变流量系统调节阀的实际运行特性分析

作者：杨伟刘传聚 2013年08月26日来源：浏览量：

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为了达到节能的目的，变流量系统越来越多地应用于实际工程中。风机盘管前一般安装电动两通阀，空调箱前一般安装电动调节阀。对于两通阀只存在开关两种状态，阀权度对其没有意义；对于调节阀存在调节性能的好坏

为了达到节能的目的，变流量系统越来越多地应用于实际工程中。风机盘管前一般安装电动两通阀，空调箱前一般安装电动调节阀。对于两通阀只存在开关两种状态，阀权度对其没有意义；对于调节阀存在调节性能的好坏，用阀权度的概念来衡量。当末端用户负荷变化时，调节阀通过调节开度进而调节水流量以维持室温设定值。不同控制策略下调节阀的实际运行特性不同。本文针对两种常见的压差控制方式部分负荷下用户的阀权度变化情况进行了分析。

1 调节阀的实际流量特性及选型

调节阀的理想流量特性是建立在阀门两端定压差的基础上。而调节阀的实际流量特性考虑支路两端定压差，支路两端不定压差的情况比较复杂，但可借鉴支路定压差时的公式进行分析。调节阀的实际流量特性可参考文献。在实际流量特性的方程推导过程中，阀权度的定义为：

式中：ΔP_1m为调节阀设计工况下两端的压差，Pa；ΔP为调节阀所在支路的压差，Pa。

而实际运行过程中支路的压差ΔP不一定是定值，所以调节阀实际运行时阀权度并非保持不变。部分负荷时，由于其他支路的开关引起自身支路压差的变化，进而影响阀权度的变化。

系统设计完成后，最先确定最不利支路的调节阀进而确定压差设定值及水泵扬程等。对于末端支路以外的其他支路，压差确定后可以选择调节阀型号。但由于调节阀相邻两档之间的流通能力差别较大，如表1所示。因此，在实际选型过程中很难选择到理想的型号。选型时一般选择流通能力稍大的调节阀。因为，调节阀在小开度时，流速大阻力大，压力的变化超过阀体本身的刚度需求时阀体振荡明显，稳定性差。调节阀的最大开度应保证在90%左右，而最小开度应不低于满开度的10%。由于支路的压差已定，所以当调节阀选型CS值和C_S计算值不一致时可用静态平衡阀来限制调节阀的最大流量。

现在商用调节阀的C_S值见表1。

表1 商用调节阀的C_S值

2 实例分析

假设一如下6支路模型：每台空调箱的额定流量为50t/h，额定阻力为50kPa，假设最不利支路调节阀的阀权度为0.5，那么调节阀需要承担的阻力为50kPa，所以C_S=0.01×50000/（50）^0.5=70.7。和此值接近的CS值有两个：63，100。如果选择前者，则额定流量下的阻力为ΔP=（0.01×50000/63）²=63kPa，最不利支路调节阀阀权度为0.54。选择后者，额定流量下的阻力为ΔP=（0.01×50000/100）²=25kPa，调节阀阀权度为0.33。本例选择C_S=63的调节阀，不选择后者的原因详见计算结果。由此例可以看出，调节阀选型时为了调节阀调节性能更好，水泵的扬程增加了3.8mH₂O。末端支路设可保持流量精确测量的3kPa静态平衡阀。对于AHU-2等其他支路，如果不设静态平衡阀，那么调节阀两端压差变大，调节阀处于过流状态。为了限制调节阀的最大流量，故其他支路为便于流量调节也分别增设静态平衡阀。

2.1 压差控制系

图1为压差控制系统模型。

图1 压差控制系统模型

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供回水管压差设定值为153kPa，部分负荷下由于某些支路的关闭势必会对其他支路造成影响。假设当某一支路关闭时，其他支路调节阀开度减小支路可维持设计流量。83%负荷下各用户的阀权度值见表2。其他负荷率下变化规律与之相同，在此不再赘述。

表2 压差控制系统各用户阀权度值（83％负荷）

图2 压差控制部分负荷下各用户阀权度变化情况（末端支路阀权度0.54）

图2为末端支路阀权度为0.54时部分负荷下各用户阀权度变化情况。

由计算结果可知，对于压差控制系统而言，部分负荷下干管流量减少，干管阻力变小，支路压差增大，用户的阀权度小于设计值。阀权度最小的时候为只有该用户单独运行时。

调节阀选型时，应先确定最不利支路的调节阀型号。根据最不利支路的压差逐步求出其他各支路的压差，进而对每个支路进行调节阀的选型。但如此一来就很繁琐，给工程设计带来了很大工作量。由上面分析可知，近端用户阀权度最有可能不满足设计要求。对于压差控制系统，其他各支路可选择与末端支路相同的调节阀，各支路用静态平衡阀平衡阻力。然后用各支路调节阀两端的设计压差与供回水管压差设定值的比值进行校核，保证最不利情况下阀权度值不小于0.3。对不满足要求的支路进行调节阀重新选型。例如本例，末端支路调节阀先按阀权度0.5进行选型，实际选型后的阀权度值为0.54，最不利情况下各支路阀权度值均大于0.4。

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由于调节阀前后两档流通能力差别较大，所以如果本例最不利支路按阀权度0.3（实际选型后的值为0.33）选型时，各个支路的阀权度值在部分负荷下均小于0.3，调节性能差（图3）。

图3 压差控制部分负荷下各用户阀权度变化情况（末端支路阀权度0.33）

2.2 末端压差控制系统

图4为末端压差控制系统模型。

图4 末端压差控制系统模型

图4末端压差控制系统模型为了便于分析，末端压差控制系统仍采用上述模型，末端定压值为118kPa，其他条件不变。83%负荷下各用户的阀权度值见表3。其他负荷率下变化规律与之相同，在此不再赘述。

表3 末端压差控制各用户阀权度值（83%负荷）

图5为末端支路阀权度为0.54时部分负荷下各用户阀权度变化情况。

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图5 末端压差控制部分负荷下各用户阀权度变化情况（末端支路阀权度0.54）

由计算结果可知，对于末端压差控制系统而言，部分负荷时干管流量减少，干管阻力减小，除受控支路外的其他支路压差降低，用户的阀权度大于阀权度设计值。被关闭用户的上游用户（靠近冷源侧）阀权度变大，下游用户的阀权度不变。被控的末端支路阀权度不变。当最不利支路调节阀阀权度按0.3选型时，部分负荷下各用户阀权度值见图6。为了简化计算，末端压差控制系统可按最不利环路选型，然后验证近端用户的阀权度不小于0.3，不满足的支路重新选型。