度”大于一次流量增加“速度”的程度。二次水量增加速度相对越大，C、F点与B点越远，恶性循环发展的程度也越深。 对大多数一次泵采用“一机对一泵”的运行方式，二次泵根据末端冷冻水量需求调节转速和台数的系统，根据上面的分析，末端盘管工作点会沿着A?F?G或A?C的轨迹变化。在这样的系 逆向混水量(m3/h)统中，二次水量的增加速度取决于二次泵的控制策略。最不利压差设定值越高，调节水泵转速的PID控制参数中比例系数越大等，二次水量增加的“速度”也越大，A?C或F?G轨迹越平，恶性循环越可能持续发生。 作者仅改变了4.1中被仿真系统的二次侧压差设定值，重新仿真了4.1中的运行过程。图9是不同压差设定值下的系统运行过程。可以看到，压差设定值降低可以有效改善甚至消除逆向混水现象。并且，逆向回水量减少，二次侧供水温度降低，从而提升了末端盘管的换热能力。当冷冻水压差设定值适当降低时，不但不会造成“末端供冷量”不足的情况，相反会改善末端控制效果。图9中，压差设定值较低时，最不利末端房间温度控制效果好于压差设定值较高的情况。 30026.5逆向混水量最不利末端压差设定值1mH2025026最不利末端温度20025.51502510024.5温度(度)50 240 -5023.5 020406080100120140160180200220 26.5300逆向混水量25026最不利房间温度20025.51502510024.550温度(度)最不利末端压差设定值4mH2O240 -5023.5 020406080100120140160 仿真时间(分钟) 图9 不同冷冻水压差设定值下，逆向混水量和最不利末端控制效果对比 5 逆向混水的解决方案 总结3、4两节可以得到以下结论: - 1)逆向混水形成的条件为“制冷量不足”，即当一次水量与二次水量相同时系统的制冷量 不满足末端的冷量需求。 - 2)在冷冻泵调节造成的二次水量增长速度大于一次水量增长速度，对逆向混水的发展起 到推波助澜的作用。 从上述结论2)可以推论:既然冷冻水泵的调节对逆向混水的形成和发展起到推动作用，改变一、二次泵的控制就有可能避免逆向混水恶性循环的发生。通过a.同步调节一、二次流量，b.降低末端压差设定值，c.将二级泵系统改造成一级泵系统，或d.在旁通管上安装单向阀，可以减弱恶性循环的影响甚至从彻底避免逆向混水的产生。图9模拟了降低压差设定值对逆向混水的改善效果。 除了上述方法，从上述结论1)出发，从根本上解决逆向混水现象的深层问题是解决“制冷量不足”的问题。 根据3的分析，系统启动过程中的“制冷量不足”是因为建筑蓄热负荷超过了冷机额定制冷量。解决方案可以是在系统启动时增加冷机开启台数，在处理建筑蓄热后，关闭部分冷机，恢复正常运行模式，或者延长预冷时间，在开始上班时室内负荷增加之前，处理完系统及建筑的蓄热。 根据4的分析，系统运行过程中的“制冷量不足”指的是“当二次侧水流量与一次侧水流量相等时，供冷量不满足二次侧的需冷量”。将目前二次侧系统中通常采用的旁通管改成如图10所示的蓄水罐，可以有效缓解这个问题。如图，二次侧回水注入蓄水罐的上部，二次侧供水从蓄水罐的下部引出。这样，蓄水罐的缓冲下，在一定时间内可以保证即使二次水量大于一次水量，二次侧供水温度仍然接近冷机供水温度。 二次侧回水 制冷量 5?供回水温差线 二次侧供水温度7?时 Q0 等效末端换热曲线 Qr Q1 供水温度>7? 二次侧供水 冷机供水 等效末端换热曲线 流量 冷机回水 G0 G2 G1 图10 蓄水罐示意图 图11 发生混水的原理图 在传统系统中，如果为了避免逆向混水在旁通管上安装单向阀，二次侧流量最大只能与一次水量相同。如果对应额定制冷量Q0的一次水额定水量为G0，此时末端盘管的最大供冷量为Q1。当末端冷量需求为Qr时，不能满足需求，如图11所示。如果允许逆向混水，使二次水量增加为G2， 虽然可能满足制冷量要求，但由于二次侧供水温度升高，末端盘管得换热曲线向右移动，最终所需的二次水量G1远大于G0。采用如图10所示的系统，二次水量可以大于一次水量并且二次侧供水温度在一定时间内，可以保持与冷机出口水温相同，这样二次侧需求水量为G2，只比G0略有增加就可以满足制冷量需求。蓄水罐起到了蓄冷与缓冲的作用，使得在某一时刻，末端流量需求增加时，仍可以在一段时间内，提供较低的供水温度，阻止了逆向混水的触发，从而解决了传统系统中，在系统制冷量小于末端需求冷量时迅速发生逆向混水恶性循环的问题。 6 结论 本文通过仿真计算再现了二级泵系统启动和一般运行过程中出现的逆向混水形成和发展过程。并指出，在“白天运行，夜间停机”的系统中，由于要处理夜间停机时水系统及房间蓄热，而启动时冷机开启不足，可能使得“系统制冷量小于末端冷量需求”而产生逆向混水;在一般运行过程中，水系统“大流量、小温差”的普遍现象是诱发逆向混水的原因。综合这两部分的分析，文章总结出逆向混水的条件:“制冷量小于末端冷量需求”，并分析了冷冻泵调节如何推动逆向混水现象不断恶化。针对逆向混水的成因，本文分析了在不改变系统形式下，通过降低压差设定值对缓解逆向混水的作用，以及启动过程增开冷机台数或延长预冷时间的解决方法;本文还分析了允许改变系统形式，将二级泵系统的旁通管改成蓄水罐，对解决逆向混水问题作用。 参考文献 [1] 黄章星. 变频一二次泵设计问题四则[J]. 暖通空调. 2007.37(7).83-85 [2] 高养田. 空调变流量水系统技术设计发展续[J]. 暖通空调. 1996.4. 29-35 [3] 高养田. 空调变流量水系统技术设计发展-之二[J]. 暖通空调. 2009.39(1).92-101 [4] 陈永康 香港“又一城”冷冻水系统的节能控制[J]. 建筑科学. 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