首 页 | 关于我们 | 产品世界 | 设备力量 | 荣誉殿堂 | 论文摘编 | 新闻中心 | 业绩展示 | 联系我们 | 视频欣赏 | ENGLISH
   

 
   
论文摘编
 区域能源水系统的节能思考
   
   
   
                                作者: 崔笑千

       区域能源工程中的冷热媒水系统设计方案涉及到运行循环泵的电耗。近30年来,随着变频调速技术的发展,随着水力工况调节控制用阀的技术进步,随着自动控制技术和管理理念的提高,新兴的管网输配节能技术层出不穷。但很多新技术方案是由产品供应商或运行管理企业提出,或许缺乏高层次的技术思考,笔者作为产品供应从业者冒昧提出一些技术看法,期望有识专家一起探究。
       循环泵电耗与输配冷(热)量的比例
       循环水泵电耗:N=HL/η (1)
       式中 H为水泵扬程,kPa;L为体积流量,m3/s;η水泵效率,%。
       假如水泵的扬程15 m,流量1 m3/h,水泵效率70%,则循环泵轴功率为0.059 5 kW。温差5 ℃时,输配热量5.81kW循环水泵的功耗略大于输配能量的1%。
       供热的水泵功耗一般小于输配热量的1%而空调冷媒水水泵功耗比就显得很突出:一般空调冷媒水温差只有5 ℃,水泵扬程经常在32 m以上,水泵功耗常在2%以上。大型区域冷源由于作用半径大、二次换热板式换热器阻力、蓄冷板式换热器阻力等因素,水泵功耗超出8%也是常见的。更应引起关注的是——水泵的功耗(轴功率)完全由水流动的摩擦作用转化为热量,成为制冷系统的附加冷负荷。假如空调冷负荷变化时不能得体的采取降低水泵功耗对策,这种附加冷负荷完全可能和小运行负荷等量齐观。
       因此空调系统,尤其是大型区域冷源工程的水系统设计、运行技术对策是需要我们从业人员潜心研究的重要课题。笔者能想到的技术对策有如下方面:
       1)水力工况的控制。按末端主导变流量的思路实现末端需求水流量的合理调度,避免局部末端的小温差运行;有效的水泵调速运行,远端(最不利回路)压差控制水泵调速;分布设置二次泵。
       2)扩大输配温差。采取温湿度分别处理的思想方法,打破百年来末端装置7 ℃、12 ℃习惯,可以有效地降低循环水量,降低水泵功耗。同时提高制冷的蒸发温度,提高制冷效率。
       3)尽量从技术上回避换热环节。如武汉光谷采取用户直接连接方式;如水蓄冷应考虑采用管路水蓄冷方式,避免建筑内蓄冷不带压而带来的间接换热问题。
       1、水力工况控制
       空调负荷、计量收费情况下的供热负荷,都不会是随某一个单参数(如室外气温)一致等比变化的,因此末端的闭环自动控制是必须的。末端的闭环控制一般控制参数是温度,而温度的反应有很大的滞后。另外,闭环控制的比例、积分常数难于预先计算清楚,必然有少数末端的比例积分值预设定不正确,而导致调节过程的振荡。因此不能指望自动控制体系的电动阀起到水力工况控制的作用。实现水力工况稳定,根本地隔绝末端负荷调节的互相干扰,同时使无论远端近端,最大只通过设计流量,具备上述功能的水力工况控制用阀在这类系统中是必备的。
       这里,讨论的是水力工况控制,不是水力工况平衡。原因在于水力工况平衡是在假想的设计流量下,并联支路间阻力相等与否,相等叫阻力平衡(或水力平衡),不相等叫不平衡。不平衡是必然的,因此有类似“不等温降计算”对策,或阀门调节平衡对策。对于负荷不一致等比变化的系统,各末端装置的设计负荷(最大负荷)不会同时发生,支、干管路不会同时出现“设计”流量状态,基于设计流量的水力计算只有管径选取的意义,没有阻力平衡的意义。在充分考虑设计负荷同时发生概率(较小的设计负荷同时发生系数)时,冷热源的最大输配能力必然小于末端设计流量的总和,系统的总负荷及对应冷热媒循环流量必然小于末端的设计量总和,基于设计工况的“平衡”分析已经失去了讨论意义。
       想象一下,一栋建筑在空调系统刚启动运行时的工作状态,各空间的温度都远高于需求温度,闭环控制各末端控制装置都在最大需求状态,近端资用压差充分的末端必然超出设计流量,远端甚至是零流量状态,只有近端达到需求温度时自动调节装置才会调降流量,这种情况必然导致由近及远的空调效果实现的时序,最远端实现空调效果的时间甚至是数小时。如果有水力控制用阀,使近端远端自动控制阀的最大开度只能达到该末端的设计流量,可以期望这一时序短一些。实际工程中我们很少看到这种现象的发生,或者说这一时序很短暂,这是我们设计时冷热源机组能力和输配能力都充分足够到大于设计总和状态,我们实际上大量浪费了工程初投资,大幅地降低了系统总效率,是高昂的初投资和运行费代价换得的超必要性保障。
       末端用户离冷热源远近的问题有些类似于传统的水力工况平衡问题,或者说可以用水力工况平衡的思维来考虑,只是必须注意,这种工况支、干管线并不存在“设计流量”的工作状态。水力工况控制的重要问题在于调节过程的水力工况稳定性,参考《供热工程》中运行调节分析章节里关于水力工况稳定性系数问题。直白地讲,一个末端装置的闭环调节造成的流量改变必须不择不扣的形成总循环流量的改变,不能影响附近的其它末端装置的流量,杜绝调节状态的末端装置的流量变量就近地强分给附近末端装置。只有这样,才能保障每一个末端装置、支线管路、干线管路负荷与流量的比值相同,保证系统在可能的最大温差下工作;才能保证冷热媒流量依据末端装置负荷的变化,可调节,可调度。似此,我们才能充分地考虑末端装置设计负荷同时发生的概率,合理地降低冷热源设备的初投资,实现系统的可行最高效率。
       循环水泵的调速控制参数只能采用远端压差值,既最不利回路及若干次不利回路的压差。水泵的最小运行能力(低速状态)只需保证运行中的最不利回路有充分必要的资用压差,采用最不利回路压差控制,才能充分地利用输配枝、干管路在小流量下释放出的阻力值,使得水泵调速实现最大节能。
由于用户的远近不同,各用户到冷源的管路阻力不同,如果二次泵分散设置于用户端,按具体用户的流量扬程要求选用二次循环泵,可以实现二次循环泵能耗的最小化。在北方供热工程中把此项技术叫做分布泵,这在北方供热中有上千万平米、数十个分布泵点的成功运行经验,而集中制冷系统水泵电耗问题更为突出,此项技术的采用意义更大。
       但在一些供热工程中采用分布泵技术附带的平衡管(均压管、水力耦合管)设施,却是应该摒弃的技术。关于平衡管问题,在一些供热技术论文中有所涉及,但没有一篇文章明确技术出处和技术作用。笔者见到最早的工程实例是上海某汽车项目,在一次泵和二次泵之间,相当于传统设计中分集水缸间的旁通压差阀管路的位置和作用。究其原因应为:国外没有150 mm直径以上的电动调节阀可以做旁通压差控制阀,而该工程如果采用旁通压差控制阀口径至少要在300 mm以上。由此该技术方案的提出者想到让一、二次泵接点的压差为0值,似乎给二次泵更大的节能空间,同时保证冷水机组的恒流量运行。在该工程中就出现了一个不可回避的技术问题,平衡管的回流混水作用使冷机的进口水温永远小于二次回水温度,而二次供水温度永远高于冷机出口温度。也就是说平衡管方案的采用降低了实际供冷的品质。
       而自力式旁通压差控制阀完全可以提供600 mm口径以下的产品,当然无论是自力式旁通压差控制阀还是电动调节阀都必须在有压差情况下工作。因此我们讨论一下,在不牺牲二次泵节能利益的前提下,是否可以有旁通压差控制阀需要的工作压差。首先我们应该想到末端用户有一个必须的资用压差,这个压差可以由二次泵提供,也可以由一次泵提供;第二点,冷机的水量并非绝对不可改变,现在几乎所有的冷水机组供应商都能允许冷机循环量60%设计水量以上工作,假如冷机设计流量阻力80 kPa 即或冷机在70%设计流量下运行也可以释放出40 kPa以上的压差,一次泵在小流量工况工作其扬程也必然有所上升,这就能保证旁通压差控制阀所需要的50 kPa以上的工作压差。而且一次泵在小流量下工作也有一定的节能效益。
       因此可以说平衡管技术方式从初始的创意就不是好的技术方法。而原始的旁通压差控制方法,只要突破阀门管径的限制,就是一个完善的技术方法。旁通压差方式绝不会有被混流降低供热(冷)品质的问题,一次回水混流也只在较短的时间内发生。同时平衡管方式完全隔绝了二次泵保持冷热机组一定循环水量能力,这一点技术作用在锅炉供热上尤为突出。试想锅炉供热的分布泵系统,在锅炉房一次循环泵故障停运时分布在外的二次泵是可以保持锅炉一定循环量,锅炉偏于安全。而采用平衡管时二次分布泵顺平衡管短路循环,锅炉循环水量接近于零,锅炉更危险。
       2、关于输配温差
       空调水温参数的7 ℃到12 ℃如同供热95 ℃到70 ℃一样是几十年前的习惯,现代人应该根据现在的技术经济分析得出现在的合理温度参数。只不过现实的末端装置是按过去惯例参数生产制作的,因此很少有人考问这些习惯的温度参数的技术经济合理性。温湿度分别处理的想法已经打破了原来思维的习惯,循此思路一个末端装置通过7 ℃到17 ℃的水温也完全可以送出22 ℃左右的风,只不过末端装置要按新参数做传热学设计。现实地,最起码我们可以推荐采用温湿度独立控制的末端方案大幅度提高集中供冷系统的输配温差,降低循环水泵的能耗,降低由此产生的附加冷负荷。同时,冷源也应考虑设置高蒸发温度的冷机,以提高冷源的制冷效率。
       3、减少换热环节
       换热环节在制冷工程中降低蒸发温度,使制冷效率降低是有目共睹的。而换热环节增加的阻力,一方面增加循环水泵的能耗,同时也增加了水泵能耗附加冷负荷。每一个换热环节,以板式换热器为例,如果输配温差是5 ℃,至少增加水泵能耗是输配冷负荷的1%,同时附加冷负荷1%。
       因此应该更多地考虑用户直接连接。当然,直接连接时系统水力工况更为复杂,但供热工程中500万m2以上直连供热系统也不乏成功运行的先例。透析供热和空调的系统技术设施状况,空调的系统控制措施优于供热,设备的耐压等级也高于供热,因而集中冷源工程应该更适合于直接连接。
       对于冰蓄冷系统解蓄工况采用换热方式,现实还没有更好的技术对策取消换热环节。但水蓄冷工程采取换热解蓄就值得慎重考虑了。现在水蓄冷采取室内水池一类的蓄冷设施,实际上室外管道扩径完全能够达到同样的蓄冷作用。一般地说,室内蓄冷设施考虑建筑价值和设施造价会远高于室外管道扩径蓄冷的造价;室内设施由于不耐压而增加的解蓄换热环节,增加了循环泵能耗,增加了循环泵能耗的附加冷负荷。以上海汽车集团一个工程的实例分析,其室内蓄冷水池容量3 000 m3 如果室外输配管径扩大至1 200 mm,1.5 km 同样产生3 000 m3的蓄冷容积,保温厚度50 mm增加的管道传热冷负荷约为50 kW而解蓄板式换热器增设的循环泵23 m,780m3/h的能耗约为70 kW再考虑到管道扩径减少的管道阻力,用管道扩径蓄冷减少的泵能耗附加负荷约为100 kW因此我们应该从技术上考虑管道的水蓄冷方式。
       4、结语
       以上提出的技术问题讨论,只能算作笔者的一点浅薄的技术思考,提出这些技术思考的工程实践依据不便在此占用篇幅作出详述。有兴趣的同仁可通过其他途径讨论。

 

 
Copyright@2009平衡阀门股份有限公司版权所有 冀ICP备05016919号 管理员登录
电话:0317-4642390 传真:0317-4644888 E-mail:info@hbbv.com.cn