空调变水量系统水泵变频问题分析.doc

空调变水量系统水泵变频问题分析（李建兴、高林）天津市市政工程设计研究院 李建兴总后勤部建筑设计研究院 高林摘 要：本文在综合考虑变频器、电机及水泵效率影响下，分析了空调变水量系统在变工况条件下水泵与管网工作的特性曲线变化，对变水量设计中存在的水泵选型与系统控制问题进行了探讨。通过分析变频水泵及管网系统在变工况下的特性曲线，得出影响水泵变频节能效果的主要因素和变频调速的适用范围。主要结论为：对于变速泵与定速泵的并联运行，由于变速泵在流量减少的同时扬程也在降低，与定速泵并联不仅会限制变速泵的变速范围，而且也容易造成定速泵的过流；由于存在用户负荷多样性，部分负荷下最不利工况点的位置是变化的，远端控制未必能够满足系统工况要求；综合考虑三者效率变化影响，系统在较低负荷运行时单纯依靠变频调节并不一定节能。关键词：变水量系统变频调速 节能空调系统采用变水量设计可以节约大量输送能耗，不同的水泵控制策略对其节能效果影响明显。压差控制和温度控制是工程中常采用的两种控制方式。关于变水量系统的压差控制，由于忽略对变频水泵及管网在变工况下的工作特性分析，在设计和应用中往往会导致水泵选型不当，影响其节能效益发挥。1 变速泵与定速泵的并联运行在变水量系统设计中，经常采用变速泵与定速泵并联运行的配置，认为这样既可节省变频器投资，又兼具台数调节和变频调节的节能优势。随着空调负荷降低，流量需求减少，变速泵减速运行。当流量减少达到单台泵流量时，切掉一台水泵。然而，这种配置的实际运行效果如何呢？图1为两台水泵并联运行的情况，额定转速1450rpm。设计工况点C流量1080m3/h，扬程30mH2O，运行工况点A流量960m3/h，扬程24.5mH2O。定速泵流量由540 m3/h增加到690 m3/h，变速泵流量由540 m3/h减少到270 m3/h。变速泵转速1300rpm，为额转速的90%，若变速泵单独运行，只需750rpm（50%额定转速）即可提供270 m3/h的流量1。此外，由于定速泵的存在，变速泵处于高扬程、低流量下运行，水泵效率较低。图1 变速泵与定速泵的并联运行由上分析可知，变速泵与定速泵并联运行时不仅会限制变速泵的变速范围，而且也容易造成定速泵的过流。若水泵只按设计工况选型，变速调节时水泵电机有可能过载，特别是处于水泵切换点附近。对于双泵并联系统，水泵可能发生过载的系统流量范围约为50%70%，对应的实际负荷约为设计负荷的70%90%。对于典型空调负荷分布来说，此负荷范围的时间频率约为60%，换言之，大部分时间内水泵处于过流状态。对于变速泵与定速泵的并联运行，增加水泵并联台数也是不可取的。如前所述，由于单泵单独运行流量大于其在并联运行时的流量，并联台数越多，流量增加也越多，越容易发生水泵过流，加之并联台数较多时系统流量增加有限，并联作用并不明显。因此，一般采用母管制连接的水泵并联台数不宜超过4台（一机对一泵的形式除外）。实际工程中，解决水泵变频问题可以采用两种方法。一是均采用变频调节，形成多泵并联、变速调节的系统形式；二是仍采用一变多定、轮换运行的系统形式，但需核算水泵单独运行时电机是否过载。但是，第二种形式仍是不推荐采用的，因为此时水泵配用电机功率要大12号，造成电机效率下降，所需变频器容量也有所增加。2 关于变水量系统的压差控制通俗地讲，变水量系统的控制就是选择哪个参数作为水泵变频的依据。据此原则我们可以把变水量系统的控制方式分为温度控制、压差控制和阀位控制三种。所谓温度控制可以是恒定回水温度或供回水温差。供水温度一般由冷机控制，随室外温度变化以消除比例负荷（详见后：负荷多样性）。简单分析末端设备的热力特性就可知在部分负荷下末端设备的温差应该是增大的（相当于增加了换热面积），这样恒定回水温度便是不可取的了。恒定供回水温差也是欠妥的，因为必须保证在减少流量的同时升高供水温度，否则温差会是增加的。笔者注意到恒定供回水温差控制的变水量系统在实际工程并不少见，这只是用温差控制手段来消除系统大流量小温差运行的弊端，本应通过合理的水力计算、设备选型和初调平衡来解决，这样的系统并不是真正意义上的变水量系统。实践中，压差控制是变水量系统较多采用一种控制方式，通过监视管网系统中压差变化及时调整水泵转速实现变频调节。但是关于设置压差传感器位置和数目存在较多争议。21 负荷多样性一般而言，变水量系统的负荷变化可分为两种：比例负荷和非比例负荷。比例负荷主要是由室外温度等共同扰量作用下引起的负荷改变，在所有用户处均表现为等比例变化。非比例负荷是由用户自主调节等随机扰量引起的，即用户负荷的多样性。比例负荷一般通过集中调节冷机供水温度解决，非比例负荷主要由水泵变频调节消除。负荷多样性反映在系统流量与压差关系图上则表现为一簇曲线，如图2所示。图中横坐标Q表示系统流量需求，纵坐标P表示相应流量下的压差（或者水泵扬程需求），P0表示压差控制的压差设定值。由于用户负荷变化的随机性，相同流量下可能对应不同的水泵扬程需求。曲线0表示用户负荷按等比例变化，曲线1表示负荷集中于管网远端，曲线2表示负荷集中于近端。其它各种可能工况均介于曲线1、2所形成的包络线区域内2。用户负荷变化的多样性决定了变水量系统同样不可以总流量的变化作为水泵变频控制的依据，因为对应同样的系统流量有着不同的扬程需求。22 压差设定值变水量系统在部分负荷下的能量节省主要源于输送能耗的减少，因此压差控制的原则是使系统的可变压差最大，即将压差传感器设于管路远端。与近端相比，远端压差控制由于未包括管网压降可使压差设定值减到最小。远端控制的另一个出发点是最远端用户往往处于管网系统中的最不利工况点，保证最远点即可满足最不利工况需求。关于这一点也是值得商榷的。设计工况下，最不利工况点取决于用户压力损失与资用压差之比最大的用户。当用户负荷相等时认为流量需求和压力损失也相等，最不利工况点自然就是最远端用户。部分负荷下，由于负荷多样性的影响，最不利工况点是随时变化的，它取决于当时用户的流量需求。这样，设置压差传感器的位置就很难确定。解决此问题可以有几种方法。一是采用多个传感器进行比较控制，增加对重要用户的监视。二是适当增加远端压差控制时的压差设定值，或将传感器的位置前移，也就是设计中常采用的2/3的概念。三是选择负荷变动较少的远端用户作为压差控制点或者在管网末端增加一个虚设负载用以消除由于用户自身调节引起的水泵误动作。作为虚设负载应选择高阻力元件以减少管网系统的输送能耗。变水量系统压差控制的另一个问题是控制压差的选择。控制压差又分为固定压差和可变压差两部分2。由于存在固定压差，变水量系统并没有实现最大的节能潜力。从图2也可看出，即使流量需求接近零时，水泵仍需提供一个固定的压差。3 水泵变频调速的实际节能效果对于变水量系统的节能效果，一般采用水泵相似定律，认为水泵功率与转速的三次方成正比，但这只对相似工况才成立。由于控制压差的存在及控制策略的不同，加之用户负荷多样性，水泵实际控制曲线与设计系统曲线有很大不同，水泵工况点并不满足相似工况。此外，实际的功耗还应考虑部分负荷下水泵效率、电机效率及变频器效率的下降。对于节能效果的评价还应考虑空调负荷的时间频率分布3。31 水泵、电机、变频器的效率图3为某水泵变速调节时的等效率曲线，实线表示不同转速下的流量扬程曲线，等效率曲线用虚线表示4。由图3可以看出，即使水泵工况点按相似工况变化，实际水泵效率也会有所降低。图4、5分别为某电机和变频器在变速调节下的效率变化5。在低于额定频率20%时，变频器效率下降明显。综合考虑三者效率影响后，采用变速调节的综合效率曲线可用下式表示：e=pmv （1）式中，e为综合效率曲线，p、m、v分别为水泵、电机和变频器的效率曲线。对变水量系统来说，在假定用户负荷按等比例变化、水泵运行满足相似工况要求的前提下，仅考虑水泵、电机、变频器三者效率影响下的综合效率曲线如图6所示。在进行效率合成时应注意将电机效率折算成相应水泵转速下的效率值。对比图6中不同转速下的综合效率可知， 20%转速的综合效率较100%转速下降了40%。由综合效率曲线可以得到变水量系统水泵功率与转速的关系，如图7所示。曲线1为满足三次方关系的理论曲线，曲线2为考虑效率影响后的曲线。 32 不同压差控制策略下的节能潜力以上分析仅仅是考虑了变水量系统部分负荷下水泵、电机及变频器效率变化的影响。实际上，由于系统控制策略、负荷多样性及负荷分布频率等的影响，变水量系统节能潜力会有很大不同。图8为不同控制策略下水泵消耗功率的对比。受实验规模限制，系统设计流量77.2m3/h，扬程80mH2O，水泵额定功率26kW，效率64.7%6。其中，截流调节表示水泵定速运行，系统流量改变通过阀门截流实现。压差控制中列出了三种压差设定值下的功率消耗，阀位控制相当于压差设定值为0时的压差控制。4 小结变水量系统采用多泵并联变速调节时不宜采用“一变多定”的方式。部分负荷下最不利工况点的位置是变化的，远端控制未必能够满足系统工况要求。低负荷时由于水泵电机变频器综合效率变化的影响，单纯依靠变频调节并不一定节能。参考文献1ESP Plus Version 2.0 Bell Gossett Pump Selection Software ITT Industries /ESP-PLUS-stand-alone.asp2李建兴，涂光备，涂岱昕. 二次泵系统的设计及控制方法探讨. 暖通空调， 2005，35（6）： 91-943李建兴，涂光备，涂岱昕. 多泵并联空调水系统的技术经济分析. 流体机械 2004，32（10）： 38-41，314WinCAPS Version7.6 中文选型手册 格兰富（Grundfos）中国公司5ASHRAE Handbook CD 2000 System and Equipment, Chapter 39 Centrifugal Pumps.6Michael Offik, Frank Stauble and Roger