节能型汽_水板式换热机组在集中供暖系统中的应用

节能型汽—水板式换热机组在集中供暖系统中的应用

黄　河

(上海昊易节能设备有限公司,上海200093)

摘要:介绍了节能型汽-水板式空调换热机组的原理及系统特性,并对设备的温度、压差双补偿节能方

案进行了讨论,通过具体的项目对其变循环流量、变供水水温节能运行效果进行分析,提供了板式空调

换热机组的节能效果计算方法。

关键词:汽-水板式换热机组;变供水流量;变供水水温;节能效果分析;集中供暖

中图分类号:TU83211+1　文献标识码:B　文章编号:1004-7948(2007)05-0029-05

1概述

目前我国城镇供暖建筑面积中约70%采用不

同类型的集中供暖。随着城市化进程步伐的加快与人民生活水平的普遍提高,使得我国传统采暖地区及传统非采暖地区的集中供暖面积都呈现快速增长的势头。一方面,我国正处于工业化及能源结构转型阶段(可能需要相当长一段时间),能源缺口非常大;另一方面,我们的建筑单位面积采暖负荷较高、供暖换热站效率较低。以上海及江浙地区为例,民用建筑空调热负荷为60～110W/m2不等,与同纬度发达国家25～40W/m2的空调热负荷相比差距较大。巨大的差异固然同建筑保温设计、管道保温、管路系统设计等有关,但集中供暖机房内的浪费也不可小视。为了解决集中供暖行业的能源耗费大的问题,近年来新技术、新产品不断涌现,其中节能型板式换热机组由于具有高效节能设计、运行安全、小安装空间、良好的数据通讯兼容性等特点越来越受到业主的青睐。笔者结合板式换热机组在上海某宾馆空调热水节能设计中遇到的一些问题谈谈体会,与同行共同探讨。

2节能型板式空调换热机组的原理及特性

211机组运行工作原理

节能型板式空调换热机组在系统上替代了原有板式热交换器+单回路温控的简单化形式,实现了对系统负荷变化进行闭环控制的自动空调热水供应(见图1)。

当供热负荷减小时,水系统的供/回水压差ΔP 相应增大,供水温度T s升高,回水温度T

r

升高,供/回水温差减小,换热机组即时采集供/回水温度信号、水系统压差信号、室外温度信号和变频器反馈信号,通过控制器对上述信号进行比对及算法处理,相应减少蒸汽流量及降低循环水泵的转速,使板式换热机组的输出热量与实际热负荷相匹配。当供热负荷增加时,各情况相反。

图1　节能型板式换热机组工作原理

212系统特征

21211建筑热空调负荷特征

公共和民用建筑空调系统的负荷主要来自新风和围护结构传热负荷,以上两类负荷都随室外气象条件变化。空调设计与设备选型是按最大负荷进行的,决定了空调系统大部分时间是处在部分负荷工况下工作的。笔者对上海地区某宾馆冬季空调运行进行实测,数据如表1所示(全年总运行时间2150h):

表1　上海地区某宾馆冬季空调负荷时间频度%负荷率5102030405060708090100时间频度710.9107.020258.2 4.6 2.1 3.0 2.2累计时间717.927.934.954.979.988.192.794.897.8100

从表1可见:

(1)全年有75%以上的时间是在设计负荷50%以下运行;

(2)全年有50%以上的时间是在设计负荷30%

～50%之间运行。

各类的集中供暖系统,由于建筑的功能不同、运

行的地区气象条件不同,其负荷时间频度会有差异,

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但都存在大部分时间供暖机组是在较低负荷下运行

的情况。如何使空调换热机组在部分负荷运行下既满足供暖的舒适度要求,又同时实现能耗(蒸汽耗量和水泵电功耗)的最小化就成为新一代集中供暖站节能的首要目标。21212

控制系统的特点

2121211扰动补偿的节能原理

节能型板式空调换热机组控制系统设有室外温度及系统压差扰动补偿。

(1)室外温度扰动补偿控制是指当供暖目标建筑的室外气象条件出现变化、波动时,相应调整换热机组出水水温(即室内供水水温),从而保持室内温度的相对稳定的自动控制措施(见图2),该曲线可根据系统实际情况设定

。

图2　室外温度扰动补偿曲线设定示意图

为便于直观分析,可忽略冷风渗透负荷及围护

结构的热惯性影响,列出房间处于热稳定状态的能量方程式:

K h F h (T h -T a )-K e F e (T a -T o )+Q 0=0(1)式中:T o 、T h 、T a —分别指室外温度、室内空调供水

水温、室内平均温度,℃;

K h 、K e —分别指空调对室内的传热系数及室

内对室外的传热系数,W/(m 2?℃

);F h 、F e —分别指空调末端传热面积及房间围

护结构传热面积,m 2;

Q 0—单位时间室内人员及设备的散热量,W 。整理式(1),可推得T o 、T k 、Q 0对室内温度T a

的影响关系方程式:

T a =

K e F e T o +K h F h T h +Q 0

K e F e +K h F h =

T o +K h F h K e F e T h +

Q 0

K e F e

1+

K h F h

K e F e

(2)由式(2)可见,当室外温度T o 升高时,相应调

低热水供水温度T h ,可达到保持室内温度T a 相对稳定的目的,适应负荷的变化。反之,亦然。由于热水

供水水温设计值T k0是与最不利气象条件相对应的,通过室外温度漂移补偿控制,达到实际运行时的平均热水输出水温度 T k i

(2)系统压差扰动补偿控制是指当供暖目标建筑的热负荷发生变化、波动时,相应调整变频器的比对压差设定,实现换热机组循环水泵变扬程、变转速节能运行,通过调节供热流量,达到保持室内温度的相对稳定的自动控制措施(见图3),该曲线可根据系统实际情况设定。

根据阻力功耗原理,列出计算关系式:

N i =

Q ?ΔP ηP ?ηm ?ηe

(3)式中:N i —水泵输入功率,kW ;

ΔP —水泵运行压差即压头,m ;Q —供水流量,m 3/h ;ηp 、ηm 、ηe —分别表示运行工况效率、传动效率、电机效率,其数值分别与水泵运行工作点、电机连接方式、电机结构及容量有关。

图3　压差扰动补偿曲线设定示意图

由式(3)可见,传统的定压变频水泵运行方式,

供水系统的阻力功耗N p 只与流量的一次方成正比(而不是与流量的三次方成正比)。由于系统压差设计值ΔP 0是与最不利工况管路阻力相对应的,通过压差漂移补偿控制,实际运行时的平均压差ΔP i <ΔP 0,这不但避免了水泵实际运行变频幅度较小的现象,也大大减低了循环水泵的输入功耗。2

121212采用闭环信号控制

通常,在用板式换热器为换热核心的集中采暖系统中,仅由设在热水供水或回水管上的温度传感器控制蒸汽阀门开度,从而控制蒸汽流量适应负荷的变化,稳定热水供水水温。开环信号控制方式在一定时期满足了人们的要求,但随着国外先进空调

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热水供应节能理念、自控技术设备在我国的工程实践应用,一方面,我们发现传统方案在控制的敏捷性及系统稳定性方面存在不足。当单回路的控制信号源从系统供水管采集时,由于缺乏正馈信号,其系统的稳定性较差,表现出换热器热水及冷凝水出口水温波动较大;当单回路的控制信号源从系统回水管采集时,由于缺乏纠正环,其系统的敏捷性较差,表现出换热器热水及蒸气冷凝水出口水温普遍过高。另一方面,传统方案在系统的节能性及安全性方面存在不足。过高或波动较大的热水供水与冷凝排水水温都会引起系统局部末端房间过热、较高的管道热损耗和凝结水显热浪费,从而增加系统的蒸气耗量,同时水泵控制运行信号与蒸气阀开度信号的分离控制也带来了系统安全隐患。

节能型板式空调换热机组采用闭环信号控制,其控制原理见图4

。

图4　机组闭环信号控制原理图

水泵变频控制信号:

G =K 1f -K 2(ΔP i -ΔP 0)-K 3(T si -T s 0)

(4)

蒸汽流量控制信号:

G ′=K 1′f -K 2′

(ΔP i -ΔP 0)-K 3′(T si -T s0)(5)

式中:f —频率反馈信号;

ΔP 0、ΔP i —系统设定压差及系统运行压差信

号;T s0、T si —机组设定供水温度及机组实际供水温度信号;K 、K ′—分别表示水泵变频控制信号及蒸汽

流量控制信号的控制常数,具体的比例与系统特征有关,调试时确定。

闭环信号控制方式,通过增加压差纠正环提高了控制系统的敏捷性,通过增加频率正馈环提高了控制系统的稳定性。

综上所述,由于新一代板式换热机组采用“闭环控制+两补偿”的控制方式,增加了对系统的敏捷性

和稳定性控制,在适应系统负荷变化的同时,最大限

度地满足了系统末端需要,降低系统运行蒸气耗量及循环水泵输入功耗。

3板式空调换热机组的能耗分析

311空调板式换热机组(蒸汽热媒)的主要节能环节

在汽-水板式换热的空调热水系统中,节能控制应注意控制好“两补偿两流量”的问题,即室外温度补偿、系统压差补偿及板式换热器的瞬时蒸汽流量和循环热水流量。31111经济、合理的室外温度补偿设定

(1)确定经济的供水水温。

对于相同的蒸汽热源,采用经济的供水水温设定。一方面,减缓了热水管道的结垢现象,同时增大了对数换热温差,提高了设备换热效率,降低了建筑维护结构散热损耗;另一方面,还会降低热水管路热损耗及冷凝水水温。以热空调、地板采暖为目的系统,采用室外温度补偿后,依据实际室外温度情况,其热水供水水温在30～60℃之间运行(见图2)。

(2)节能计算。

适度降低热水系统的供、回水温可减少管路热损耗及冷凝热损耗,从而减少蒸汽热源耗量。传统的定供水水温设计,循环供/回水温分别为60/50℃,其循环水定性温度可取为55℃。在长江以南的大多数地区,对于采用室外温度补偿的系统,年平均供水水温可取为45℃、年平均管路循环水温可取为40℃。

M =6n

i =1

q i ?T i

(

1-C r )(6) M 0=(1-C r ′)? M (7)式中: M —该建筑供暖理论年均耗汽量,t/a ;

C r —热源损失系数,负荷变化大的供热系统

通常在8%～15%,通过有效节能措施可控制在4%以内;

q i —对应不同的负荷率的理论蒸汽耗量,t/h ;

T i —对应不同的负荷率的运行小时数,h ; M 0—采用了节能措施的年均蒸汽耗量,t/a ;C r ′—建筑围护结构耗散影响系数,该参数与

建筑的围护结构形式和室内、外温差相

关。

由式(6)、

(7)可知:采用有效的系统节能措施,减小C r ′参数;通过加强围护结构的保温及保持合理的室内、外温差,提高C r ′参数,应是区域供热系统设计时必须注意的。

ΔM 1=α?π? D ?L ?K ?(1-β

)?ΔT 1?(1000?k 1?k 2?i )

-1

(8)

—

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ΔM 2= M ?c p 1?

ΔT 2?(k 1?k 2?i )-1(9)式中:ΔM 1、

ΔM 2—分别表示偏高的热水循环定性水温及凝结水温造成的标准蒸汽耗量,t/a ;

α—年采暖的小时数,h ; D —热水供、回水管道平均计算外径;L —计算管道长度,m ;

K —无保温时热水管道传热系数,取为

50kJ /(m 2?h ?℃

);β—热水管道保温系数,取为0.85;

k 1—换热器的有效传热效率,板式换热器可

达到在98%以上,取0.98;

k 2—蒸汽的有效利用率,该参数与系统的蒸汽泄放水平及设备的冷凝水温度相关;

c p 1、i —水的比热取为41174kJ /(kg ?℃

);140℃时的饱和蒸汽焓取

273311(kJ /kg );

ΔT 1、ΔT 2—循环热水定性水温的差值及冷凝水定性水温的差值分别取为

10℃、30℃;

M —年均耗汽量,t/a 。

由式(8)、

(9)可知:合理设计供热管路布局,缩短L 参数,选择K 参数较小并经济的热水管道材料,控制较低的冷凝水温应是区域供热系统设计时必须注意的。

31112采用合理蒸汽控制系统

(1)控制瞬时蒸汽流量。

由于热空调负荷具有随季节、时段、使用情况、气象条件等因素变化而变化的特点,其换热系统的瞬时蒸汽耗量波动大。对于换热效率高、加热速度快、换热器内水容积较小的板式换热器来说,在此类系统中对于蒸汽调节阀的初开启瞬时蒸汽流量的节能控制尤为重要。控制其蒸汽热源入口的蒸汽阀应选择执行速度快、定位时间较短、具有自复位功能(安全方面考虑)的电动或汽动蒸汽调节阀,并设定与项目管路布局情况匹配的控制常量参数,控制阀门输入调节信号(见式(5))。

在板式换热供热系统中造成初开启过大瞬时蒸汽流量的原因,主要有以下几点:

①蒸汽侧、板式换热器前未设必要的不凝性气体排放部件(不凝性气体是指主要因蒸汽凝结形成局部负压吸入系统蒸汽侧除去水蒸气的空气);

②蒸汽阀的选择不当,一方面阀门的K -V s

值特性曲线同实际蒸汽流量曲线不匹配,另一方面阀门的流量特性曲线不具有较好的等百分比特征;

③系统选择的疏水器对不凝性气体排放能力差。

(2)节能计算。

有效地控制供热系统的热源蒸汽流量是此类系统节能、高效运行的重点,是控制其系统平均凝结水温较低的关键。对系统的运行影响可通过蒸汽的有效利用率k 2量化。

k 2(1-C r )?(2733.1-i T )/2733.1(10)式中:k 2—蒸汽的有效利用率;

C r —热源损失系数,同式(6);

i T —系统平均冷凝水温对应的焓值,kJ /kg 。

31113采用分段启动、同步变频的水泵控制系统(1)分段启动、同步变频的水泵运行原理

由于空调系统的循环流量是按最大负荷设计,而系统的大部分时间是在较低负荷下运行的。传统的定水量设计使系统普遍存在大流量、小温差的现象,造成较大程度的电能浪费。

节能型板式空调换热机组采用双泵并联设计,通过系统传感信号判断负荷变化,根据实际负荷变化,控制循环水泵运行台数和运行频率。　　当系统负荷加大时,首先调高单泵运行频率,当其工频运行还不能满足负荷要求时,切换到双泵工频运行并根据实际负荷要求调节水泵运行频率;当系统负荷减小时,首先调节双泵运行频率,当其达到设定的最低运行频点还不能满足负荷要求时,切换到单泵工频运行并根据实际负荷要求调节水泵运行频率。采用分段启动、同步变频的运行模式可确保水泵在高效率区间运行的同时满足20%～100%的系统循环流量调节,其循环水系统的工作范围参见图5中阴影部分

。

图5　循环泵分段启动、同步变频的工作范围示意图

(2)节能计算。

以两台循环泵并联运行为例,采用定水量运行时,全年水泵运行电功耗P 0为:

P 0=2φ0N 0T 0

⑾—

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式中:N0—单台循环水泵的额定电功耗,kW;

φ

—容量系数,可取为0.9;

T0—系统全年的运行小时数,h/a。

采用分段启动、同步变频运行时,全年水泵运行电功耗P1为:

P1=N06n i=1Q i?ΔP i?T i

Q0?ΔP0?

η

η

i

+2N06m i=n+1

Q i?ΔP i?T i Q0′?ΔP0′?

η

′

η

i

(12)

式中:Q0、ΔP0、η0、N0—分别表示单台水泵工频运行时的流量、扬程、效率、功率;

Q0′、ΔP0′、η0′、2N0—分别表示两台水泵并联工频运行时的流量、扬程、效率、功率;

Q i、ΔP i、ηi、T i—分别表示对应不同的负荷率,水泵变频运行时的流量、扬程、效率、运行小时数。

在循环水泵变频运行设计时,应注意以下几点:

①应设定合理的水泵运行频率下限,过低的运行频率会使水泵运行效率快速下降,并影响水泵节能效果及使用寿命;

②对于当末端负荷变化时,水系统压差变化小的末端流量控制方式(如:无流量控制或三通阀控制),应设回水水温辅助控制点;

③热水供应管道应设计为同程系统或主干管同程、支管异程系统,减少平衡阀的使用。

4工程应用实例及实际节能效果分析

上海某四星级宾馆,24小时供暖,采用一台3380kW的节能换热机组为其提供空调及新风热负荷,机组循环水泵选用18.5kW国产立式离心泵(两用一备)。热源为0.8MPa的高温热网蒸汽通过减压至0.4MPa送到换热站,热水管路系统采用竖向同程、水平异程系统。该工程设计最大小时换热量为3100kW,设计供、回水温差为10℃。管网平均热水供、回水管外径取为0.2m,计算管道长度取为600m,热源损失系数C r取为8%,结构耗散影响系数C r′取为15%,系统平均冷凝水温对应的焓值i T 取为292197kJ/kg。

将以上参数代入公式(6)、(7)、(8)、(9)、(11)、(12)可得相关数据,见表2。

表2　年供暖蒸汽耗量及耗电量列表(年运行小时数2150h)

M /t M0

/t

ΔM

2

/t

ΔM

2

/t

M′/t

αM

/%

P0

/kWh

P1

/kWh

ΔP

/kWh

αP

/%

4357370327.6247.9463220.0571595234344816167.2

其中: αM—换热系统年蒸汽节约比率,数值上等于100(1- M0/ M′);

αP—换热系统年循环水泵电耗节约比率,数值上等于100ΔP/P0;

M—该建筑供暖理论年均耗汽量,t;

M0—采用了温度补偿节能措施的年均蒸汽

耗量,t;

M′—未采用温度补偿节能措施的年蒸汽耗

量,数值上等于ΔM1+ΔM2+ M。

由表2可见:

(1)采用温度补偿节能措施后,蒸汽节能效果明显,年蒸汽耗量节约比率可达20%以上;

(2)采用压差补偿、变频运行节能措施后,循环水泵电耗节能效果显著,年水泵电耗节约比率可达67%以上(应当注意,在不同地区、不同工程项目,其具体的节能效果是有差别的)。

供热系统经过一年的实际运行,用户反映系统稳定、使用良好。该宾馆使用的热源蒸汽价格为165元/m2、电价为1元/kWh。经过一年的供暖运行后,为宾馆节约蒸汽耗费成本15万余元,节约循环泵电耗成本近5万元。实践表明:供暖换热站节能的潜力是很大的,供热换热机组采用“两补偿”即温度、压差补偿的节能设计方案,可有效处理汽-水换热供热系统的变供水水温、变流量节能运行问题,不仅减少了系统废热排放,同时也达到了节能、降耗、增效的经济效果。

5结语

综上所述,节能型板式空调换热机组通过采用温度、压差补偿及闭环信号控制方式,当系统负荷变化时,实现了供热系统变流量、变供水水温、变压差的稳定节能运行。由于其系统具有显著节能效果、对末端控制方式适应性好、小安装空间、换热负荷可适度调节等优势。通过今后各种具体供热工程的灵活运用,将成为在大、中型集中供热空调节能设计的主流方向。

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作者简介:黄河(1972-),男,硕士,主要研究方向:暖通空调理论及技术。

收稿日期:2007-01-17

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