变流量控制

变流量控制（精选10篇）

变流量控制 篇1

0 前 言

为降低系统输送能耗,提高集中空调系统对能耗的利用效率,需对集中空调实行变流量运行。针对该课题,国内外专家学者已进行了多方面的研究[1,2,3,4,5]。研发节能能力强,适用场合广泛的新型变流量控制方法一直以来都是专业人士的努力目标。

1 控制策略分析

根据现有研究,管网系统在满足相似率,即管网阻力系数S不变时,节能能力最好,可以达到理想的三次幂效果,如末端不设调节阀的系统在温差控制时的节能效果[6,7]。而阻力系数S变化时,节能效果有所减弱,S值越大,节能能力越弱[8]。对于有中央空调系统,引起系统阻力系数变化的主要因素是调节阀,调节阀开度减小时,系统阻力系数S值增大;反之,S值减小。因此,为了保证部分负荷时系统阻力系数最小,就必须使得各调节阀的整体开度增大。也就是说,调节阀的开度可以被确认为变流量控制的目标参数。

以调节阀开度作为控制参数的变流量控制方法称为阀位控制法,该控制方法是一种旨在降低空调水系统阻力系数,以达到最大程度节能效果的控制方法。

下面以某一简化空调水系统为例,对该控制方法进行阐述。假设存在某一中央空调系统(见图1),含有n个空调用户,每个用户支路设置电动调节阀。

用户按实际需要设定期望温度ts后,将该期望值与室内实际温度t比较,得出它们之间的温差Δt。由温差Δt与电动调节阀开度变化Δv之间的关系Δv=f(Δt)得到电动调节阀的开度变化Δv,并由电动调节阀上一时刻的开度值v0,最终得到电动调节阀的当前开度v=v0+Δv。电动调节阀开度变化必然导致管内介质流量的变化,进而系统供给用户的冷热量得到调整,最终使得室内温度朝期望温度发展。与此同时,采集电动调节阀反馈的阀位信息。

根据前文,该控制方法的目标参数是电动调节阀的开度,控制目的是使得电动调节阀的开度达到所允许的最大值。

由于空调系统是一个多变量、相互耦合的系统,因此对每个电动调节阀单独控制是不现实的,此处采用“大者极大”的思想进行控制。所谓“大者极大”,即从全部用户中将开度最大的电动调节阀识别出来,并以之为对象加以控制,使其开度达到设定的极大值(如90%)。由于空调系统的耦合性特点,其余电动调节阀的开度也会随之增大。

如图1所示,假设在调节前,n#用户的电动调节阀开度最大,为70%;其余1#~n-1#用户开度均小于70%。则n#用户的电动调节阀开度即为控制对象。此时,按一定规律降低水泵电机频率,流经n#用户的流量减少,供给n#用户的冷热量减少,n#用户温度趋于期望温度,电动调节阀开度增大。直到n#用户的电动调节阀达到设定的极大值,水泵电机频率不再降低。水泵电机频率降低时,与n#用户类似,流经1#~n-1#用户的流量同时减少,供给冷热量减少,用户温度均趋于各自的期望温度,电动调节阀开度得到不同程度的增大,达到开度整体最大的目标,最终实现节能目的。

综上分析,阀位控制方法主要由两部分组成。

首先,控制器根据温度传感器测得的实际温度与设定温度的差,调节各用户的电动调节阀开度,使水系统传向室内的冷热量与实际负荷匹配,保证室内温度恒定在设定值附近。

其次,控制器根据电动调节阀的开度数值,按照开度最大原则,对水泵变频器的输出频率进行调节,使循环水泵的转速保持在允许的最低程度,最大程度地降低输送能耗。

应用阀位控制时,需要有Δv~Δt,Δf~Δv,两组准确的关系式,而上述两组关系难以用精确的数学模型表达,故采用模糊控制算法表述,形成两类模糊控制器(温度控制器A、频率控制器B),具体模糊控制器设计略。

通过以上分析,可总结出阀位控制的流程如图2所示。

2 实验方法

2.1 实验装置

实验模拟系统为二次泵系统,一级泵负责将水由集水器经热泵输送至分水器,二级泵为支路内的水循环提供动力;一级泵定频运转,二级泵变频运行(见图3)。该模拟系统由风冷热泵、风机盘管、循环泵、电动调节阀等组成。系统中设置多种传感器,可测得管路中的各种特性参数,如:温度、压力、流量等。

2.2 开度极限值的确定

实验中电动调节阀的极限开度取90%,而不是全开100%。一方面,极限值不设100%可以规避系统供冷(热)能力不足的现象。如果某一电动调节阀的开度已达极限值,但其开度仍在增大,说明系统流量不能满足用户要求,则需增加水泵电机频率,以使系统供冷(热)量与需求值一致。另一方面,该极限开度的取值与所用电动调节阀的特性有关。图4中Sf+Sv是末端设备与电动调节阀的阻力系数,ΔSv是电动调节阀在不同开度时阻力系数的变化值。从图4中可以看出,开度在90%~100%时,电动调节阀的阻力系数变化很小,对系统节能的影响不大。

3 实验结果与分析

本文分别模拟了系统满负荷定频运行及100%、80%、60%负荷率下变频运行的情况,实验数据见表1。其中,Δp为最末端用户的压力差,ΔT为供回水干管的温差,N为水泵的有效功率。从表中可以看出,系统满负荷定频运行时的末端压差为1.35×105 Pa(若按压差控制运行,为了保证系统满足用户需要,其压差设定值亦为1.35×105 Pa);系统满负荷定频运行时的供回水干管温差为9.2℃。

注:实验数据来源于南京工业大学“空调水系统变流量控制实验平台”。

根据现有研究成果[9,10],空调水系统变流量运行时,压差设定值越小,则节能能力越好;空调水系统供回水干管温差越大,节能能力好。以下将从空调水系统的各个方面,结合实验数据及理论推算数据,对空调水系统的节能能力进行分析。

3.1 压差分析

图5分别显示了阀位控制、压差控制、温差控制三种控制方式下的最末端用户的压差值。其中,阀位控制的压差数据为实验数据,其余为根据控制思路推算的理论值。

压差控制[11],即改变循环水泵频率,使空调水系统在运行时始终保证最末端用户压差值恒定在设定值。因此,压差控制时的压差线为一水平线。

温差控制,指假设在控制中使得供回水干管温差Δt为恒定时的理论控制。根据式(1),在温差为常数时,负荷与流量呈一次正比,即Q=f(m)。又由式(2),压差与流量呈二次正比,故压差与负荷率呈二次正比,即Δp=f(Q2)。图5中,温差控制的最末端用户压差数据即由此生成。

Q=cmΔt (1)

式中 Q——系统负荷;

c——水的比热容;

m——系统流量。

Δp=Sm2 (2)

式中 Δp——系统压差;

S——系统阻力系数。

从图5中可以看出,阀位控制时的压差值比压差控制时的低,且负荷率越低差距越大。说明使用阀位控制较使用压差控制更节能,且节能优势与系统负荷率成反比。阀位控制时的Δp在整体上比温差控制的大,说明阀位控制的节能潜力较温差控制的差。从对温差控制的分析中可以发现,该控制方法隐含了一个条件,即S保持不变。也就是说,系统在运行时阻力系数不变,也即系统阀门没有动作。从而消耗在系统阀门上的能耗不会增加,故该控制的节能潜力更好。

不过温差控制的缺点在于,根据该理论控制的控制思想,系统阀门不动作,则系统用户负荷率不一致时,使用该控制不能正确分配各支路流量,导致控制失败。因此,该理论控制只适用于系统负荷率较为一致的场所,如商场、超市等;对于用户负荷变化不一致的场所,阀位控制则更胜一筹。

值得说明的是,在100%负荷时,阀位控制的Δp较压差控制满负荷(或满负荷定频)的小。这是因为阀位控制的核心算法采用模糊算法编制,即使在满负荷时,循环泵电机的输入频率也不一定是50 Hz,而是某个接近该值的数据,故产生的压差值与理论值有所偏差。在后文3.3节中,在大负荷率时,出现阀位控制的输送功率小于理论控制的计算值,亦是同理。

3.2 温差分析

图6从供回水干管温差的角度诠释了阀位控制的节能优势。从图6中可以看出,系统变流量运行时,系统的供回水干管温差均大于满负荷定频时的设计温差。尤其在80%负荷率时,温差值更是达到10.25℃,比设计温差高12%。而在不同负荷率时,温差差别很大,说明该控制的模糊控制器仍有优化的可能,阀位控制的节能能力仍有提升的空间。

3.3 功率分析

图7显示了阀位控制与某理论控制的功率值。该理论控制有如下特性:系统阻力系数始终保持为初始值S0,系统负荷与流量呈一次正比(即Q=f(m))。显然,因为S值不变,该应用控制时系统满足相似定律,即式(3)成立。可得功率与系统流量呈3次正比关系,即N=f(m3)。且系统负荷可与流量呈一次正比,则循环泵输送功率N与系统负荷呈3次正比,即N=f(Q3)。图7中,理论控制的功率值即由此计算。

undefined

式中 N——循环泵输送功率;

n——循环泵转速。

图7中直接从输送功率角度,阀位控制在负荷率小于80%时,能耗高于理论控制;负荷率大于80%时,能耗低于理论控制。由此可以看出,阀位控制的节能潜力已经接近某些理论控制的程度。而在大负荷率时,阀位控制的输送功率小于理论控制的计算值的原因已在3.1节说明。

3.4 分析小结

上文分别从压差、温差、功率角度,对阀位控制进行了分析。阀位控制的最末端用户压差远小于压差控制、供回水感官温差大于设计值,从侧面说明了其优异的节能能力;通过对主送功率的分析,直接展示了阀位控制的节能能力已接近“三次幂”的理论控制水平。

4 结 论

本文介绍了集中空调水系统的新型变流量控制方法——阀位控制,并对该控制进行了详细分析,且在实验台上实现了变流量控制方法。通过实验及理论数据的对比分析,认为该控制法具有优异的节能能力,可有效降低集中空调水系统的输送能耗,进而提高集中空调系统的能效,推动集中空调系统的节能应用。

摘要：本文研究了阀位控制,设计了可实现变流量控制的实验平台。通过对阀位控制实验数据及其他控制理论结果的对比分析,认为该控制法具有节能性强的特点,易于推广。

关键词：变流量,阀位控制,节能,空调

参考文献

(1)M.Liu.Varaible water flow pumping for central chilled wa-ter systems(J).Transactions of the ASME.2002,124(8):300-304.

(2)T.Steven,Taylor.Primary-only vs primary-secondaryvariable flow systems(J).ASHARE Journal.2002,(2):25-29.

(3)Rishel,B.James.Control of varaiblespeed pumps forHVAC water systems(J).ASHARE Trans.2003,109(1):380-389.

(4)何湘勇.空调水系统变流量节能控制分析(J).暖通空调,2007,37(1):113-115.

(5)欧阳焱,刘光大.空调冷冻水一次泵变流量系统的节能与控制(J).建筑热能通风空调,2007,26(3):71-73.

(6)李苏泷.一次泵系统冷水变流量节能控制研究(J).暖通空调,2006,36(7):72-75.

(7)李斌,肖勇全,张建东,等.温差控制方式在变流量水系统中的应用(J).制冷空调与电力机械,2005,26(1):52-54.

(8)冀兆良,白贵平.水泵变频技术在空调系统中的应用(J).广州大学学报(自然科学版),2005,4(6):537-540.

(9)李斌,肖勇全,李震,等.压差控制下VWV系统特性及节能分析(J).建筑热能通风空调,2005,24(1):44-47.

(10)王寒栋.空调冷冻水泵变频能耗特性的研究(J).节能,2003,(12):10-12.

(11)徐一波.空调冷热水循环泵变速节能控制方法(J).暖通空调,2004,34(9):32-34.

变流量控制 篇2

【关键词】暖通空调 变流量水力系统 平衡问题

随着人们生活品质要求、节能意识的不断提高，以及空调系统的大型化，变流量水力系统在暖通空调系统中占有越来越重要的位置。变流量系统在运行过程中各分支路的流量是随着外界环境负荷的变化而变化，因此变流量系统的全面平衡问题成为暖通空调设计界的一个重要课题。

一、水力平衡

1、静态水力失调和静态水力平衡

静态水力失调是指由于设计、施工、设备材料等方面存在的限制条件导致系统管道特性阻力数比值与设计要求的管道特性阻力数比值不一致，从而使系统各用户的实际流量与设计流量不一致引起的水力失调。静态水力失调是稳定的、根本性的，是系统本身所固有的。图1 为某异程系统的静态水力失调及其平衡措施示意图。假设各支路的流量和阻力相等，则不难看出，支路5 为最不利支路。水泵扬程根据最不利支路的阻力确定，应保证最不利支路的作用压差满足要求。水压图中末端压降等于各支路实际所需要的作用压差， 此时正好能够满足最不利支路5的需求。从图中可以看出，大部分支路两端的作用压差大于末端压降，例如支路2 上作用压差的余量为 ，并且支路离冷热源越近， 压差余量越大。压差余量正是产生静态水力失调的原因，压差余量越大，静态水力失调越严重。静态水力失调可以采用静态平衡阀来消除。即通过改变静态平衡阀阀芯与阀座的间隙（开度） ，改变节流面积及阀门的阻力，从而达到调节流量的目的。静态平衡阀安装在各个支路上，通过设定其阻力来消除作用压差的余量。当各支路的流量平衡后，一般不再改变平衡阀的开度，此时各支路和各管段的阻抗分布也就确定下来了。

2、动态水力失调和动态水力平衡

动态水力失调是指系统实际运行过程中，当某些末端设备的阀门开度改变引起流量变化时，系统的压力产生波动，其他末端的流量随之发生改变、偏离末端要求流量而引起的水力失调。图2 为某两支路异程式水系统的动态水力失调平衡措施示意图。设计工况下，对两支路进行了静态水力平衡，各支路的流量为设计流量。水泵的工作点在管网特性曲线图（见图3） 上为A 点。当某一支路上的阀门开度减小，使通过该支路的流量减小时，管网的阻抗将会增大，管网特性曲线与水泵工作特性曲线的交点变为B 点。从图中可以看出B 点的扬程大于A 点的扬程，此时作用在另一支路上的作用压差将增大，流量也会跟着增大。

二、变流量系统的全面水力平衡

1、静态水力平衡的实现

通过在相应的部位安装静态水力平衡设备，使系统达到静态水力平衡。实现静态水力平衡的判断依据是：当系统所有的自力式阀门均设定到设计参数位置，所有末端设备的温控阀（电、气动阀）均处于全开位置时，系统所有末端设备的流量均达到设计流量。从以上可以看出，实现静态水力平衡的目的是使系统能均衡地输送足够的水量到各个末端设备，并保证末端设备同时达到设计流量。但是，末端设备在大部分时间是不需要这么大流量的。

2、动态水力平衡的实现

通过在相应部位安装动态水力平衡设备，使系统达到动态水力平衡。实现动态水力平衡的判断依据是：在系统中各个末端设备的流量达到末端设备实际瞬时负荷要求流量的同时，各个末端设备流量的变化只受设备负荷变化的影响，而不受系统压力波动的影响，即系统中各个末端设备流量的变化不互相干扰。变流量系统的动态水力平衡在保证系统供给和需求水量瞬时一致性（这个功能是由各类调节阀门来实现的）的同时，避免了各末端设备流量变化的相互干扰，从而保证系统高效稳定地将设备在各个时刻所需的流量准确地输送过去。目前在暖通空调变流量系统中常用的兼具动态平衡与调节功能的动态水力平衡设备主要有动态平衡电动二通阀（风机盘管用）、动态平衡电动调节阀（各类空调箱用）等。

三、变频水泵水系统的水力平衡措施

在一次泵变流量系统中，必然存在一个压差设定值，例如图1 所示系统采用末端压差控制法时，压差设定值大小等于末端压降。压差设定值是保证系统正常运行的关键， 它可以用来控制水泵运行，也可以用来平衡用户侧和冷热源侧的流量。压差设定值可以分为三类，分别对应图4 中的0， H 1 和H 2。H 2 为干管压差控制的设定值；H 1为末端压差控制的设定值；0 为无旁通的温差控制法的压差设定值，可以近似认为压差设定值为0。不同的压差设定值， 对应的水力平衡措施是不同的，下面分别加以说明。

1、末端压差控制的水力平衡措施

末端压差控制的压差设定值等于设计工况下被控支路（ 一般为最不利环路） 的作用压差，其大小等于图5 中的末端压降。图5 以某异程系统为例，介绍了H 1 压差设定值下的水力失调情况及其水力平衡措施。当关闭支路3 时，支路3 前面的干管流量将减小，水压线变得平缓，支路1，2 的作用压差将减小，减小值分别为 。支路3 后面的干管流量不变，支路4，5 的作用压差不变。当关闭其他支路时，有类似的变化趋势。对于同程系统及环形管网，流量的变化趋势略有不同，但是某些支路的作用压差依然会减小。如果对该系统进行静态水力平衡，则支路1，2的有效作用压差小于末端压降， 会出现冷热输送量不足、系统无法正常换热的情况。因此，该系统不能采用静态平衡阀消除静态水力失调，而应该采用动态压差平衡阀消除静态水力失调及动态水力失调。在实际的空调工程中，尤其对于大型空调水系统，各支路的作用压差相差悬殊，对于作用压差大而自身阻力小的支路，可以适当装设静态平衡阀消除部分静态水力失调。这样设置平衡阀有利于减小动态压差平衡阀的调压范围，有利于选择压差控制精度高的动态压差平衡阀。

2、干管压差控制的水力平衡措施

干管压差控制的压差设定值等于设计工况下供回水干管之间的作用压差，其大小等于图6 中旁通管两端的作用压差。图6 以某异程系统为例，介绍了H 2 压差设定值下的水力失调情况及其水力平衡措施。当关闭支路5 时，各支路的作用压差将增大，增大值分别为 ， 。图6 中给出的是关闭支路5 时的系统水压图，虽然实际的流量調节方法可以是减小该支路的开度，但是其影响是类似的，具有可比性。当关闭其他支路时，系统也具有类似的变化趋势。对于同程系统及环形管网，不能用水压图直观地反映各支路的作用压差变化情况，但是也具有相同的变化规律。该系统可以采用静态平衡阀和动态压差平衡阀的组合来消除水力失调。其中作用压差余量 采用静态平衡阀消除，作用压差余量 采用动态压差平衡阀消除。

总结

随着我国经济的快速发展和人们生活质量的提高，能源问题显得越来越重要。在保障舒适性的前提下，节约现有能源、开发利用新能源成为制冷空调新产品研制过程中考虑的重要因素。随着电子技术的发展，变水量空调系统应运而生，并得到越来越普遍的推广应用，也得到了很大的社会效益和经济效益。因此近些年来，在越来越多的暖通空调工程水系统选用水力平衡阀来对系统的流量分配进行调节。

参考文献

[1]高养田。空调变流量水系统设计技术发展[J].暖通空调，1996.

变流量控制 篇3

某环己酮肟生产装置有3套并联反应系统，反应含催化剂的混合液经过反应釜液循环泵从反应釜底部抽出送至膜分离系统MF，在一定的压差推动下，实现催化剂与反应产物的分离。其中产物以清液的方式从陶瓷膜管中渗出，通过流量控制器进入中间反应液储罐，再送入叔丁醇回收工序再处理。膜分离系统带有周期性自动反冲洗系统，反冲过程是指在3.0MPa氮气作用下，周期性采用反冲介质，使膜管在与过滤相反的方向受到短暂的反向压力作用，从而迫使膜表面及孔内的颗粒返回截流液中，并且可以破坏膜表面凝胶层和浓差极化层，过滤通量得到明显提高，延长了膜组件的运行周期。反冲液储罐内部为2层，外侧腔室为充满氮气的气室（1.0～1.2MPa），内侧腔室为贮存滤后清液（反冲介质）的液相室，反冲介质由中间反应液储罐通过反冲罐补液泵补入，若反冲液储罐内液相室的液位上涨至高液位开关LSH动作，联锁关闭反冲罐补液阀（XPV1A、XPV1B、XPV1C）。

另为避免反冲罐补液阀关闭，会导致反冲罐补液泵（扬程H:220m）出口压力由正常值1.50MPa骤然上涨至3.0MPa，泵出现憋压，致使泵的机封故障率高，检修频繁。考虑快关阀本身响应时间的滞后达到提前开阀等因素，避免泵憋压，确保泵出口压力稳定，设置了相关联锁。

(1)若反冲罐补液阀XPV1A、XPV1B、XPV1C全部关闭，将打开回流快开阀XPV4；(2)若反冲罐补液阀XPV1A、XPV1B、XPV1C任一打开，将打开回流快开阀XPV4；(3)若反冲罐补液阀XPV1A、XPV1B、XPV1C任两打开，将关闭回流快开阀XPV4；(4)若反冲罐补液阀XPV1A、XPV1B、XPV1C全部打开，将关闭回流快开阀XPV4。

具体流程见图1。

某化工厂膜过滤系统补液罐补液流程略有不同，反冲液储罐内部只有1个腔室，下部为贮存的滤后清液（反冲介质），上部为充满的氮气。反冲介质由中间反应液储罐通过反冲罐补液泵补入，若反冲液储罐内液位上涨至高液位开关LSH动作，联锁关闭反冲罐补液阀。为避免反冲罐补液阀关闭，导致反冲罐补液泵出现的憋压现象，新增配一带液位控制LIC至中间反应液储罐（常压罐）的送料管线，通过液位控制阀送料，确保反冲液储罐液位始终低于高液位开关LSH的动作值，不联锁关闭反冲罐补液阀。

图1中反冲液输送泵采用的双端支撑卧式多级泵，泵性能参数为：Q=12m3/h H=248m，该泵自投入使用以来因工艺原因出口断流造成设备振动大，密封泄漏量大、寿命短，曾经造成装置的非计划停车。该泵实际操作流量范围为0～12m3/h，泵出口旁路气动调节阀频繁启闭，最小流量已接近泵关死点，最大流量接近泵额定工况点。泵短时间在接近关死点区域运行是允许的，但长时间频繁在关死点至额定工况点运行会带来诸多问题。

1 离心泵的工作流量范围

离心泵的振动随着流量而变，通常在最佳效率点流量附近其值最小，并且随着流量的增大或减少而增加。从最佳效率点流量起振动随流量的变化取决于泵的能量密度（比能）、比转速及汽蚀比转速。通常，振动的变化随能量密度的增加、比转速增大和汽蚀比转速增大而增加。

根据这些规律，离心泵的工作流量范围可以分成两个区，一个称为“最佳效率区”或“优先工作区”，在此区内，泵表现出低振动，另一个称为“允许工作区”，此区以这样的流量点来确定，即在此区内的流量下泵的振动较高，但仍然是“可以接受的”水平。图1中示出了这一概念。除振动之外的其它几种因素，例如，温升随着流量减少而增大，或必需汽蚀余量随着流量增大而增大，这两个因素可能会决定“允许工作区”变得更窄。

图解：

1 流量的允许工作区；

2 流量的优先工作区；

3 流量限定的最大允许振动限定；

4 基本振动限定；

5 流量最佳效率点；

6 示出最大允许振动的典型振动和流量曲线；

7 扬程流量曲线；

8 扬程与流量的最佳效率点。

2离心泵超工作区运行

在允许工作区之外运行，势必产生超基本振动限定的振动，在大流量区域还会产生电机过载，在小流量区域会产生局部介质过热，造成密封面液膜不稳定。为了在密封端面上保持稳定的液膜所必须的密封室内条件，包括温度、压力、液体流量，只有在允许工作区运行的泵才能保证有足够的流动液体将密封产生的热量及时撤除，过度的热量会使密封面液膜汽化，使密封处于临界干摩擦状态，造成密封泄漏量加大，寿命大幅降低。此外，在允许工作区之外运行，还会产生较大的残余轴向力、径向力，改变泵转子临界转速，使转子工作状态趋向于不稳定。

因此，应当给泵一个优先选用的工作区，此工作区位于所提供叶轮的最佳效率点流量的70～120%区间内。额定流量点应位于所提供叶轮最佳效率点流量的80～110%区间内。为优先工作区确定具体范围和给额定流量点定位的目的并不是想要诱使人们去开发更多规格数目的小泵或是排斥使用高比转速泵。对那些已确知在规定区间以外的流量点工作的令人满意的小泵，和对优先工作区比规定工作区间狭窄的高比转速泵，如果合适的话，也是完全可以使用的。

“肟化装置反冲罐补液泵”在实际运行中便存在严重超允许工作区运行的情况，其造成的直接结果是是泵振动大、密封工作状态、不稳定。因此，我们必须提供使泵能够维持工作而其运行不致被泵抽送液体的温升所损害的最小流量，即必须满足API610中所规定的最小连续热限制流量要求。因此，必须改变反冲罐补液泵的工作区至合理的范围，才能从根本上解决问题。

3控制及选型解决办法

方案一：

由于反冲罐补液泵工艺条件特殊，频繁的流量调节不可避免，也就是说其操作流量很难稳定在一定值。为了满足泵在超工作区的小流量区域稳定运行，必须提供一定的流量来满足密封工作需求。建议在反冲罐补液泵出口加一旁通管线，旁通流量5m3/h，泵的额定工况点流量调整为12m3/h，其余参数不变。这样对应0～12m3/h的工艺需求流量，泵的实际工作区调整为5～12m3/h。其最小工作流量5m3/h大于额定流量30%的热稳定流量，完全能满足最小连续热限制流量要求，这样才能从根本上解决泵的工作区不合理而带来的一系列问题。

选用GSB/H1-12/248-22-84ST型卧式高速泵。泵为卧式单级悬臂式结构，叶轮采用开式部分流型，与多级泵相比具有结构简单、紧凑和占地面积小。维修维护方便等优点。同时该泵没有径向和轴向力更有利于保护机械密封。泵结构见图3。

方案二：

图1的工艺中泵始终为恒定高速运转，一旦下游反应釜中的液体到达一定的液位的时候，快开阀迅速的关闭，泵此时还是处于恒定高速运转，管路憋压，产生振动，泵的出口压力迅速上升，泵很容易损坏，频繁维修泵和更换机械密封，特别是三个反应釜都处于打开的状态时候表现的更为明显，由于泵此时还处于运转的状态，还造成能源的浪费，平均每2分钟快开阀关开一次。

要求：工艺要求在保证釜内快速补料的同时，当快开阀关闭时降低泵的转速，当快开阀打开时增加泵的转速。

(1)建议泵反冲罐补液泵出口主管路增加压力变送器，并将管路实际压力4-20mA信号送至PumpSmart，由PumpSmart变频调速来保持泵出口管路的流量依据需求变化，同时也能够节能。

可选1：使用PumpSmart的系统曲线补偿功能，在压力控制时，PumpSmart会在基本设定压力值的基础上，依据实际泵的速度自动增加或降低泵的出口压力补偿值。

可选2：使用PumpSmart的多变量设定点功能，利用PumpSmart V5版的SMARTFLOW（自动测算流量）功能，在压力控制时，PumpSmart会在基本设定压力值的基础上，依据实际泵的流量多少自动增加或降低泵的出口压力设定值。

(2)推荐PumpSmart的Speed 0verride强制速度功能。在系统检修开车或紧急情况时使用一个开关量信号（DI3）激活速度控制，此时PumpSmart自动从压力控制模式转换为手动调速，此时速度可由DCS或控制盘给定。

可选1：使用PumpSmart的本地速度控制功能，通过PumpSmart的控制盘按键“R/L”切换远程控制和本地控制时，PumpSmart会从远程压力控制切换为本地的速度控制，此时速度设定值由控制盘给定。任何情况下，控制盘选远程控制R，即为压力控制；控制盘选本地控制L，即为控制盘给定的速度控制。

(3)推荐引入反冲罐补液泵入口的液位信号，使用PumpSmart的状态监控功能。当反冲罐补液泵入口的液位较低时，PumpSmart可以依据设定运行在最低速度或者发出报警信号，甚至可以报故障停机。

(4)利用PumpSmart V5版的SMARTFLOW（自动测算流量）功能，PumpSmart能测出流出泵口的流量大小，将此流量值输送给DCS系统显示。

4结束语

采用高速泵可最大满足工艺产量需求，没有径向和轴向力更有利于保护机械密封。PumpSmart采用ABB ACS800的DTC直接转矩控制，转矩阶跃响应时间小于5ms，动态精度小于0.1%—0.4%秒。对电机的闭环控制静态精度为电机额定转速的0.01%。系统响应时间小，控制精度高。智能泵控制器自带软件依据泵性能曲线，使泵运行在高效区，提高生产需求的流量和产量，比定速泵节能30%到70%，此系统中，负载从0到3套并联反应系统管道全开，有很大节能空间。

参考文献

[1]牟介刚.离心泵现代设计方法研究和工程实现[D].浙江大学,2005.

[2]谢荣全主编.项目名称:离心泵[Z].中国机电设备招标采购年鉴,2000-2002.

对空中交通流量控制的探讨 篇4

关键词：空中交通 流量 控制

中图分类号：TP311文献标识码：A文章编号：1674-098X（2014）07（c）-0078-01

1 研究背景

随着经济的迅速发展，人们对于交通运输的需求越来越高，因而空中交通运输量也与日俱增，当前空中交通流量已经越来越难以满足人们的需求。交通流量管理一直都是空中交通管理中的重中之重，而流量控制则是流量管理的重要措施。因为技术手段和相关制度的影响，空中交通流量控制并没有得到显著的效果，经常会出现难以控制的大范围空中交通堵塞现象。在某一个区域内，当空中交通流量快要达到饱和时，对其进行适当调整，可以更为优化该一区域的交通量以便能够提升机场运行效率和空中的容量。因而，在保障空中交通安全的前提下，如何进行合理有效地空中交通流量控制是具有重要意义的。通过充分了解当前空中交通流量控制中存在的问题，并找到具体造成该问题的原因，最终得到空中交通流量控制措施，以期能够为进一步提升空中交通流量起到一定的作用。

2 空中交通流量控制中存在的问题

空中也像地面一样，混乱的交通网也会造成空中交通堵塞，因而飞机只能在规定的航线内进行飞行，不能随便飞入其他领域。飞机需要按照既定的航线进行飞行，但是当航线无法满足当前的需求时，空中交通一样会发生拥挤和堵塞。近些年，我国空中交通运输业发展极为迅速，现有的空域结构造成了极为严重的空中交通流量控制问题。随着交通量的持续增长，航班的延误现象越来越严重，因而找到当前空中交通流量控制中存在的问题极为重要。我国空中交通流量管理存在的主要问题。

2.1 缺乏专门的空中交管部门

虽然我国当前的航空飞行领域已经出现了极为严重的交通堵塞问题，但是尚未建立专门的空中交通管理部门进行监督和管理。我国空中交通流量控制只是进行了局部的流量控制，并且是由工作人员凭借自身经验而估计得到的。因为缺乏相关的理论知识作为依托，以上方法并不能够从根本上解决空中交通堵塞问题，反而会进一步造成空中交通秩序混乱，为交通管理人员带来极大的被动。

2.2 流量分布不均

因为某一空域在某一段时间内飞行流量会相对集中，这拥有一定的规律性。由于飞行流量的规律性和偶然性，极可能造成飞行流量的分布不均。在我国的领空内，北上广等发达城市集中了全国超过一半以上的飞行流量，而其他城市的空域则相对宽松。航空基地的建设和飞行流量的分布具有十分密切的关系，很大程度上会影响基地附近的飞行流量。

2.3 空域自由度

空域自由度和飞行流量具有十分密切的关系。可以说，空域自由度越大，该空域内的流量反而会越宽松，能够缓解空中交通的堵塞程度。在我国航空领域，无线电技术虽然已经成为了保障安全飞行多的重要手段，但是随着科技发展，卫星导航越来越手段重视。卫星导航因为其方便、准确的原因逐步取代了无线电技术，成为了现今主要的导航手段。

3 空中交通流量控制的原因

3.1 天气原因

当遇到雷雨或暴风等恶劣天气时，飞机很可能被雷击而遭到毁损。这时飞机不能及时且安全的降落，必须在机场上空进行绕行或在机场进行等待，这样就很容易造成机场附近的交通流量堵塞。

3.2 重要飞行演习

当遇到重要飞行演习时，我国会禁止民航飞行在某些领域进行飞行 ，此时就需要对流行进行调节。因为具体的原因不能对外公布，只能声明是航空管制原因，这样就很容易造成某区域内的空中交通堵塞。

3.3 航空管制员的压力

每一年，我国的飞行量都会增加，现今的空中交通网络已经不能满足飞行量急剧增长的需求，我国的许多航线已经解决饱和，飞行量远远超出了航空管制员所能承受的范围。因而，超出航空管制员指挥能力的飞行量就会给管制员造成巨大的压力，也很容易造成空中交通拥挤。

3.4 缺少飞行量全盘管理

飞行流量管理尚未形成统一的管理。当前，飞行流量管理基本上是各个局部自行管理，只能进行这一区域内的流量管理，并不知道下一阶段该区域内的飞行流量。而飞行量的大小是具有偶然性的，监管部门可以对其他监管区域发放流量限制的指令，但是指令发布后却不能及时取消。随着飞行量剧增，指令会十分混乱。此时，应当一个统一的飞行流量管理机构进行全盘管理是十分重要的。

4 空中交通流量控制措施

4.1 建立空中流量管理机构

空中流量管理机构是负责安排和实施飞行的流量管理机构，对所管理的全部区域进行流量限制和评价。与所有管制区域进行飞行量直接的协调和沟通；研究管制区域内所有航班的正确飞行时间，并且提前对飞行流量进行预。同时监督各个被管制区域飞行流量限制的合理性。

4.2 升级管制手段

我国的空中交通管制手段一直处于一个比较低的水平，不能解决空中交通流量的增加。这个问题主要是因为当前管制手段的可信度和准确度都不尽相同，导致了各个区域存在着较大的差异。我国东北发达地区都已经实现了雷达管制手段，而中西部较为落后的地区却仍然使用程序进行管制，而雷达管制的手机明显比程序管制的时间短，这样就能够使空中流量更为宽松和顺利。

4.3 拓宽空域自由度

空域自由度和飞行流量是成反比的。空中飞行流量的集中度会因为空域自由度的缩减而更为集中。随着科学进步和技术的发展，卫星导航已经逐步取代了无线电导航技术，极大地满足了飞行的需求。随着科技迅速发展，空域得到了更为充分的利用，空域自由度进一步被拓宽。

4.4 提升航空管制人员的素质

航空管制人员是维护航空安全、确保空中交通顺利进行的基础，也是空中交通管理的主要负责人和执行人。随着现代空中交通管理技术的提升和交通流量的增加，航空管制人员为了保证正确实施新的技术和高效运行新型的设备，必须进一步提升自身的专业水平。

参考文献

[1]许彬.空中交通流量控制亟待缓解[J].江苏航空，2010（4）：34-35.

[2]許宁军.空中交通流量控制浅析[J].空中交通管理，2011（11）：6-8.

[3]陈斌彬.我国的空中交通流量管理[J].科技传播，2012（8）：64-66.

[4]赵嶷飞，姚玲.扩容空中交通管理研究[J].交通运输工程与信息报，2008（12）：

10-13.

变流量控制 篇5

传统的节流调速方式系统效率低、能耗大,变量泵容积调速方式系统结构复杂、抗污染能力差、 故障率较高,且调速范围和调速精度有限[1]。变转速容积调速系统相比节流调速与变量泵容积调速而言具有结构简单、可靠性高、效率高、调速范围宽等优点,因此在液压电梯[2]、注塑机[3]、盾构系统[4]中应用广泛。

对执行机构速度控制的本质是对液压动力源输出流量的控制。国内学者从调速系统硬件改进和软件控制算法方面进行了大量的研究。胡东明[5]对液压电梯变转速闭式电液系统速度控制特性进行了研究,针对大惯量变转速容积调速液压系统存在的共性问题和难点,提出了基于比例微分控制的前馈-反馈控制策略,分析了影响启动性能的因素,并提出了基于专家控制器和模型预测控制的启动控制方法;沈海阔等[6]针对电液变转速控制系统响应速度慢的问题,提出了基于能量调节思想的控制策略,采用在传统电液变转速系统中加入能量调节装置的方法,使系统保持低能耗的同时获得比节流调速更高的响应速度;彭天好等[7]分析了变转速泵控马达调速系统产生转速降落的原因,对油液压缩、系统泄漏及电动机机械特性引起的转速降落补偿系数进行研究,得出了不同工况下转速降落补偿方法。上述研究都取得了非常好的控制效果,从不同角度解决了变转速液压调速系统动态响应慢、转速波动、精度低等问题。

但是,目前大多数液压调速系统仍采用负载速度大闭环控制系统,该系统存在环节多、时滞严重、不易调节等问题[8],控制算法局限于常规简单PID控制方法,系统响应速度与超调量之间的矛盾不能得到解决。

为解决上述问题,本文采用永磁伺服电机驱动定量泵的变转速液压动力源,及定量泵出口流量负反馈的闭环控制方式,这样可以有效避免多环节液压系统负载速度大闭环所带来的时滞问题。采用提出的限 幅模糊与 带阈值设 置的PID补偿控制方法,在不同目标流量和载荷快速多变工况下,准确控制液压动力源的输出流量。该系统具有响应快速、无超调、精度高的优点,仿真和实验验证了该控制方法的可行性。

1液压动力系统结构及其模型

1.1液压动力系统结构

液压动力系统原理如图1所示。该液压系统由永磁电机驱动定量泵(齿轮泵)作为液压动力源,由比例溢流阀模拟实际的负载,这样简洁、方便,避免了安装实际负载所带来的不便。系统流量由流量传感器直接检测泵出口流量,并送到控制器与永磁伺服电机速度闭环组成双闭环控制; 系统压力由压力传感器检测,并送到控制器与比例溢流阀模拟加载系统一起组成闭环控制。该系统可以根据模拟负载所需的压力和流量,由变转速液压源提供完全匹配的压力和流量,避免了传统阀控液压回路节流及溢流所带来的能量损失。 系统采用高响应速度的伺服电机,相比普通异步电机驱动的液压系统,在控制精度和响应速度上得到了较大提高。

1.2液压动力源模型

永磁同步电机的数学模型较复杂,通常我们为了分析方便常选用基于Park变换的d-q旋转坐标系下的矢量控制数学模型[9]。可表示为

式中,ud、uq为d、q轴定子电压分量;id、iq为d、q轴定子电流分量;s为极对数;ωr为转子角速度;rs为定子绕组电阻;Ld、Lq为定子轴、交轴电感;ψf为转子永磁体产生的磁链;ψd、ψq为d、q轴定子磁链;Te为电磁转矩。

齿轮泵的流量方程为[10]

式中,qp为泵输出的流量;ω 为泵(电机)的角速度;dp为泵的排量;pp为泵的出口压力;Cp为泄漏系数;μ为液压油的动力黏度;βe为油液弹性模量。

泵的驱动轴上的转矩平衡方程为

式中,Jp为泵的转动惯量;TL为泵的输入转矩(电机的负载转矩);Jpdω/dt为惯性转矩 ;Bp为泵内齿轮与泵体之间的黏滞阻尼系数;Bpω 为泵的阻尼转矩;V/2πp为油液压力产生的转矩;p为泵出孔腔的压力。

2限幅模糊与带阈值设置PID补偿控制

2.1限幅模糊控制工作原理与设计

变转速容积调速液压系统具有高度非线性、 强耦合性、时变性等特性。由于系统本身的复杂性,如液压油黏度系数随温度变化而变化,体积弹性模量随油压变化而变化,系统流量开环控制容易受不确定因素和负载的干扰,不稳定,所以本文采用流量闭环负反馈控制,流量闭环负反馈控制根据系统流量偏差的大小及变化率调节电机转速,稳定泵的输出流量,使之不受油液温度、负载扰动、参数变化等因素的影响。

限幅模糊控制是在普通模糊控制器的基础上对模糊控制器的输出值进行限制,本文提出的限幅指的是模糊控制器的输出会自动跟随不同目标流量自动进行限幅,在控制系统流量时响应速度可以通过调整模糊控制器的参数达到开环响应的速度,系统流量快速接近目标流量,并且没有超调量,解决了普通模糊控制响应速度与超调量之间的矛盾。

限幅模糊控制器的组成主要包括:1输入模糊化;2模糊规则库的建立;3模糊推理;4输出解模糊;5输出限幅。其中输出限幅是整个模糊控制器的核心,基本结构如图2所示。

本系统以液压动力源的流量作为控制对象, 其中,qr为系统设定流量,qp为系统实际流量,e为系统流量偏差,de/dt为系统流量偏差的变化率,Ke和Kec为比例因子,Ku为量化因子。

限幅模糊控制器具体参数如下:采用二维模糊控制器,输入、输出变量的语言变量均采用{NB (负大),NM(负中),NS(负小),ZO(零),PS(正小),PM(正中),PB(正大)}7个语言变量。输入变量E和EC的模糊论域根据实验要求均设为 [-6,6],输出变量U的模糊论 域设置为 [-3, 3]。输入变量和输出变量的隶属函数均采用三角形隶属函数,如图3、图4所示。基于经验和领域专家的意见,建立模糊决策表,如表1所示,模糊推理采用Mamdani的max-min合成法,解模糊采用重心法,即加权平均法。模糊控制器的输出根据目标流量的不同自动调整输出进行限幅,控制电机转速,进而控制系统流量。

2.2带阈值设置的PID补偿控制原理

限幅模糊控制可以通过调整控制器参数来调整流量的响应速度,由于模糊控制属于基于偏差调节的闭环控制,对液压系统参数,如油液黏度、 齿轮泵油液泄漏量等随温度变化而变化的参数及影响系统特性的非线性因素不敏感,所以控制精度高、稳定性好。

带阈值设置的PID控制是在限幅模糊控制 的基础上给系统流量设置的一种补偿控制,用于消除限幅控制所产生的系统流量稳态误差。阈值设置为目标流量的3%(可根据具体实验系统进行调整),当目标流量与实际流量的偏差小于阈值时,启动PID补偿控制;反之,当目标流量与实际流量的偏差大于阈值时,PID补偿控制无效,仅由限幅模糊控制调整系统流 量。具体结构框图见图5。

3仿真和实验

以永磁伺服电机驱动的变转速液压源为研究对象,对液压源流量进行控制。采用11kW永磁同步电机和排量为11mL/r齿轮泵作为液压动力源,利用比例溢流阀模拟负载给液压系统加载,系统压力取决于负载的大小,系统流量主要取决于电机转速。

系统采用流量负反馈压力自适应的闭环控制方式,流量负反馈具有稳定系统流量的作用,压力自适应模式即泵的工作压力自动地与负载压力相适应。当负载增大时会引起系统压力变大,泵的内泄增大使输出流量变小,伺服控制器根据实测流量值与目标流量值进行对比,控制电机转速使系统流量达到设定值,以适应负载压力的要求;当负载减小时会引起系统压力变小,泵的内泄减少, 使得输出流量变大,伺服控制器根据实测流量值与目标流量值进行对比,控制电机转速减小,使系统流量达到设定值,适应负载压力的要求。

3.1典型工况仿真结果对比

根据式(1)~式(7)数学模型运用MATLAB和Simulink建立永磁同步电机 空间矢量PWM模型及整个控制系统模型,结合典型工况分别运用传统PID控制、模糊控制及本文提出的限幅模糊与带阈值设置的PID补偿控制对变转速液压源流量进行控制仿真,结果如图6所示。

永磁电机主要参数如 下:GK6交流永磁 同步伺服电机,其型号为GK6087;其额定转 速nN=2000r/min;额定功率PN=11kW;电机极对数s=3;直流电压300V;额定电流IN=9A;额定转矩TN=11N·m;转动惯量JD=62.4×10-4kg·m2。

齿轮泵主要参数为:额定压力pN=20MPa; 额定转速nN=3000r/min;理论排量dp=11× 10-6m3/r;转动惯量Jp=8.2×10-5kg·m2。

由图6的仿真结果可以看出,对不同目标流量0.5~1.0~0.6m3/h的阶跃响应,模糊控制通过调节参数响应速度虽然快,但是流量出现了局部振荡与超调;PID控制虽然没有出现超调,但流量响应速度慢;限幅模糊与带阈值设置的PID串联复合控制,通过设置合适的阈值,将限幅模糊控制的快速性与PID补偿控制的精确性有机结合起来,流量响应快速且无超调。在0.1s时,比例溢流阀模拟负载给系统加阶跃向下载荷,流量减小,通过短暂调整流量恢复目标值。通过流量阶跃响应与加载工况可以看出限幅模糊与带阈值设置的PID补偿控制性能优于参数固定的传统PID控制与模糊控制。

3.2实验分析

本实验采用11kW永磁同步电机和排量为11mL/r的齿轮泵作为变转速液压动力源,采用电磁比例溢流阀来模拟压力负载。测控平台为研华工控 机、PCI-1711多功能数 据采集卡 和PCLD-8710接线端子板,通过LWZY智能涡轮流量传感器和压力传感器将系统流量和压力信号传送给PCI-1711多功能采集卡的模拟输入端口,通过LabView8.6.0软件平台编写的控制程序计算误差,并得出最终输出的控制量,控制电机转速, 进而控制系统流量,实验装置原理如图7所示。

为了证明本文提出的限幅模糊与带阈值设置的PID补偿控制方法的优越性,与传统模糊控制和PID控制进行了实验对比分析,结果如图8~ 图13所示。

图8所示为传统PID控制流量阶跃响应实验曲线,由图8可以看出,PID控制的阶跃响应上升时间约为10s,系统流量无超调,流量稳定后用比例溢流阀加阶跃上升、阶跃下降载荷,系统压力上升为7.4 MPa,温度为20 ℃。由图7可以看出,系统压力阶跃上升时,由于泵的泄漏量增加, 所以流量会减小,但由于系统采用的是流量闭环控制,所以可以通过控制电机转速的增加来补偿泵泄漏的增加,系统流量经过7s调整恢复稳定,达到设定的目标流量。同理,当系统压力阶跃下降时,流量会上升,通过闭环控制调节电机转速, 使系统流量达到设定的目标值。图9为模糊控制流量阶跃响应实验曲线,由图9可以看出,模糊控制的阶跃响应上升时间约为11.5s。图8和图9两种控制结果说明,在响应的快速性上,传统PID控制和模糊控制几乎是一样的,对相同的控制对象,通过调整控制器的参数两种控制方法响应速度都可以改变,有一个共同点就是响应速度快,必然会导致系统超调。

补偿控制流量斜坡响应(系统压力为5.8MPa)

图10为本文提出的限幅模糊与带阈值设置的PID串联复合控制阶跃流量阶跃响应实验曲线,由图10可以看出,流量的阶 跃响应时 间为4.5s,控制系统先采用限幅模糊控制让系统流量快速接近目标流量,然后再用带阈值设置的PID消除稳态误差,阈值设置为目标流量的5%。系统加载压力上升到6MPa,流量在载荷突变的情况下出现波动,经过调整后仍可恢复稳定,说明复合控制同样适合于液压系统加载工况的控制,响应快速、无超调、控制精度高,动静态性能良好,控制性能明显优于传统PID和模糊控制。

图11为空载情况下限幅模糊与带阈值设置的PID补偿控制跟踪斜坡信号的实验结果曲线。 从图11可以看出,跟踪斜坡上升和斜坡下降信号都存在稳态 误差,实测流量 滞后于目 标流量2.5s,系统无超调量,且控制精度高。图12为相同条件下的模糊控制斜坡跟踪响应曲线,实测流量滞后目标流量5s,明显滞后于本文提出的控制方法。图13为系统压力为5.8MPa时本文控制方法跟踪斜坡信号的响应结果曲线,与空载情况相比控制效果基本未受影响。

以上实验分析说明,限幅模糊与带阈值设置的PID补偿控制不仅能够补偿液压系统本身所具有的多种非线性因素对控制系统的影响,如:负载扰动引起的泄漏量、温度变化引起油液黏度及体积压缩量的变化等非线性因素都能给予补偿, 而且可以通过调节控制器参数达到开环控制响应的速度,系统响应快速、无超调、精度高,控制性能明显优于单一传统控制方法,适合变转速容积调速系统在线控制。

4结论

(1)限幅模糊控制属于闭环控制,但克服了所有闭环控制“边调边算”响应速度慢的问题,通过调节控制器参数使系统具有开环控制响应快速的特性,并且控制系统无超调。限幅模糊控制流量阶跃响应时间为4.5s,与模糊控制或PID控制的流量阶跃响应时间10s比较,缩短5.5s。

(2)限幅模糊控制能够补偿液压系统负载扰动引起的油液泄漏量损失和体积压缩量损失对流量控制的影响。

(3)带阈值设置的PID补偿控制可以消除限幅模糊控制所产生的稳态误差,提高控制精度。

变流量水系统及其节能 篇6

一变流量水系统形式概述

1.1一次泵系统

图1:冷水机组定流量, 末端装置有温控器, 根据负荷调节流量。供回水之间采用的压差旁通。当负荷减小时, 用户阀门关小, 分集水器之间压差增加, 电动调节阀开大, 部分冷水经旁通短路, 维持机组流量不变, 用户负荷增加时动作相反。该系统仅靠末端二通阀的节流调节, 水泵功率变化很小, 能量浪费较大。

1.2二次泵系统

图2:二次泵系统通过设置桥管, 不仅有效地解决了制冷机定流量负荷侧变流量的矛盾, 而且实现了系统各部分水力工况隔离, 同时具有分布式水泵水力稳定性好的特点。水泵调速采用远程恒定压差控制时, 系统具有最大的可变扬程, 运行能耗较近端压差控制要小。多泵变速系统在低负荷时仍能保持较大的节能潜力。

(1) 多台二次泵并联的系统 (图2a) , 这是一种常见的二级泵形式, 包含一次环路和二次环路。在一次环路中, 由于蒸发器冷水流量的迅速减少会使冷水流速不均匀, 尤其是在一些转弯处更容易使流速减慢甚至形成不流动的“死水”, 这很容易使局部的冷水产生结冻。因此, 一般采用一台定流量泵对一台制冷机的方式, 定流量泵的扬程主要用来克服蒸发器的阻力。二次环路的变速二次泵一般置于制冷站内。当供冷系统容量较大且负荷变化范围较宽时, 采用多泵并联变速运行可有效降低运行能耗, 在低负荷时系统仍能保持较高的效率。如果旁通管的阻力非常小的话, 一次环路与二次环路之间几乎不会相互干扰。

(2) 二次泵分散设置的系统 (图2b) , 当系统所服务的各区域或各建筑物的水环路阻力相差较大时, 可将上一种形式中的二次泵分散到各个区域或各栋建筑物内, 这使得各用户的回水压力比供水压力还要高。各区域的二次泵既要克服制冷站到该区域的干管阻力, 又要克服各区域内部的阻力, 其工作扬程是两者之和, 因此, 下游建筑所用水泵的扬程比上游建筑的要高。各区域的二次泵一般也采用变速水泵。二次泵系统常用的压控法, 以最不利末端压差作为信号调节流量。压控法在采用二通电磁阀的变水量空调系统中, 并不能通过稳定最不利末端压差来保证其余末端有足够的资用压差, 且不保证程度主要取决于系统水量的减少程度和沿程损失在系统压力损失中所占比例, 若水量减少越多则沿程损失比例越大, 受水量减少影响的末端分配到的资用压差就会越少, 通过的水量对额定水量的偏离也就会越大。而且, 由于二通阀调节特性的变化, 变流量系统的流量并不能在0到100%范围内任意变化, 而是存在一个流量的下限值。

二变流量水系统能耗的分析

根据水泵定律可知, 水泵的功率与水泵转速的三次方成正比, 这一结论的前提是:水泵调速前后工作点必须为相似工况点, 其管道特性曲线为一条通过原点的等效率曲线, 且调速前后不发生变化 (如图3中的A点与B点) 。在实际运行中, 由于管道特性曲线的变化, 水泵调速后的工作点往往不会与调速前工作点处在同一条等效率曲线上, 而是变化到D点, 这使得变流量水泵在实际运行中的节能效果不如理论上那么显著, 在分析变流量水系统能耗时也不能一味地套用水泵定律。

(1) 末端为电磁阀二位控制的系统, 由于二通电磁阀关断对管路曲线变化影响较大, 对节能效果产生的影响也大。稳定后的水泵工况点不再与原先的工况点是相似关系。一般而言, 沿程损失在系统总阻力中所占比例越小, 变频后水泵节能功率就会越小, 反之则节能效果越大。该系统节能效果还与最不利用户处压差设定值有关, 设定值越小, 节能效果越显著。因此, 在评价采用二通电磁阀的变水量系统的实际节能效果时要作具体判断, 不能直接按水泵定律的结果来分析。

(2) 对变频调速系统, 资料表明, 节能潜力为流量的函数Δ.P=qv-qv3, 也不与流量的三次方成比例。节能潜力在qv=0.577时达到最大 (如图4) 。为保持系统的最佳调节工况, 在调节过程中建议qv取0.16-1。由于节能潜力存在极大值, 在选用循环水泵时应认真进行水力计算, 以便正确选择循环水泵, 保证系统运行的经济性, (qv表示相对流量, qv=qv 2/qv 1) 。资料还表明变频调速比阀门调速具有明显的节能效益, 最大节能潜力高达38.149%。

三发展方向

1. 对变流量系统能节约能源, 大家有共识。但对不同的变流量系统, 对系统节能效率, 经济价值等方面还没有完善的综合评价体系;

2.压控法系统中, 目前是取最不利环路的末端压差作为控制流量的信号, 从资料表明, 它还存在不足, 那么取什么作为控制流量的信号最好, 有待研究;

3. 不同形式变流量系统, 绘制其管网特征曲线, 及能耗随流量动态曲线的方法目前还很复杂, 有待进一步简化。

参考文献

[1]周谟仁主编.流体力学泵与风机

中央空调系统变流量节能研究 篇7

1 中央空调系统模型

中央空调系统庞大且复杂, 要想实现系统动态运行节能, 必须对整个系统树立全局观念, 并采用动态分析方法。下面首先介绍一下有关系统的概念和性质。

系统是由相互作用和相互依赖的若干组成部分结合而成的具有特定功能的有机体。在任何一个系统中, 每一个构成系统的要素的特性都将对整体产生影响。

系统的性质: (1) 系统组成的层次性; (2系统是由各部分有机体相互联系而形成的一个整体; (3) 系统具有特定功能; (4) 系统与环境存在相互作用。

中央空调系统及其所服务的建筑物是一个相互作用的整体。要满足室内一定的舒适度要求, 中央空调系统必须不断调整本身的运行参数以适应环境的改变。

中央空调系统在某一时刻的冷负荷由冷水机组承担。究竟冷水机组投入运行几台, 或供冷量为多少, 需要根据控制策略来定。虽然优化控制对自动控制装置的要求较高, 控制也更复杂, 但优化控制最节省运行费用, 具体情况将在下面详细论述。

中央空调系统是一个非常复杂的系统系统的能耗由多个子系统多种设备的能耗共同构成, 整个系统的优化运行除了要考虑单个子系统的优化之外, 还要考虑整个系统与子系统间的协调匹配工作关系。

2 变流量节能控制思路

(1) 将定流量控制系统改为变流量控制系统。从传统的冷水机组供水定流量控制的方法, 改变成满足冷水机组运用工况的变流量控制, 这样就可以实现冷冻水系统跟踪末端负荷的变化, 末端需要多少冷量就供给多少冷量, 实现最佳的节能。同时, 冷却水系统和冷却塔风机系统也实现变流量运行, 节约大量的电能。

(2) 动态控制冷却水系统, 优化空调主机的运行工况。冷却水系统按照设置的进水温度和出水温度采用变流量运行方式。使冷却水系统动态跟踪冷水机组发热量的变化, 按照需要散发热量, 提高冷水机组的热交换效率, 控制空调冷水机组的C O P值使其处于较佳状态。

(3) 按照不同时段设置不同运行参数, 实现系统最佳节能。

3 变流量节能原理

3.1 制冷压缩机节能原理

冷水机组是中央空调系统在进行供冷运行时采用最多的冷源, 在大型中央空调系统中冷水机组侧耗电量约占整个系统耗电量的6 0%, 且冷水机组在设计和选型中均是以系统最大负荷为依据, 所以在中央空调系统动态运行中冷水机组的节能意义重大。

3.1.1 压缩式冷水机组

(1) 活塞式冷水机组大多数是多机头可以手动或者自动控制机组投入的数量实现冷量调节, 这种调节大多数都是步进式的。 (2) 螺杆式冷水机组具有能量调节机构, 可以实现能量在25%~10%范围内的无级调节, 有些型号的机组能量调节范围甚至高达15%~10%。 (3) 离心式冷水机组也具有能量调节机构, 有些型号的机组具有变频驱动装置, 始终保持最佳效率, 能量调节范围高达10%~15%。

3.1.2 吸收式冷水机组

直燃型浪化铿吸收式冷水机组是靠燃油或燃气来制冷或制热的, 它也有能量调节功能, 根据制冷 (热) 量的需求, 自动控制燃烧火焰为大火、小火或熄火状态, 从而到达节能的目的。

从目前国内己安装的中央空调节能系统来看, 对于各类空调主机都是采取优化运行工况, 从而达到节能。还未见加装变频器运行的冷水机组, 其主要原因是大功率变频器价格昂贵, 业主受经济条件限制, 不愿意在这方面进行投资。优化空调主机运行工况后, 压缩式冷水机组可以节约电能10%, 吸收式冷水机组可节省燃料10%~3 0%。这是十分可观的数据, 今后应该深入对空调主机节能机理再深入试验和研究。

3.2 冷冻水系统变流量节能原理

在一次泵变频调速控制系统中, 冷冻水供水受到最小流量的限制, 蒸发器设计中水流量有一定变化范围, 低于最小流量是不合适的, 冷水机组也将按其安全保护装置而停机。

因此, 在控制系统中将设置最小流量 (应大于机组最小流量的要求) 。当冷冻水供水流量过小时, 控制系统开启电动旁通阀, 加大空调主机的冷冻水供水量。旁通阀开度取决于控制系统检测和计算的数值, 这样就能保证空调主机的正常运行, 又能保证节约电能。

冷冻水变频调速控制系统中, 并联多台水泵时, 这些水泵采用相同型号和规格才是合适的, 不宜用不同型号和规格的水泵并联运行。这些水泵宜选取特性曲线较陡的, 对于压差控制较有利。

控制系统应设置冷冻水泵的最低频率和最高频率, 最低频率受水泵堵转频率和空调主机最小流量的限制, 一般设置在25Hz~30Hz之间;最高频率当然就是水泵电机的工作频率 (50Hz) , 通常设置在45Hz左右。当超过4 5 H z时, 就增加1台水泵并联运行。当多台水泵并联运行时, 控制系统宜将全部水泵在相同频率下运行。

3.3 冷却水系统变流量节能原理

冷却水系统能耗是中央空调系统总能耗的重要组成部分之一。在建筑中采用微机控制技术和变频调速技术对冷却水系统进行控制, 具有显著的节能效益。

变流量调节在供热节能中的应用 篇8

1 变流量系统应使用变速泵

1.1 量调节的两种方法

供热系统变流量可以通过两种方法实现,一种是改变水泵出口阀门开度,即在比较暖和的时期利用阀门节流减小输送到用户的流量。其缺点是:当调节阀门时,阀门必须承受大部分水泵多余的压头,这意味着大量电能消耗在阀门节流里。而且,由于控制阀门在开度很小时,其控制特性一般较差,会造成控制品质的恶化。另一种是通过改变水泵转速来改变输送到用户的流量,其优点是不存在节流损耗的问题,这是因为水泵转速的变化与流量变化成正比,在调节过程中不必再改变阀门开度,能很好适应系统流量变化。同时,可节电40%。因此,为了保证供热品质和节能效果,变流量系统应该选择和使用变速水泵。

1.2 实例分析两种方法的能耗差别

对于IS200-150-315水泵,额定流量(Q)400m3/h,扬程(H)32 m,水泵性能曲线为

通过节流和变速两种方法调整到额定流量的70%,就有57%的水泵功率消耗在阀门节流上。

2 固定供水温度的量调节方式节能最多

2.1 量调节有两种基本方式

在间接连接系统中,当一级网是变流量系统,二级网是恒流量系统时,一级网的量调节可以采取两种方式。

1)一种方式是固定供水温度,改变循环水量。在热负荷降低时,一级网回水温度降低,换热器对数误差升高或基本不变,由公式Q=KFΔtm可看出:当热负荷降低而对数温差变化很小时,必然需要传热系数K和换热面积F减小,而换热器一经确定后换热面积便无法变化,只能通过降低传热系数K才能维持平衡,K值的降低意味着流量的下降。但经计算表明,流量下降并不能明显使K值降低,所以热负荷的变化将导致流量变化较大。因为供水温度不变,当一级网流量大幅度降低时,供回水温差加大,回水温度也将大大降低。为保证传热温差,一级网温度必然要高于二级网温度,所以,流量变化受到换热器传热性能的制约。

有两种方法可以使流量变化幅度减小,从而使流量变化和传热性能相适应:一是减少换热面积F,在有多台换热器的热力站中,当外温升高,热负荷减小时,关闭部分换热器,减少换热面积,二级网采用分阶段变流量质调节或旁通混水连接,一级网回水温度升高,流量增加。二是分阶段改变一级网供水温度,在不同的室外温度和热负荷阶段采取不同的供水温度,减少流量的降低幅度。

2)另一种方式是设定一级网供回水温差不变,而供回水温度随热负荷的变化而改变。这样将使对数温差的变化与一级网流量的变化相适应,使流量变化程度降低,减少换热器热力工况的失调程度。

2.2 实例分析

以一个热力站为例进行实际计算,热网设计参数为供暖期室外计算温度-12℃;供暖期室外平均温度-2.1℃;供暖期室内计算温度18℃;供暖持续时间144 d;一级网供水/回水温度130/70℃;二级网供水/回水温度85/60℃;综合平均建筑热指标64 W/m2;热力站供暖建筑面积20万m2,其设计热负荷为200 000×64=12 800 k W。

热网调节方式:当室外温度为-12℃~-2℃,供水温度在130℃~110℃之间按质调节方式运行;当室外温度在-2℃以上,热网实行量调节。

3 水泵的选择

在供热工程的设计和实际运行中,各种类型的水泵都会用到,常规水泵在以前的供热中被广泛应用。随着国家节能减排行动的开展,各种调速和变频泵陆续被应用。水泵是供热系统的主要设备,担负驱动流体循环流动、传递热量、维持水力工况、保证供热质量的作用。要求该设备必须具备可靠性高、安全性好、噪音低(保护环境)、耗电少(节约能源)等性能。因此,水泵选择主要是根据工艺需要,选择泵的台数、型号及类型。选择水泵的原则是:流量调节范围较宽;噪音小;运行稳定不产生震动;轴封密闭性好不渗漏;效率高耗电少。

水泵的基本参数:流量Q,扬程H,效率η,必需汽蚀余量NPSH等,这些参数表示水泵性能是由泵厂以常温清水为介质通过试验测得的值。

1)泵的台数。供热系统的水泵台数的确定原则是:在任何工况下,应让水泵工作点落在高效率区内。在一般情况下是一台运行,一台备用(对于免维护的小型泵,可不设备用泵)。在特殊情况下也可以多台泵同时串联或并联运行。

2)水泵扬程的选择。水泵型号选择的关键是确定所需要的流量和扬程,并使它落在泵的高效率区。流量比较容易确定,一般不会出错,但扬程的确定比较难,出错也较多(如选择循环水泵的扬程中加入了高度)。

3)水泵的类型。根据实际情况和设计要求,选择适合的水泵尤其是变频系列的水泵,可以大大降低运行成本,使管网的运行工况更加经济合理。

4)变频调速泵的应用。变频器节能主要表现在风机、水泵的应用上。为了保证生产的可靠性,各种生产机械在设计配用动力驱动时,都留有一定的富余量。当电机不能在满负荷下运行时,除达到动力驱动要求外,多余的力矩增加了有功功率的消耗,造成电能的浪费。风机、泵类等设备传统的调速方法是通过调节入口或出口的挡板、阀门开度来调节给风量和给水量,其输入功率大,且大量的能源消耗在挡板、阀门的截流过程中。当使用变频调速时,如果流量要求减小,通过降低泵或风机的转速即可满足要求。

由流体力学可知,功率=流量×压力,流量与转速的一次方成正比,压力与转速的平方成正比,功率与转速的立方成正比,如果水泵的效率一定,当要求调节流量下降时,转速可成比例地下降,而此时轴输出功率成立方关系下降,即水泵电机的耗电功率与转速近似成立方比的关系。所以,当所要求的流量减少时,可调节变频器输出频率使电动机转速按比例降低。这时,电动机的功率将按三次方关系大幅度地降低,比调节挡板、阀门节能40%~50%,从而达到节电的目的。

变频器控制是利用压力或流量的测定值与设定值相比较,根据差值来调节电机的转速,导致水泵输出流量的变化,使实际值逐步与设定值相符。变频器是可以调整频率、电压的电机控制设备,针对水泵的应用一般来说是控制流量和压力。变频器根据最终的压力或流量的需要调节频率来决定水泵的转速。

4 变流量系统的经济分析

继续以上例进行分析该系统的节能效果和使用变速水泵的经济性(与恒流量系统比较)。

该系统的一级网包括一个主循环水泵站,一个供水加压中继站和一个回水加压中继站。其设计参数分别为:主循环水泵流量5 225.9 t/h,扬程74 m;供水加压泵流量4 476.9 t/h,扬程39 m;回水加压泵流量1 159.9 t/h,扬程43 m;该地区采暖期144 d。

变流量运行调节(即t≤-2℃为恒流量质调节,t>-2℃为固定供水温度量调节),总电耗计算为

式中,E为采暖期一级网热网水泵总电耗,k W·h;G1i,G2i,G3i为第i计算区间,循环水泵、供水加压泵和回水加压泵的流量,m3/h;hi为第i计算区间的运行时间,h;ηpi为第i计算区间水泵效率;ηzi为第i计算区间水泵电机、转动等其他装置综合效率。

计算恒流量调节方式水泵总电耗,取ηp=0.8,ηz=0.95,

得E=(5 225.9×74+4 476.9×39+1 159.9×43)×

计算变流量调节方式水泵总电耗,取ηp=0.8,ηz=0.85(其中考虑变频器效率为0.9),步长按外温0.5℃取计算区间,水泵扬程按照变速运行的比例定律h1/h2=(G1/G2)2得E=4 167 408 k W·h。

与恒流量运行比较,节约电量

ΔE=7 303 200-4 167 408=3 135 792 k W·h/a,约占恒流量运行总电耗的43%。

如果电价取0.6元/k W·h计算,节约电费188万元/a。

变流量控制 篇9

那么，外贸企业应该如何运营自己的网站，让它在国际互联网市场立足呢？这就是接下来要探讨的问题：什么是高效的外贸B2B网站运营策略？

从流量的源头下工夫

目前，很多外贸企业对网站的运营仅是停留在搜索引擎优化方面，而没有尝试过搜索引擎付费推广。因为企业热衷于免费的关键词的自然排名，而对付费推广的方式抱有质疑的态度。有这种想法是正常的：既然有免费的渠道可以使用，为什么我还要花钱买竞价排名？而从Google过去10年的广告收益可以看到，企业对搜索引擎广告的资金投入越来越多，这也证明了搜索引擎付费推广的方法得到了越来越多企业的认可。

既然搜索引擎付费推广能够帮助企业网站快速获得流量，那么如何将这些流量转化为有价值的询盘和订单呢？这就需要我们从流量的源头下工夫。

在付费推广中，关键词的作用非常巨大，它决定着什么类型的人群可以看到网站。比如，当网友搜索“相机”这个词时，可以分析出该网友对相机的相关信息感兴趣，他可能想购买相机，也有可能是想看看相机行业的信息，也有可能是看相机的图片；当他搜索“佳能相机”时，可以分析出他对相机品牌有一定的了解，而且偏爱佳能相机；当他搜索“佳能相机600D”时，则可以判断他已经对佳能相机的产品比较熟悉，而且他比较喜欢佳能600D这个型号的相机。所以，用户使用什么关键词搜索，就代表着用户有什么样的需求。也就是说，关键词分析准确与否决定着付费推广效果的好坏。所以，在做付费广告时，就需要花大量的精力放在对关键词的分析上。

通过分析关键词挖掘国际需求

首先，需要对企业产品进行深入了解。通过分析产品功能、用途、卖点等信息，结合本土化的语言分析出核心关键词，并对这些词进行组合与扩展以得出关键词。其次，运用关键词分析工具对核心关键词进行扩展，并结合数据对关键词进行分析、评估。再次，需结合竞争对手投放的关键词和竞价情况对关键词进行有策略有目的的投放，从而保证在控制成本时获得最大效益。

当做好了以上步骤后，最关键的是要对这些关键词进行维护。关键词的维护包含对关键词竞价投放的监控、分析和调整，这些维护分析都需要基于广告投放账号、用户在网站的行为情况及询盘订单等数据的积累。比如，一个做LED灯泡的供应商，他投放的关键词是“led light bulbs”和“led light”。当他发现，用户通过关键词“led light bulbs”点击进入网站浏览的页面数量和最终留下买家信息的数量都比“led light”的多，假如这两个词的点击费用相同，那么他应该要加大对“led light bulbs”这个词的广告预算来提高广告效果。

当通过关键词划定潜在的买家人群后，接下来就需要结合区域来精准定位目标人群，这样做的目的是为了节省广告投放成本。因为同样的关键词，无论是在哪里，都会有买家搜索。假如不使用区域定位屏蔽某些国家和地区，将会浪费大量广告费。而如果根据企业以往合作过的采购商所在区域的数据来精准定位投放区域，这样不仅可以节省广告成本，还可以快速获得该区域新采购商的信息。广告投放的区域定位可以精确定位到某个城市的某个区域，还可以结合当地的工作时间决定哪个时段投放广告，哪些时段不投放广告，以此提升广告的效果。

提升流量的转化率

做好了以上步骤后，就可以把高质量的潜在买家吸引到网站上，但如何将这些潜在买家转化成订单客户呢？这就需要提升流量的转化率了。

提升流量的转化率，首先要从买家需求分析。根据买家的习惯，合理科学地布局有价值的网页内容。根据不同行业的买家需求，在设计不同行业的网页时，会考虑突出不同的侧重点。其次，要对不同的投放渠道效果进行评估。客户群体的搜索习惯不同，投放方式也有不同。比如，专业的行业买家对采购行业产品相当熟悉，他们会在搜索引擎中直接输入产品关键词搜索供应商。针对这些“行家”，搜索引擎的广告投入会有高回报；而对于涉及多行业的批发商、转手贸易商买家，往往是从客户需求出发，很难提炼精准产品关键词。在这种情况下，如果使用搜索渠道投放广告，那么转化率就不会很高，但依托搜索引擎的行业合作伙伴平台主动给客户展示产品不仅可以提升品牌影响力，而且还达到了主动营销的目的。再次，要对整个广告投放效果作综合评估，对流量转化率低的广告进行全方位调整。这种调整是基于广告投放的数据、用户网站行为数据和询盘订单数据来进行的。

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变流量控制 篇10

随着经济的发展和人们生活水平的提高, 空调能耗在生产和生活总能耗的比重越来越大, 目前国内空调能耗占居民建筑能耗的25～35%, 占公共建筑能耗的30～45%[1]。空调系统年能耗中冷水机组的能耗约占33%, 水泵能耗约占22%, 冷却塔能耗约占2%, 风机能耗约占43%, 尽管水泵功率较小, 但水泵能耗却占到制冷机房能耗的2/3[2,3]。可见, 如果水系统采用节能技术, 具有很大的节能空间。空调冷/热水输配系统一般可分为一次泵、二次泵和多次泵变流量的运行方式。其中, 在一次泵总的供、回水干管处设置压差旁通阀, 保持冷/热源侧的定流量以及用户末端的变流量方式运行, 是比较常见的设计方式。《公共建筑节能设计标准》 (GB 50189-2005) 中指出:“空调冷热水系统的设计, 应符合下列规定:系统较大、阻力较高、各环路负荷特性或压力损失相差悬殊时, 应采用二次泵系统;二次泵宜根据流量需求的变化采用变速变流量调节方式。”图1为常见的二次泵变水量系统。在这一系统的机房侧管路中, 由旁通平衡管AB把水泵分为两级, 即一次泵和二次泵。一次泵克服冷水机组到平衡管AB的水路水流阻力, 并满足一次循环回路中的流量恒定;二次泵克服平衡管AB到用户末端的环路阻力, 并负责将冷/热水分配给用户。一次泵和二次泵通过平衡管AB连接, 这样二次泵不受最小流量的限制。在二次泵侧可设置多台并联水泵, 也可设置变速水泵。当负荷变化时, 可通过改变二次泵的台数或者转速来调节负荷侧的循环水量。与一次泵压差旁通控制相比, 水泵变流量控制能更好地适应系统的变化。目前常用的水泵变流量控制有以下三种方式。

(1) 出口压力控制法。

保持二次泵出口压力保持恒定。

(2) 压差控制法。

保持供回水干管压差恒定。

(3) 温差控制法。

保持供回水干管水温差恒定 (Δt=5℃) 。

变速泵的配置分为两种情况全变速泵系统和定-变速泵系统。所谓的全变速系统是指二次泵全部为变速泵, 在变速过程中, 一般各台水泵都是同步控制的。定-变速泵系统为多台定速泵与一台变速泵同时运行, 在流量未达到满负荷时调节变速泵转速而改变联合运行的总流量, 当流量每减少一台泵的流量时则停一台定速泵。在这里讨论的二次泵均为全变速泵系统。

1 定压力管网特性曲线

这种控制方式对于流量变化过程中的运行工况图如图2所示。图中, 曲线1～3分别为设计状态下 (泵的转速为nm时) 一台泵、两台泵和三台泵的联合运行曲线;1′～3′分别为变速泵调整至最小转速n0时。

一台、两台、三台泵的联合运行曲线;O-a、O-b、O-c、分别为三台、两台及一台泵联合运行时的管道特性曲线;系统设计状态点为a点, 控制压力为H0′。

当用户侧负荷减少时, 造成用户侧水流量减小, 水泵出口压力将增加, 压力传感器将这个信号传给控制器, 控制器通过水泵的变频器使二次泵转速降低, 以保证二次泵出口的压力保持不变, 二次泵的工作点将由a点向左平移, 当达到b点时, 变速泵转速为n0, 由于此时变速泵的净扬程已经等于控制压力H0′ (单台变速泵曲线已经变为1′) , 水泵的效率很低, 继续变小转速不但没有意义, 反而会对水泵本身产生不良影响。因此, 应该停止一台水泵的运行, 停止一台水泵后很短时间内系统工作点降至b1 (Hb1

上述过程工况点变化如下:①a点 (三台水泵转速nm) →b点 (三台水泵转速n0) →b1点 (两台水泵转速n0) →b点 (两台水泵转速nm) →c点 (两台水泵转速n0) →c1点 (一台水泵转速n0) →c点 (一台水泵转速nm) →d点 (一台水泵转速n0、停泵点) ;②在控制过程中, 水泵进行切换时, 系统有较大的压力波动, 但其时间较短, 恢复稳定的时间取决于变频泵从n0变为nm的时间;③在定水泵出口压力下当V3关闭时水压图如图3所示, 实线和虚线分别代表水力工况变化前后的水压图。当用户V3关闭时, 系统总的S值增大, 系统流量减小, 则V3之前的供水和回水管的水压线将变得平缓一些, 且使用压力增加, 用户流量增加, V3之后的供水和回水管的水压线将变得陡峭一些, 用户流量增大。

2 定压差管网特性曲线

风机盘管支路一般设置双位电动阀, 只有开和关两种工作状态, 所以当用户侧负荷发生变化时, 管网特性会发生变化。即使在同一负荷率下, 由于负荷分布区域不同也会造成管网特性不同。对于用户而言, 支路之间也会存在影响, 造成用户的流量分配不均的现象。压差控制时, 有两种控制方法, 一种是定供回水干管压差方式;第二种是保持最不利环路压差恒定。假定控制压差为ΔP, 定供回水干管压差控制方式下流量变化过程中的运行工况如图4所示。图中, 曲线1～3分别为设计状态下一台泵、两台泵及三台泵的联合运行曲线;o-a、o-b、o-c分别为三台、两台及一台泵在设计状态下联合运行时的管道曲线;o-1′、o-2′、o-3′分别为三台、两台及一台泵联合运行时水泵组部分的并联管道特性曲线;系统设计点为a点, 控制压差为ΔP=aa′。

当用户侧负荷减小时, 变速泵调速运行, 系统工作点的变化情况如下:a点 (三台水泵转速nm) →a1点 (三台水泵转速为n3) →b点 (两台水泵转速nm) →b1点 (两台水泵转速n2) →c点 (一台水泵转速nm) →c1点 (一台水泵转速n1、停泵点) 。图中undefined。

定供回水末端控制方式下流量变化过程中的运行工况如图5所示。图5中, 曲线1～3分别为设计状态下一台泵、两台泵及三台泵的联合运行曲线;o-a、o-b、o-c分别为三台、两台及一台泵在设计状态下联合运行时的管道特性曲线;o-1′、o-2′、o-3′分别为三台、两台及一台泵联合运行时不包含最不利末端部分特性曲线;系统设计点为a点, 控制压差为ΔP=aa′。当用户侧负荷减小时, 变速泵调速运行, 系统工作点变化趋势与供回水干管定压差一样。

在定供水管干管压差下当V3关闭时水压图如图6所示, 实线和虚线分别代表水力工况变化前后的水压图。当V3关闭时, 网路的总阻力将增加, 总流量减小。定压点到V3之前的供水和回水管的水压线将变得平缓一些, V3处的供回水管之间的压差将会增加, 其增加的压差相当于V3之后增加的作用压差, 因而使得之后的流量按相同比例增加, 并且使V3之后的资用压力增加, 供水管和回水管的水压线变得陡峭一些。

在定末端压差下当V3关闭时水压图如图7所示, 实线和虚线分别代表水力工况变化前后的图。当V3关闭时, 网路的总阻力增加, 总流量减小, 由于末端的压差保持不变, 所以V3之后的用户流量保持不变既V4～Vn的水压线与调节之前的水压线平行, V3之前的用户流量减小, 供水管和回水管水压线变得平缓一些, 用户资用压力减小。

3 结 论

(1) 通过上面的论述得知, 定压差控制比定压力控制节能, 末端定压差控制比定供回水干管控制节能。

(2) 由于水泵变频前后不是相似工况, 所以不适用于相似率, 节能效率达不到转速比的三次方。

参考文献

[1]柴慧娟.高层建筑空调设计[M].北京:中国建筑工业出版社, 1995.

[2]MaQcay International.Chiller Plant Design Application Guaide AG31-003-1, 2002.10.