Author: Роос Г.
Tags: отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха в зданиях отдельные виды строительства отопление система водяного отопления
ISBN: 978-5-49807-284-5
Year: 2009
Text
Ганс Роос
Гидравлика систем водяного отопления
5-е издание
С^ППТЕР
Москва • Санкт-Петербург • Нижний Новгород • Воронеж Ростов-на-Дону • Екатеринбург • Самара • Новосибирск Киев - Харьков - Минск
2009
ББК 38.762.1
УДК 697.1
Р72
Рецензенты:
Махов Л. М., кандидат технических наук, заместитель заведующего кафедрой отопления и вентиляции Московского государственного строительного университета; профессор
Смирнов А. Ф., кандидат технических наук, доцент кафедры отопления, вентиляции и кондиционирования воздуха Санкт-Петербургского государственного архитектурно-строительного университета Научные редакторы:
Росляков Е. М., кандидат технических наук, профессор, профессор кафедры технических систем наземных комплексов военно-космической академии им. А. Ф. Можайского
Авсюкевич Д. А., доктор технических наук, старший научный сотрудник, кафедра технических систем наземных комплексов военно-космической академии им. А. Ф. Можайского
Сударь Ю. М., заместитель начальника инженерно-технического факультета, начальник учебной части, кафедра технических систем наземных комплексов Военнокосмической академии им. А. Ф. Можайского
Дашкевич С. А., руководитель отделения представительства фирмы Valliant GmbH, Санкт-Петербург
Роос Г.
Р72 Гидравлика систем водяного отопления, 5-е изд. — СПб.: Питер, 2009. — 368 с.:
ил. — (Серия «Учебное пособие»).
(SBN 978-5-49807-284-5
Книга предназначена для специалистов, проектирующих малые и средние системы автономного отопления зданий. 5-е издание представляет собой исправленную редакцию прежнего, принятого за основу и затем переработанного издания впервые появившейся в 1986 г. книги «Гидравлика систем водяного отопления». В книге объединены многолетний дидактический опыт преподавания в высшем учебном заведении предмета, имеющего преимущественно абстрактный характер, и новые познания из повседневной практики. Название книги сохранено, несмотря на то что изложенный в ней материал не ограничивается областью отопительной техники, а может использоваться также при монтаже систем кондиционирования для тех участков сети, в которых в качестве охлаждающей среды используется вода.
Рекомендовано Учебно-методическим объединением вузов РФ по образованию в области строительства в качестве учебного пособия для студентов, обучающихся по направлению 270100 «Строительство».
ББК 38.762.1
УДК 697.1
Права на издание получены по соглашению с Oldenbourg Industrieverlag GmbH.
Все права защищены. Никакая часть данной книги не может быть воспроизведена в какой бы то ни было форме без письменного разрешения владельцев авторских прав.
ISBN 3-486-26529-6 (нем.)
ISBN 978-5-49807-284-5
©Oldenbourg Industrieverlag GmbH, 2002
Rosenheimer StraBe 145, D-81671 Munchen
Telefon: (089) 45051-0; www.oldenbourg-verlag.de
© Перевод на русский язык Санкт-Петербургская торгово-промышленная палата, 2005
© Издание на русском языке, оформление ООО «Лидер», 2009
Оглавление
Предисловие к переводу.............................................9
Предисловие.......................................................10
Глава 1. Гидравлическое сопротивление.............................11
1.1. Гидравлическое сопротивление прямых труб.....................13
1.1.1. Определение гидравлического сопротивления прямых труб.....16
1.1.2. Определение гидравлического показателя экспоненты т.......18
1.2. Местные гидравлические сопротивления.........................20
1.3. Гидравлическое сопротивление регулирующей арматуры...........21
1.3.1. Пропускная способность kr.................................25
1.3.2. Пропускная способность kr и гидравлическое сопротивление С.27
1.4. Экспоненциальное представление гидравлического сопротивления сетей....28
1.5. Пропускная способность k.....................................28
Глава 2. Типы гидравлических схем.................................29
2.1. Последовательное соединение..................................34
2.1.1. График характеристики последовательного соединения........35
2.1.2. Расчет последовательных соединений........................37
2.2. Параллельное соединение......................................38
2.2.1. График характеристики параллельного соединения............38
2.2.2. Расчет параллельного соединения...........................40
2.3. Оценка расчетного и графического способов решения............42
2.4. Параллельное соединение насосов..............................45
2.5. Взаимное влияние насоса и сети...............................47
2.6. Гидравлическое равновесие....................................51
Глава 3. Примеры практического использования......................52
3.1. Построение эквивалентной характеристики последовательного соединения насоса и вентиля.....................52
3.2. Параллельное соединение насосов..............................53
3.3. Поведение двухтрубной системы................................58
3.4. Поведение однотрубной системы................................62
3.5. Двухтрубная система в параллельном исполнении................64
6
Оглавление
Глава 4. Проходной вентиль и сеть..............................67
4,1. Конструкция проходных регулирующих вентилей...............67
4.2. Характеристики открытия и характеристики вентилей.........73
4.2.1. Линейная характеристика вентиля.......................79
4.2.2. Равнопроцентная характеристика........................80
4.2.3. Технические данные регулирующих вентилей..............83
4.3. Рабочая характеристика и авторитет вентиля................85
4.4. Внутренний авторитет вентиля..............................92
4.5. Требования к рабочим характеристикам с позиций техники регулирования ...94
4.5.1. Характеристика теплоотдачи............................94
4.5.2. Общая характеристика системы при использовании линейного вентиля...96
4.5.3. Оптимальная общая характеристика системы..............98
4.6. Влияние характеристики насоса.............................99
4.7. Проходные вентили в разветвленных сетях..................102
4.8. Указания по подбору типоразмеров вентилей................106
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть...........................114
5.1. Типы конструктивных исполнений...........................114
5.2. Способы монтажа и задачи трехходовых вентилей............115
5.3. Эквивалентная схема трехходового вентиля.................117
5.4. Характеристики трехходовых вентилей......................118
5.5. Рабочие характеристики трехходовых вентилей..............119
5.6. Величины, влияющие на рабочие характеристики.............123
5.7. Экспериментальные результаты.............................131
Глава 6. Многоконтурные схемы.................................134
6.1. Примеры схем.............................................134
6.2. Специальное параллельное соединение......................140
6.3. Четырехквадрантная диаграмма. Примеры использования......146
Глава 7. Характеристики базовых гидравлических схем.... 150
7.1. Характеристики вентилей на диаграмме Ар — V..............150
7.2. Характеристики насосов на диаграмме Ар — V...............153
7.3. Базовые схемы на диаграмме Ар - V........................153
Глава 8. Гидравлическое закорачивание..........................164
Глава 9. Замкнутый гидравлический контур.......................168
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования..............173
10.1. Насосы в схемах дроссельного регулирования..............174
10.2. Насосы с байпасной линией................................176
10.3. Параллельное соединение насосов..........................177
Оглавление
7
10.4. Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса.......180
10.4.1. Перепад давления как регулируемая величина.........182
10.4.2. Регулирование частоты вращения рабочего колеса в соответствии с характеристикой регулирования.............185
Глава 11. Трехходовые вентили в многоконтурных схемах.......................................194
11.1. Определение перепада давления в насосе.................195
11.2. Влияние отключающих воздействий........................197
Глава 12. Схемы с насосами в первичном и вторичном контурах..............................202
12.1. Гидравлическая развязка и проходной вентиль............202
12.2. Распределитель без перепада давления — гидравлический разделитель... 203
12.3. Промежуточный тепловой аккумулятор......................208
12.4. Гидравлическая развязка и трехходовой вентиль..........214
Глава 13. Свойства базовых схем...............................217
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления................................229
14.1. Цели использования.....................................229
14.2. Принципиальное строение................................235
14.3. Характеристики регулирования...........................238
14.4. Влияние на гидравлику..................................240
14.5. Определение размеров...................................242
14.6. Воздействие регуляторов перепада давления..............244
14.6.1. Регулятор перепада давления в перепускной схеме....244
14.6.2. Регулятор перепада давления в дроссельной схеме....247
Глава 15. Регулируемый струйный насос........................253
15.1. Принцип действия струйного насоса......................256
15.2. Струйный насос и система отопления.....................260
15.3. Влияние сопротивления потребителей CVB..................261
15.4. Влияние перепада давления рабочего потока..............263
15.5. Особенности техники струйных насосов...................265
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание......................268
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей....................270
16.1.1. Автоматическое уравновешивание при помощи термостатических вентилей........................272
16.1.2. Влияние диапазона пропорциональности термостатических вентилей................274
8
Оглавление
16.1.3. Уравновешивание при расчете; использование термостатического вентиля и резьбового соединения в обратной линии радиатора....277
16.1.4. Уравновешивание при эксплуатации.......................281
16.1.5. Особенности работы системы при пуске..................284
Глава 17. Примеры расчетов.....................................290
17.1. Расчет однотрубной отопительной системы..................290
17.2. Подсоединение к первичной сети............................297
17.3. Насос подмешивания для котла.............................307
17.3.1. Теплотехнические условия..............................307
17.3.2. Анализ гидравлики.....................................312
17.3.3. Требования к характеристике насоса....................313
17.4. Каскадное включение котлов...............................316
17.4.1. Для чего требуется каскадное включение котлов?........316
17.4.2. Анализ гидравлических режимов системы.................320
17.4.3. Поведение системы при регулировании...................325
17.5. Схема для покрытия пиковых нагрузок......................333
Глава 18. Гидравлический анализ с использованием компьютера....................................337
Глава 19. Совместное действие насоса и сил гравитации...............................................344
Глава 20. Петлевые сети........................................353
20.1. Базовая схема разветвленной сети.........................356
20.2. Базовая схема петлевой сети..............................358
Список литературы..............................................362
Дополнительная литература......................................363
Алфавитный указатель...........................................364
Предисловие к переводу
В настоящее время в России наблюдается строительный бум. Появилось множество строительных, монтажных и проектных организаций. Характерной чертой современного строительства является широкое применение импортных материалов и оборудования санитарно-технических систем как для наружных, так и для внутренних сетей.
Применяемое оборудование существенно отличается от оборудования, использовавшегося ранее в нашей стране. Отличия затрагивают перечень и наименования некоторых параметров, порядок расчета, проектирования и т. д. Это требует определенной перестройки подходов к проектированию санитарно-технических систем, учета особенностей применяемого оборудования, знания его возможностей и ограничений.
Предлагаемая читателям книга, написанная известным немецким специалистом и выдержавшая 5 изданий в Германии, во многом удовлетворяет этим требованиям. Автор подробно рассматривает все виды оборудования, его характеристики, соря док расчета, формулирует практические рекомендации для различных типов оборудования в зависимости от предполагаемых режимов его использования.
В книге нашли отражение как теоретические вопросы, так и эксплуатационные аспекты функционирования оборудования и сетей санитарно-технических систем.
При переводе и редактировании были учтены различия в терминологии и методике изложения материала, где возможно, определения и понятия приведены к стандартным, принятым в России. В дополнение к единицам измерения, используемым автором, в скобках указывались единицы системы СИ. Ряд определений и примечаний даны в примечаниях. В то же время мы старались максимально сохранить :тиль изложения автора.
Книга, несомненно, с интересом будет воспринята читателями. Она рассчитана на широкий круг специалистов, занимающихся проектированием, монтажом, наладкой и эксплуатацией санитарно-технических систем жилых и промышленных зданий. Книга может быть рекомендована также студентам вузов и учащимся : редних специальных учебных заведений соответствующих специальностей.
Научные редакторы перевода:
гений Михайлович Росляков, к. т. н., профессор;
Дмитрий Алексеевич Авсюкевич, д. т. н., с. н. с.;
z.pub Михайлович Сударь, заведующий кафедрой технических систем наземных
• мплексов Военно-космической академии им. А. Ф. Можайского;
. --тлана Александровна Дашкевич, руководитель отделения представительства фирмы '-'zdllant GmbH» в Санкт-Петербурге
Глава 1
Гидравлическое сопротивление
На рис. 1.1 показан фрагмент отопительной установки, представляющей собой эбычную однотрубную систему отопления с замыкающим участком.
При воздействии на гидравлическую систему, то есть при изменении режима заботы, например, путем изменения частоты вращения насоса или посредством вентилей, всегда изменяются две взаимосвязанные величины, а именно: объемный расход и зависящая от него потеря давления.
Нели в точку А поступает объемный поток с уменьшающимся вследствие гидравлического воздействия расходом Vs/r, то расход в радиаторе ) и расход в перемычке (VKv) снижаются. Соответственно, уменьшаются также и потери давления в обоих параллельно соединенных участках, Арнк и ДрА5. При рассмот-; ении режимов, при которых могут изменяться несколько величин, целесообразно гределение физических величин, остающихся постоянными. Подобный подход применяется, например, в термодинамике, где некоторые показатели состояния . даются постоянными: изобары при сохраняющемся постоянном давлении, изотермы при сохраняющейся постоянной температуре и т. д. При рассмотрении часто очень сложных последствий гидравлического воздействия такой подход 'вспенивает наглядное решение задач, когда, несмотря на эти воздействия, удается .тределить остающуюся постоянной величину. Использование таких величин на практике встречается все еще довольно редко. Например, в случае, отображенном -а рис. 1.1, когда при заданных размерах необходимо установить, каким образом с ъемный расход V, протекающий в ветви, распределяется на оба соединенных параллельно трубопровода подключения радиатора НК и перемычку KS, используют ~еративный метод решения. При этом принимается некоторая схема распределения потока и на основе принятых значений Уик и VKS определяется возникающая _: теря давления в обеих ветвях.
.*;<щесс итерации необходимо выполнять до тех пор, пока потери давления в обеих чтТвях не сравняются и, таким образом, не будет выполнено условие параллельного :-:-.сючения Арж = &Pks-
12
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
УНк> ЬРнк
^KS
Рис. 1.1. Фрагмент однотрубной системы отопления
Аналогичная постановка задачи, но из области электротехники, отображена на рис. 1.2. В данном случае необходимо определить распределение тока Iges на токи и 12 в контурах. Для падения напряжения в параллельно включенных между точками А и В контурах справедливо равенство
ДЦ = ДП2 -
(1.1)
Для омического сопротивления R контуров справедливы равенства
и
А <
(1.2)
(1.3)
Aes 12
Рис. 1.2. Параллельное соединение в электрической сети
Следовательно, распределение тока в обоих параллельных контурах можно определить непосредственно, без итерации, если подставить в уравнение для соответствующей ветви характеристическое значение, в данном случае электрическое сопротивление. Целью для аналогичных гидравлических ситуаций должна сеат? возможность непосредственного определения параметров распределения потоков Для этого, аналогично рассмотренному случаю, должно быть определено гидравлическое сопротивление.
1.1. Гидравлическое сопротивление прямых труб
13
Как в электротехнике существуют постоянные и переменные сопротивления, так и в гидравлических системах следует различать сопротивления постоянной величины (прямые части трубопроводов и местные сопротивления) и переменные (регулируемые) сопротивления (сервовентили). В системах водяного отопления и кондиционирования воздуха применяются сервовентили различного исполнения, например проходные (в термостатических клапанах радиаторов) или трехходовые (в распределительных или смесительных клапанах). Кроме того, следует иметь в виду, что в качестве регулирующих вентилей используются также и другие устройства: чаще - краны, реже -- сервоклапаны. Принцип действия этих устройств всегда одинаков — изменяется свободное для протекания потока поперечное сечение. Поскольку все описанные устройства являются, по существу, вентилями, то все сказанное о них распространяется также и на остальные группы органов регулирования.
Понятие гидравлического сопротивления является основным для оценки регулирующих воздействий на системы водяного отопления и кондиционирования. Регулирующие воздействия осуществляются автоматическим изменением положений штока в трех- или четырехходовых смесителях или термостатических клапанах радиаторов, отсоединением от отдельных участков сети либо подключением к ним, а также посредством регулирующих воздействий на насосы с изменением частоты вращения либо подключением или отключением насоса — для параллельно работающих насосов. К сожалению, соответствующие термины в профессиональном языке отопительной техники не всегда точны, и в итоге часто возникают недоразумения. На практике инженер-теплотехник иногда говорит о сопротивлении, имея в виду потерю давления, измеряемую в паскалях. Это можно сравнить с тем, что инженер-электрик указывал бы омическое сопротивление в вольтах! Следует четко помнить:
потеря давления в паскалях является не сопротивлением, а только потерей давления, возникающей вследствие прохождения объемного потока через гидравлическое сопротивление.
1.1. Гидравлическое сопротивление прямых труб
В результате оказания регулирующего воздействия на элементы систем водяного отопления и кондиционирования воздуха изменяется общий объемный расход эабочей жидкости. Изменяются также расходы в отдельных участках сети. Но если в участках сети изменяются расходы, то вследствие этого изменяются и потери давления. Отношение, которое содержит обе величины, для прямых труб выражается следующим уравнением:
Ap = V^--®2, (1-4)
а 2
где А. — коэффициент гидравлического трения; I — длина трубы; р — плотность эабочей жидкости; d — диаметр трубопровода; ю — скорость жидкости.
14
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
Скорость к' можно выразить как функцию объемного расхода:
V
= Т (1-5)
где V — объемный расход; А — площадь поперечного сечения.
Для труб круглого сечения эта функция может быть представлена в виде
4-V
= (1.6)
л - а"
Таким образом, из уравнения (1.4) получается следующее выражение:
Л;; = Х-Д^|--Ё2. (1.7)
л • d:>
Если имеется прямой отрезок трубы с заданными длиной / и диаметром d при заданной плотности р, то выражение
81 -р л2 • (Р
может рассматриваться в качестве константы.
Коэффициент трения X, как видно из рис. 1.3, является функцией числа Рейнолдса. Если на участок заданного диаметра в любом месте сети будет оказано воздействие, то скорость протекания воды изменится и, как следствие, число Рейнолдса, а в итоге и коэффициент трения X. Кроме того, как видно из рис. 1.3, коэффициент трения X в области «гидравлически шероховатой трубы» остается постоянным. Таким образом, для данного случая часть выражения (1.7)
8/-р
может быть сведена к константе. Если эту константу обозначить С, то выражение (1.7) примет вид
Ap = C-V2. (1.8)
Однако системы отопления, как правило, эксплуатируются в так называемой переходной области (на рис. 1.3 она находится между областями для гидравлически гладкой и гидравлически шероховатой труб). Это означает, что при изменении скорости изменяется также и коэффициент трения X. В уравнении (1.8) это означало бы, что значение С не является константой. В соответствии с предлагаемым Коппом [ 1 ] методом изменение значения С можно описать, используя переменный показатель экспоненты т, то есть
Ар = С Vm .
(1-9)
1.1. Гидравлическое сопротивление прямых труб
15
(Т) Ламинарный поток (2) Турбулентный поток
Рис. 1.3. Зависимость коэффициента трения л от числа Рейнолдса Rc и шероховатости труб е; d — внутренний диаметр трубы
Тогда значение С может в дальнейшем рассматриваться в качестве константы. Возникающая при этом ошибка может быть скорректирована с использованием экспоненты т*2.
Значения показателя экспоненты т для стальных и медных труб приведены в табл. 1.1. Для с тальных труб данный показатель зависит от размеров лишь незначительно, в несколько большей степени имеется зависимость от скорости. На практике, если пренебречь зависимостью от скорости и использовать среднее значение показателя т 1,90, получаются довольно точные результаты. Для медных труб возможно применение среднего значения показателя т = 1,80.
Физический смысл величины С можно объяснить рассмотрев аналогичный пример из области электротехники. Для аналогичных величин — ДО вместо Др и I вместо l’m — действует уравнение, известное как закон Ома:
\U = RI.
(1.10)
16
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
Таблица 1.1. Показатель степени т для цилиндрических труб
3,0 2,0 1,5 1,0 0,5 0,2 W, м/с
Стальная труба по DIN 2440 и 2448
1,966 1,953 1,933 DN300
1,964 1,949 1,920 1,896 DN 100
1,961 1,951 1,923 1,880 DN65
1,947 1,919 1,879 1 1/2»
1,918 1,870 1,829 1”
1,910 1,868 1,804 1/2”
1,910 1,861 1,800 3/8”
Медная труба
1,829 1,827 1,792 1,822 54x2
1,783 1,802 1,762 1,811 1,801 28 х 1,2
1,810 1,790 1,720 1,738 18 х 1
1,787 1,771 1,766 1,779 10 х 1
Здесь R является омическим сопротивлением. Предлагается аналогичным образом ввести в уравнение (1.9) значение С в качестве гидравлического сопротивления. Омическое сопротивление, как известно, является функцией, зависящей главным образом от диаметра провода, его длины и материала, а также, хотя и в меньшей степени, от температуры. Исходя из уравнения (1.7) и по аналогии с ним гидравлическое сопротивление зависит в основном от диаметра трубы d, ее длины I, типа среды (р) и в меньшей степени — от состояния потока (числа Рейнолдса Re), а следовательно, от скорости или объемного потока.
1.1.1. Определение гидравлического сопротивления прямых труб
Как уже указывалось, гидравлическое сопротивление С, в отличие от омического сопротивления R в электротехнике, используется в гидравлических расчетах довольно редко1 *. Вследствие этого отсутствует даже определение единиц, в которых выражается гидравлическое сопротивление.
В датой работе при определении гидравлического сопротивления будут использоваться паскали (Па) и метры кубические в час (м3/ч).
1 В России данный метод давно известен, см., например: Сканави А. Н., Махов Л. М. Отопле-
ние: Учеб, для вузов. — М., 2006. — Примеч. науч.ред.
1.1. Гидравлическое сопротивление прямых труб
17
Пример: для прямого участка трубы со средней толщиной стенки с резьбой DN 1” (по DIN 2440) длиной 1= 10 м следует определить сопротивление С.
Решение', из таблицы потерь давления для произвольно выбранного значения массового расхода 1021,9 кг/ч или V = 1,0535 м3/ч может быть выбрано значение потери давления R = 120 Н/м2.
В соответствии с уравнением (1.9) значение гидравлического сопротивления составляет
с_ ^р _Rl ~ V ~ V т т
При I = 10 м, R = 120 Па/м и т = 1,9
120 х 10
1.05351’9
= 1086,9
Па (мЗ/ч)1,9
Применение единицы Па/(м3/ч)19 неудобно в обращении и маловыразительно. В электротехнике для аналогичной величины вольт/ампер введена производная единица ом. Было бы желательно для единицы гидравлического сопротивления также ввести подобную производную единицу.
В дальнейшем в данной работе не указывается единица гидравлического сопротивления, а применяются только его численные значения. При этом следует иметь в виду, что эти численные значения базируются на данных о потерях давления в паскалях и данных объемного расхода в метрах кубических в час.
Гидравлическое сопротивление данного участка трубы может определяться также с использованием другого значения массового расхода. Например, при значении массового расхода т = 1601,1 кг/ч или объемного расхода V = 1,6506 м3/ч и соответствующей потери давления р = 280 Па/м2.
В соответствии с уравнением (1.9) получим
С= 280 10 =1080,53.
1.65061’9
Расхождение значений обоих рассчитанных сопротивлений составляет менее 1 %, что является вполне удовлетворительной точностью для практического применения. Данное расхождение можно объяснить тем, что принятый гидравлический показатель т = 1,9 неточно отражает фактические гидравлические взаимосвязи.
Для того чтобы при расчете сетей каждый раз не заниматься определением сопротивления прямых участков, в табл. 1.2 приведены сопротивления труб длиной 1 м.
18
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
Таблица 1.2. Приведенное сопротивление С Л, прямой трубы длиной 1 м (при потере давления в Па и объемном расходе в мч)
Труба со средней толщиной стенки с резьбой по DIN2440
3/8” 1/2” 3/4” 1” 1 1/4” 1 1/2”
5560 1590 349 108 26,9 12,4
Стальная бесшовная труба по DIN 2448
DN 40 50 65 80 100 125 150 200 250
9,93 2,97 0,808 0,357 0,094 0,033 12,6 • 10 3 3,26 • 10~3 1,023 10~3
Сварная стальная труба по DIN2458
DN 300 350 400 450 500
4,04 • 10~4 2,48 • 10 4 1,26 - 10 4 6.8 10 4 3,94 -10 4
Медная труба по DIN 1786
10x1 12x1 15x1 18x1 22x1,2 28x1,2 35x1,5 42x1,5 44x2 54x2
32170 11190 3208 1184 445 122,7 41,9 16,2 14,3 4,9
Как видно из уравнения (1.7), сопротивление пропорционально длине трубопровода. Таким образом, сопротивление прямого участка трубы определяется уравнением
Cr - 1 ’ ^eR ’
(1.11)
пе С — 7 8 • р
где CeR — Л • 5
тС d
— приведенное сопротивление для трубы длиной 1 м.
1.1.2. Определение гидравлического показателя экспоненты т
Расчетным путем гидравлический показатель экспоненты т может быть определен с использованием уравнения (1.9). Для данного участка трубы с сопротивлением С для объемного расхода Ц
Дд-CVf (1.12«)
и для объемного расхода V2
bp2=C-V™.
(1.126)
1.1. Гидравлическое сопротивление прямых труб
19
При делении уравнения (1.12г/) на (1.120 получается выражение
Ар2 Ы
логарифмированием находим выражение
откуда окончательно имеем
т -
1 (
т- log -А
^Р1
Лр2
(1.13)
Для значений, используемых в качестве примера в разделе 1.1.1, получается
, 280
log----
6 120
log
1,6472
1,0614
= 1,928.
Возможность графического представления может быть выведена из уравнения (1.13):
_ log Apj - log Д/;2 log Vt - log V2
ИЛИ
log Rt I - log R2 1 log Rfl - log R> I logVi-logV2
logVj -logV2
(1.14)
В уравнении (1.14) показатель m представляет собой коэффициент наклона прямой, если будут выбраны логарифмические оси координат. Это означает, что для трубы данного диаметра соотношение между потерей давления и объемным потоком отображается прямой на диаграмме с двойным логарифмическим масштабом. Такое графическое представление используется для расчета потери давления в прямых трубах (см. схематическое изображение на рис. 1.4). При этом характеристики для труб различных диаметров проходят параллельно друг другу.
т =
20
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
log Д2 - log Ri т =----г------—
log V2 - log Ц (Коэффициент наклона прямой)
Рис. 1.4. Определение гидравлического показателя экспоненты т прямой трубы
1.2. Местные гидравлические сопротивления
Исходное отношение для определения потери давления в местных сопротивлениях
А г Р 1
(1.15)
С учетом уравнения (1.5) получается
= Ц-v2.
2-Л2
(1-16)
Для местных сопротивлений, для которых потери давления на трение в трубах по сравнению с потерями давления из-за турбулентности составляют лишь незначительную или пренебрежимо малую часть от общей потери давления, значение Q в широком диапазоне значений числа Рейнолдса Re является постоянным. К ним относятся практически все местные сопротивления, за исключением колен труб. Для местных сопротивлений с заданной площадью сечения А выражение
Р
2- А2
является константой.
1 Коэффициент С, (зета) — коэффициент местного сопротивления. — Примеч. науч. ред.
1.3. Гидравлическое сопротивление регулирующей арматуры
21
Таким образом, для местных сопротивлений возможно применение уравнения (1.16), причем гидравлическое сопротивление С может быть определено из отношения
Р
2-Л2 ’
С = ^-
(1-17)
В табл. 1.3 указаны значения местных сопротивлений при С> = 1 (приведенные сопротивления при потере давления в паскалях и объемном расходе в метрах кубических в час). Из уравнения (1.17) видно, что сопротивление С пропорционально значению Таким образом, выражение для определения местного сопротивления для любого значения Q приобретает следующий вид:
^ew - С' CeEW,
(1.18)
где CeEW =рД2Л2) (значения см. в табл. 1.3) — приведенное местное сопротивление при С, = 1.
Таблица 1.3. Приведенное местное сопротивление С при £ = 1 (при потере давления в Па и объемном расходе в м3/ч)
Стальная труба
DN 3/8” 1/2” 3/4” 1” 1 1/4” 1 1/2”
2490 927,6 279,3 111,1 36,6 19,9
Стальная труба
DN40 50 65 80 100 125 150 200 250
17,6 6,89 2,49 1,31 0,462 0,202 0,094 0,033 0,0132
Медная труба
10x1 12x1 15x1 18x1 22x1,2 28x1,2 35x1,5 42x1,5 44x2 54x2
14 930 6116 2142 933 414 142 58,3 26,4 23,9 9,8
1.3. Гидравлическое сопротивление регулирующей арматуры
На регулирующих сопротивлениях происходит изменение свободного для протекания потока поперечного сечения; изменение производится с целью оказания воздействия на объемный расход. Изменять поперечное сечение для протекания потока можно, используя регулирующую арматуру различных конструкций
22
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
(рис. 1.5-1.11) и различные устройства для перемещения запорного элемента (рис. 1.5 и табл. 1.4).
Рис. 1.5. Кран проходной формы:
1 — пробка;
2 — гайка;
3 — корпус
Рис. 1.6. Кран трехходовой формы
1.3. Гидравлическое сопротивление регулирующей арматуры
23
Рис. 1.7. Прямой проходной вентиль;
А — вход;
В — выход;
С — седло вентиля
Рис. 1.8. Угловой проходной вентиль
Рис. 1.9. Трехходовой вентиль:
Н — ход штока вентиля;
А — вход регулируемого потока;
В — вход линии подмешивания;
АВ — общий поток
24
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
Рис. 1.10. Заслонка:
1 — корпус заслонки;
2 — диск заслонки;
3 — ось диска;
а — закрыто, b — открыто
Рис. 1.11. Задвижка:
1 — запорный орган;
2 — седло запорного органа;
3 — корпус
Для решения задач регулирования в системах водяного отопления и кондиционирования применяются главным образом регулирующие краны и сервовентили. Положения, согласно которым исполняются сервовентили (VDI/VDE 2173), частично распространяются также на регулирующие краны. Если далее по тексту речь идет только о сервовентилях, то соответствующие рассуждения распространяются также и на регулирующие краны. Основными показателями сервовентилей являются пропускная способность kv' и характеристика клапана.
1 Дзелзитис Э. Э. Управление системами кондиционирования микроклимата: Справ, пособие. - М., 1990. — 176 с. — Примеч. науч. ред.
1.3.1. Пропускная способность kv
25
Таблица 1.4. Характеристики основных типов запорно-регулирующих устройств
Регулирующая арматура Принцип перемещения Конструкция Рисунок
Кран Вращение запорного элемента вокруг оси, расположенной поперек потока Проходной 1.5
Трехходовой 1.6
Вентиль Подъем запорного элемента в направлении вдоль потока Прямой проходной 1.7
Угловой проходной 1.8
Трехходовой 1.9
Заслонка Вращение дискового запорного элемента вокруг оси, расположенной поперек потока 1.10
Задвижка Подъем запорного элемента в направлении поперек потока 1.11
1.3.1. Пропускная способность kv
В соответствии с правилами 2173 VDI/VDE пропускная способность вентиля к'г определяется как расход воды в метрах кубических в час, протекающей в вентиле при данном значении подъема штока/г и перепаде давлений, равном 1 бар (0,1 МПа).
Пропускная способность kr регулирующего вентиля при полном (100 %) подъеме штока обозначается &г100. Для серии вентилей задается пропускная способность У. (S — Serie, поэтому используется индекс «s») с допустимыми погрешностями, становленными для величины kr при 100%-ном подъеме штока.
Пропускная способность к, является функцией от величины подъема штока h. Изменение величины kv в зависимости от величины подъема штока называется характеристикой вентиля (см. раздел 4.2).
11зготовители вентилей приводят для каждой серии значение пропускной способности ky и характеристику. Чем больше номинальный диаметр вентиля, тем большей может быть его пропускная способность kr. Принято, что изготовитель предлагает зентиль одного номинального диаметра с различными значениями пропускной : лособности kt . Это достигается за счет того, что пропускная способность вентиля снижается путем установки седла меньшего диаметра или установки шариков, ;.уменьшающих поперечное сечение, свободное для протекания потока.
При внедрении пропускной способности kr в ФРГ в 50-х гг. вначале пришлось преодолевать сильную критику, согласно которой использование вместо безразмерной деличины Q размерной величины пропускной способности кг означало шаг назад.
2зелзитис Э. Э. Управление системами кондиционирования микроклимата.
26
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
Для понимания пропускной способности kr имеет смысл разобраться с различиями в том, что означают обе величины. В арматуростроении коэффициент местного сопротивления Q характеризует величину потерь при протекании потока в арматуре. В этом случае задача состоит в том, чтобы обеспечить как можно меньшее значение L, для того, чтобы минимизировать потери энергии. Для одного и того же (в отношении формы проходного сечения) типа арматуры, но для различных диаметров проходного сечения получаются приблизительно одинаковые значения
При подборе сервовентилей постановка задачи значительно отличается. Цель заключается не в том, чтобы свести к минимуму потери давления. Здесь, как будет доказано в дальнейшем, напротив, нужно назначить регулирующему вентилю некую минимальную потерю давления для того, чтобы иметь возможность добиться удовлетворительного регулирования. Кроме того, требуется наиболее простой способ для определения номинального диаметра регулирующих вентилей. Величина £ не позволяет сделать это, поскольку она не зависит от размеров арматуры. Когда требуемое значение пропускной способности вентиля kvs будет определено в результате гидравлического расчета диаметров системы (см. раздел 4.8), то по документации изготовителя можно будет подобрать подходящий номинальный диаметр вентиля. Как правило, номинальный диаметр вентиля может оказаться меньше номинального диаметра трубопровода. Для трубопроводов больших диаметров, когда стоимость вентиля велика, уместно уменьшение диаметров присоединительных трубопроводов. При малых номинальных диаметрах трубопроводов для снижения расходов на монтаж выгоднее выбирать регулирующие вентили того же номинального диаметра, что и трубопровод, и добиваться меньшего значения пропускной способности kvs за счет уменьшения свободного поперечного сечения вентиля.
Описание поведения регулирующих вентилей базируется на основных положениях техники измерительных диафрагм. По этим положениям объемный расход, протекающий через измерительную диафрагму, определяется из приведенной далее зависимости
V - а • Лл/Лр ,
(1-19)
где А — площадь поперечного сечения, свободного для протекания потока; Др — разность статических давлений перед измерительной диафрагмой и после нее; а — коэффициент расхода.
Исходя из этой зависимости для расчета гидравлического сопротивления правилами VDI/VDE 2173 предусматривается следующая формула:
V = kv
Лр-Ро ЛРо'Р
(1.20)
где Др0 — единичная потеря давления, равная 1 бар; р0 — плотность воды как базовой среды, равная 1000 кг/м3. Это соответствует условиям в испытательных стендах, при которых должна определяться пропускная способность kv.
Пропускная способность kv и гидравлическое сопротивление С
27
Из сопоставления уравнений (1.19) и (1.20) видно, что пропускная способность /у является функцией от а • А . Площадь поперечного сечения А изменяется за счет регулирования величины хода штока вентиля. Количественная зависимость между величиной подъема штока вентиля и свободным поперечным сечением для протекания задается при конструировании конуса вентиля. Пропускная способность является иной, чем для техники измерительных диафрагм, и ее нельзя определить заранее, кроме того, она изменяется в зависимости от хода штока клапана. Из этого ясно, что пропускная способность /у не может быть определена теоретически, а только опытным путем, с использованием испытательного стенда.
На испытательном стенде можно определить объемный поток V полностью открытого регулирующего вентиля и возникающую при этом потерю давления Ар. По этим данным, используя уравнение (1.20), можно определить соответствующее значение kr, то есть пропускную способность kis. Этот показатель указывается изготовителем как каталожное значение.
Проектировщик действует так же — принимает за основу рациональное значение потери давления Др и, используя уравнение (1.20), определяет нужное значение kis, затем выбирает из каталога изготовителя вентиль с пропускной способностью k , наиболее близкой к требуемому значению.
1.3.2. Пропускная способность kv и гидравлическое сопротивление С
Для единичных сопротивлений в соответствии с уравнениями (1.16) и (1.17) действительна зависимость
Др = С • V2 .
(1.21).
Для регулируемых сопротивлений справедливо уравнение (1.20). Если в качестве рабочей среды выбрана вода, то р = р0. Для относительной потери давления Др0 = 0,1 МПа (1 бар) для рабочей среды — воды из уравнения (1.20) вытекают упрощенные отношения
V = kv^ и Ар = • V2 .
К-
(1.22)
Из сопоставления уравнений (1.21) и (1.22) следует, что на основе известного значения пропускной способности kv регулирующего вентиля можно определить гидравлическое сопротивление С.
Для расчета систем тепло- и водоснабжения необходимо задавать падение давления в паскалях, в то время как в соответствии с правилами 2173 VDI/VDE падение давления в регулирующем вентиле указывается в барах. Поэтому для
28
Глава 1. Гидравлическое сопротивление
расчета сопротивления в паскалях применяется приведенное далее численное выражение
_ 105
С'— П
(1-23)
1.4. Экспоненциальное представление гидравлического сопротивления сетей
Общее сопротивление сети образуется отдельными сопротивлениями прямых участков труб, местными сопротивлениями элементов сети и сопротивлениями регулирующей арматуры. В зависимости от доли сопротивлений, имеющих показатель степени т = 2 (местные сопротивления и сопротивления регулирующей арматуры), экспонента для всей сети в целом будет отличаться от т = 1,8 (в случае медных труб) либо т = 1,9 (в случае стальных труб). Поскольку при каждом регулирующем воздействии вентилей или клапанов изменяется доля сопротивлений, имеющих показатель степени т = 2, то текущие изменения претерпевает и показатель степени общего сопротивления сети. Численный расчет показателя степени общего сопротивления сети при разумных затратах сил и времени невозможен. Для того чтобы получить принципиальное представление о процессах, протекающих в сети при оказании регулирующего воздействия, достаточно в соответствии с имеющимся опытом выполнить расчет, используя удобный показатель экспоненты т = 2. Если требуется повысить точность, можно использовать графические решения, которые будут описаны в дальнейшем.
1.5. Пропускная способность к
Пропускная способность й определяется как объемный расход (рабочая среда вода), при протекании которого в вентиле возникает потеря давления, равная 1 бар (0,1 МПа). Он может быть пересчитан с использованием уравнения (1.22) в гидравлическое сопротивление С. В случае последовательного соединения нескольких сопротивлений эта возможность делает выполнение расчетов более удобным.
Но можно и, наоборот, преобразовать гидравлическое сопротивление С в пропускную способность kr. Если эта возможность используется для прямых труб или единичных сопротивлений, то из обозначения kr исключают индекс «V» (означающий вентиль) и называют его пропускной способностью к соответствующего участка сети. В случае расчета параллельных соединений использование пропускной способности k делает выражения очень простыми (см. раздел 2.2.2).
Глава 2
Типы гидравлических схем
На рис. 2.1 -2.5 представлены самые распространенные в области замкнутых систем водяного теплоснабжения гидравлические схемы и характерные для них распределения давления.
Рис. 2.1. Гидравлическая двухтрубная схема систем отопления
30
Глава 2. Типы гидравлических схем
Самый распространенный вид схем из числа используемых в системах отопления -это двухтрубная схема (см. рис. 2.1). Распределение давления в ней отличается тем, что перепад давления в точке присоединения отопительных приборов (1, 2,..., п) APi снижается до по направлению к концу сети, приводя к тому, что вследствие
высокого перепада давления в присоединительных патрубках, расположенных наиболее близко к насосу, могут возникнуть сложности, связанные с недопустимым образованием шумов в регулирующих вентилях. Из распределения давления, показанного на рисунке, также вытекает, что характер изменения давления может привести к неблагоприятному случаю, так называемому нулевому потреблению. При этом в случае неполной тепловой нагрузки для двухтрубной схемы типичны три явления:
1. Напор насосов повышается с HpW0 до так называемого напора при нулевой подаче Нр0.
2. Перепад давления в отдельных патрубках присоединения потребителей возрастает до Apfi.
3. Самое сильное возрастание перепада давления в точках присоединения потребителя, сочетающееся с недостаточным регулирующим воздействием, происходит для последнего потребителя.
Рис. 2.2. Однотрубная схема систем отопления
Схемы включения, приведенные на рис. 2.2-2.5, отличаются от двухтрубной схемы главным образом тем, что в местах присоединения потребителей образуются мало различающиеся (однотрубная схема и схема Тихельмана) или одинаковые (см. рис. 2.4 и 2.5) перепады давления. Схема на рис. 2.5 отличается также тем, что при
Типы гидравлических схем
31
неполной тепловой нагрузке перепад давления в местах присоединения потребителей остается примерно постоянным (потребители гидравлически развязаны). Необходимым условием для этого является использование дополнительного насоса в первичном контуре.
।
Рис. 2.3. Системы отопления — схема Тихельмана
Рис. 2.4. Системы отопления — схема параллельного включения
Схема Тихельмана выходит за рамки привычных видов гидравлических схем. Ее этличия можно объяснить на основе сопоставления с двухтрубной схемой.
32
Глава 2. Типы гидравлических схем
Рис. 2.5. Схема параллельного включения; исполнение с двумя контурами (насосы на первичной и вторичной сторонах) с гидравлической развязкой контуров
По аналогии с законом Кирхгофа для электрических цепей, в отношении последовательных и параллельных соединений элементов гидравлических схем справедливы следующие утверждения.
В случае параллельного соединения:
1. Несмотря на то что в процессе эксплуатации перепад давлений в параллельно подключенных контурах может изменяться, для всех контуров он всегда должен быть одинаковым.
Исходя из этого можно сделать вывод, что в схеме, представленной на рис. 2.6. контуры А-1-В и А-2-В соединены параллельно, поскольку при любой тепловой нагрузке выполняется условие
&Pa-i-b ~ ЛРа-2-в •
Типы гидравлических схем
33
Рис. 2.6. Схематическое изображение разветвленной сети двухтрубной системы
Расход поступающего и вытекающего потоковравен сумме расходов отдельных потоков. Это условие также выполняется для схемы на рис. 2.6. Для этой схемы действительно выражение
v1/2 = v1 + v2.
Такие же рассуждения применимы для участка С-D (рис. 2.7).
34
Глава 2. Типы гидравлических схем
В случае последовательного соединения:
1. Несмотря на то что в процессе эксплуатации объемный расход может изменяться, для всех контуров он всегда должен быть одинаковым.
Объемный расход Т1/2, поступающий в точку А, всегда равен сумме Ц и Ё2.Это условие для последовательного соединения будет выполнено, если потребители 1 н2 будут фиктивно заменены одним элементом (Л-В)£ (см. рис. 2.6).
2. Перепад давления, устанавливаемый между началом и концом последовательного соединения, равен сумме отдельных потерь давления.
При этом методе расчета падения давления для двухтрубной системы, например, отдельные потери давления в участках Л - 1-В и E-A/B-Fсети суммируются. Это означает, что в основу расчета положено их последовательное соединение. Основанием для этого является то, что участки А-1-В и E-A/B-Fможно объединить в один фиктивный элемент (Л-В)£, и тогда расход в этом фиктивном элементе и в участке сети E-A/B-F будет одинаковым.
Такие же рассуждения применимы для потребителей 3 и 4 контура Е-Е
В соответствии с приведенными ранее рассуждениями, сеть любой двухтрубной системы можно разделить на участки, которые будут соединены последовательно или параллельно.
Это высказывание можно распространить также на схемы, показанные на рис. 2.2. 2.4 и 2.5. Однако это высказывание недействительно для схемы Тихельмана.
Следует иметь в виду, что для петли сети А-1-С и A-В-С (см. рис. 2.7) действуем равенство
Ард-с = в + лРв-с
исходя из которого можно сделать вывод, что участки А-1-С и АВС соединен! между собой параллельно. Однако здесь налицо та особенность, что в «параллел! ном» контуре А-В-С на участках A-В и В-С расходы различаются. Способы р< тения, делающие возможным точный расчет разветвленных сетей, показанных! рис. 2.1,2.2, 2.4 и 2.5, нельзя применить к схеме Тихельмана. Поэтому для анали. петлевых сетей, к которым относится схема Тихельмана, можно применять толы итеративные способы решения (см. главу 20).
2.1. Последовательное соединение
Если участки 1 и 2 трубопровода соединены друг с другом таким образом, как1 казано на рис. 2.8, то критерии последовательного соединения удовлетворяютс
1. Объемные расходы в участках 1 и 2 ( Ц и Ё2 ) при любом режиме эксплуата! имеют одинаковое значение.
2.1. Последовательное соединение
35
2. Суммарная потеря давления между начальной точкой А и конечной точкой В участка равна сумме отдельных потерь Арх и Др2 .
Рис. 2.8. Схема последовательного соединения
После введения понятия «гидравлическое сопротивление С” можно выразить длину и диаметр di 1-го участка или, соответственно, /2 и d2 2-го участка через .опротивление 6, или, соответственно, С2 (см. уравнение (1.7)).
Если расчетные значения V и Др для 1-го и 2-го участков трубопровода известны, на их основе также можно определить сопротивление С или, соответственно, Е. (см. уравнение (1.8)).
2.1.1. График характеристики последовательного соединения
Если сопротивление С участка трубопровода известно, то его гидравлический режим, описываемый уравнением (1.9) (прямые трубы) или (1.20) (местные со-ддстивления), можно отобразить графически в виде диаграммы с осями Ар и V. Е дли показатель степени в уравнении гидравлического сопротивления для прямых ~ у б принят упрощенно равным т = 2, то характеристика соответствует параболе, др: ходящей через начало координат (рис. 2.9). При этом действительно следующее:
v.v -хине гидравлическое сопротивление С, тем круче ветвь параболы.
Пзхие параболы именуются в дальнейшем характеристиками сети.
Предельные значения С — ноль и бесконечность. Значение, соответствующее беско-ае-зюсти, в реальности наблюдается тогда, когда регулирующий вентиль полностью азл ыт. В этом случае характеристика представляет собой вертикальную прямую, тс»: ходящую через начало координат. Это означает, что объемный расход всегда т дет равен нулю независимо от того, какой перепад давления будет в закрытом ае:-слое.
Предельное значение 0 вначале кажется не реализуемым на практике, так как для г-::: потребовалась бы прямая труба заданной длины бесконечного диаметра, будет разъяснено позже, для современных гидравлических схем существуют : лнения, в которых значение С приближается к нулю.
36
Глава 2. Типы гидравлических схем
Рис. 2.9. Характеристики сети на диаграмме Ар — V при различных значениях гидравлического сопротивления С
На рис. 2.10 представлены две характеристики, соответствующие различным сопротивлениям Ci и С2. В случае последовательного соединения отдельные потери давления при одинаковых объемных расходах суммируются. Таким образом, в этом случае на диаграмме Ар — V потери давления Apt и Ар2 должны суммироваться по одной ординате в соответствии со значением расхода.
Рис. 2.10. Построение эквивалентной характеристики СЕ последовательного соединения (суммирование по вертикали)
2.1. Последовательное соединение
37
Если осуществить эту операцию для различных значений V, то вновь получится суммарная характеристика в виде параболы (С£ на рис. 2.10).
Таким образом, гидравлические режимы, которые прежде отображались двумя характеристиками С( и С, теперь будут отображаться одной эквивалентной характеристикой СЕ.
Эквивалентная характеристика СЕ проходит с более крутым наклоном, чем обе отдельные характеристики.
Из этого следует, что при последовательном подсоединении двух или нескольких отдельных сопротивлений получается эквивалентная характеристика, которая проходит круче самой крутой из отдельных характеристик.
2.1.2. Расчет последовательных соединений
Известно, что для двух заданных сопротивлений трубопровода Ct и С2 действительно уравнение (1.9).
Для участка сети 1 действительно Др = Q • Ц™1.
Для участка сети 2 действительно Др = С2 • .
Если в целях упрощения расчет производится с использованием среднего значения показателя экспоненты т, то принимается тг = тТ
В случае последовательного соединения потеря давления в эквивалентном участке также равна сумме потерь давления в отдельных частях сети:
Др£ = Др, + Др2 = С, Ц'” + С2т V2" •
Но поскольку при последовательном соединении должны быть одинаковыми и расходы в рассматриваемых участках сети, то упрощенно можно считать
Др£=(С,+С2)Ёт. (2.1)
В соответствии с уравнением (2.1) эквивалентное соединение также отображается экспоненциальной кривой. Если сопротивления С и С2 объединить в одну новую гнстанту — эквивалентное сопротивление С£, то поведение эквивалентного соединения будет описываться уравнением
Др£=С£Ёт, (2.2)
"т эквивалентное сопротивление СЕ равно сумме отдельных сопротивлений С, и С2.
.'гит «Е» означает der Ersatz, то есть замена, эквивалентная величина. — Пргшеч. перев.
38
Глава 2. Типы гидравлических схем
В случае последовательного соединения при любом числе отдельных сопротивлений действительно
С£=£-Сг.
(2.3)
2.2. Параллельное соединение
Если участки сети 1 и 2 соединены так, как показано на рис. 2.11, то удовлетворяются критерии параллельного соединения:
1. Потери давления Ар( и Лр2 одинаковы независимо от режима.
2. Объемный расход VE потока, поступающего и вытекающего при параллельном соединении, равен сумме отдельных расходов Ц и \г2. В то же время VE представляет собой расход, протекающий в фиктивном эквивалентном участке Е.
Рис. 2.11. Схема параллельного соединения
2. 2.1. График характеристики параллельного соединения
На рис. 2.12 представлены две характеристики, соответствующие различным сопротивлениям С, и С2. Условие параллельного соединения, предусматривающее, что в отдельных участках сети должны быть одинаковые потери давления, выполняется на горизонтальной прямой Ар = const. Поскольку получающийся эквивалентный расход является суммой расходов Ц и V2, то значения этих расходов суммируются по горизонтальной кривой Др = const.
Когда используется этот способ, то при произвольных значениях Др получится новая парабола (С£на рис. 2.12). В противоположность последовательному соединению парабола эквивалентного сопротивления при параллельном соединении
2.2. Параллельное соединение
39
имеет более пологий наклон, чем обе параболы отдельных сопротивлений. В общем, можно констатировать, что
при параллельном соединении двух или нескольких отдельных сопротивлений получается эквивалентная характеристика, имеющая более пологий наклон, чем самая пологая из отдельных характеристик.
В большинстве случаев, применяя это основное положение к параллельным соединениям на практике, приходится прибегать к использованию утверждения, обратного приведенному ранее:
при отключении одного контура от параллельного соединения получается новая характеристика сети, которая проходит круче исходной.
Рис. 2.12. Построение эквивалентной характеристики СЕ для параллельного соединения
..эясним сказанное применительно к традиционной однотрубной системе с перемычкой.
Характеристики перемычки (CKS) и радиатора при полном открытии вентиля известны. Из этих характеристик посредством суммирования по гори-э: нтали получается эквивалентная характеристика, соответствующая 100%-ному иду штока вентиля (Сиоо) (рис. 2.13). Если вентиль радиатора закрыт, то характеристика Снко представляет собой вертикальную прямую, проходящую через тачало координат. При суммировании по горизонтали этой характеристики с характеристикой CKS получается новая эквивалентная характеристика СЕП, которая л гадает с характеристикой CKS. В результате гидравлического воздействия путем :~<лючения ветви НК получается характеристика С£0, которая круче исходной характеристики С£100.
40
Глава 2. Типы гидравлических схем
Рис. 2.13. Построение эквивалентной характеристики однотрубной системы для случаев С£100 (вентиль полностью открыт) и (вентиль закрыт)
2. 2.2. Расчет параллельного соединения
Для параллельного соединения, изображенного на рис. 2.11, действует выражение
V£=V1 + V2.
(2.4)
Если в целях упрощения выбрать показатель экспоненты т = 2,0, то с использованием уравнения (1.9) получаем
<2'5>
Поскольку для параллельного соединения действительно условие ДрЕ = Apt - Др2 то из уравнений (2.4) и (2.5) получаем
2.2. Параллельное соединение
41
[>2 _ + ^Ре. + 2 1лРеаРе
Q у
откуда
G.1G-----у2_
С| + С2 + • С2
(2.6)
Цель математического описания заключается в том, чтобы заменить участки 1 и 2 трубопровода, показанного на рис. 2.11, фиктивным (эквивалентным) трубопроводом Е так, чтобы эта мера не вызвала какого-либо ощутимого изменения гидравлических условий в точках Л и В. Для эквивалентного трубопровода также действует основное выражение гидравлики Др = CV2. Из сравнения с уравнением (2.6) вытекает, что фиктивный эквивалентный трубопровод обладает такими же гидравлическими свойствами, как участки 1 и 2 вместе; для эквивалентного участка эквивалентное сопротивление принимается равным
6-£ — -------------. •
+ С2 + 2-^С| • С2
(2.7)
Здесь напрашивается сравнение с представлениями о последовательных и параллельных соединениях из области электротехники: в случае последовательных соединений как в электротехнике, так и в гидравлике получаются аналогичные результаты ( RE = ER, и, соответственно, СЕ = ECi).
Для параллельных соединений в электротехнике действует выражение
ь Ri+R2
а в гидравлических системах — выражение иное (см. формулу (2.7)).
В случае параллельного подсоединения двух проводящих элементов, имеющих одинаковые сопротивления, эквивалентное электрическое сопротивление равно половине каждого из соединяемых сопротивлений, гидравлическое же эквивалентное сопротивление, вычисляемое по формуле (2.7), составляет лишь четверть от сопротивления каждого из соединяемых элементов.
В случае параллельного соединения уравнения (2.6) и (2.7) дают наглядные результаты лишь при упрощении — при принятии значения т = 2. Формул, пригодных для практического расчета параллельного соединения более двух контуров трубопроводов, не существует.
42
Глава 2. Типы гидравлических схем
Однако параллельное соединение более чем двух контуров потребителей встречается все чаще с тех пор, как стала использоваться коллекторная разводка радиаторов (см. рис. 2.4). Для такого соединения можно получить простые соотношения, если воспользоваться пропускной способностью k (см. раздел 1.5).
Тогда из уравнения (1.21) следует
Для параллельного соединения действительно \'Е = Ц + V2 • Если при этом учесть, что
Ад = Лр2 = \рЕ,
то
=^л/Др7 + ^2л/^7 = (^• (2-8)
Для фиктивного эквивалентного трубопровода, показанного на рис. 2.11, в соответствии с уравнением (1.21) действует выражение
(2.9)
При сравнении уравнений (2.8) и (2.9) получаем выражение для определения эквивалентной пропускной способности
или в общем виде
kE = kx + k2
kE = Yki
(2.10)
Если для дальнейших этапов расчета эквивалентного соединения вместо пропускной способности нужно будет использовать эквивалентное сопротивление Се то его можно будет определить из уравнения (1.22).
2.3. Оценка расчетного
и графического способов решения
Использование расчетного способа для сети, состоящей из последовательно соединенных участков, связано с упрощением, заключающимся в том, что показатели экспоненты для всех образующих эту сеть элементов принимаются равными Показатели экспоненты элементов системы колеблются между 1,9 для стальных труб, 1,8 для медных труб и 2,0 для отдельных сопротивлений и сопротивлений эле
2.3. Оценка расчетного и графического способов решения
43
ментов регулирования. В зависимости от соотношения отдельных сопротивлений и сопротивлений элементов регулирования действительное значение показателя экспоненты лежит в пределах от 1,9 до 2,0 для стальных и от 1,8 до 2,0 для медных труб. В процессе регулирующего воздействия доля сопротивлений, имеющих показатель экспоненты равный т = 2, непрерывно меняется. Таким образом, для каждой тепловой нагрузки необходимо было бы выбирать иной общий показатель экспоненты системы. В случае использования расчетного способа это представляет некоторую трудность; поэтому расчет при всех нагрузках выполняют, используя только одно значение показателя экспоненты. При этом предлагается выбирать его равным 2,0. Разумеется, в этом случае необходимо оценить, является ли точность результатов, получаемых при таком упрощении, удовлетворительной.
При расчете параллельных соединений приходится принимать еще более существенные упрощения. Применение какого-либо аналитического решения здесь возможно лишь тогда, когда для всех элементов сети выбран показатель экспоненты т = 2,0.
рафический способ обеспечивает принципиальные преимущества по сравнению с аналитическим способом. В случае графического способа определения характе-истик последовательных (см. рис. 2.10) и параллельных (см. рис. 2.12) соединений тя каждого элемента можно выбирать свое значение показателя экспоненты, зависящее от режимов работы. Именно по этой причине при анализе гидравлических схем прибегают в основном к графическому способу.
В случае использования графического способа определения характеристик после-овательных и параллельных соединений возможно решение двух основных задач.
Задача 2.1. Необходимо определить эквивалентное сопротивление СЕ существующей части системы. Для этого нужно знать ее размеры (длину и номинальный диаметр), а также коэффициенты £ и пропускную способность krs установленных элементов.
На рис. 2.14 видна разница в характеристиках системы для случая, когда при расчете медной трубы диаметром 18 х 1 длиной 10 м, для которой следовало бы юльзовать среднее значение показателя экспоненты 1,8, было для упрощения спользовано значение показателя экспоненты т = 2,0.
Согласно табл. 1.2, для медной трубы диаметром 18 х 1 действительно CeR = 1184.
Согласно уравнению (1.11), при длине трубы 1= 10 м гидравлическое сопротивление составит
С = 10- 1184 = 11840.
ледовательно, прохождение характеристик на рис. 2.14 соответствует функции
Др = 11 840 -Vm.
44
Глава 2. Типы гидравлических схем
Рис. 2.14. Влияние различных значений показателя экспоненты на характеристики сети
Для значений показателя экспоненты т = 1,8 (действительное) и т = 2,0 (округленное) получаются две существенно различающиеся характеристики, отображенные на рис. 2.14.
Поскольку на рис. 2.14 видно, к какому значительному различию характеристик сети приводит довольно небольшая разница в значениях показателей экспоненты (показатель экспоненты для стальных труб колеблется лишь в пределах от 1,9 до 2,0), то очевидно, что для решения такой задачи можно рекомендовать только графический способ.
5000
Рис. 2.15. Влияние различных значений показателя экспоненты для предварительно заданной расчетной точки АР
2.4. Параллельное соединение насосов
45
Задача 2.2. Для системы в целом или ее части имеется расчетная точка, заданная парой параметров, Ар и V . Каким образом функционирует система или часть системы при неполной тепловой нагрузке?
На рис. 2.15 расчетная точка АР задана парой параметров, 5000 Па и 0,5 м3/ч. Характеристики, проходящие через эту точку при значениях показателей экспонент m = 1,8 и т = 2,0, различаются между собой незначительно. При подобной постановке задачи допустимо применить аналитическое решение, приняв для упрощения т = 2,0. В большинстве случаев при анализе гидравлических систем нас интересует не столько высокая точность результатов, сколько принципиальное функционирование системы.
Однако если будет выбран графический способ решения, то тем самым будет обеспечена большая точность результатов.
2.4. Параллельное соединение насосов
Насосы можно соединять параллельно или последовательно. Для систем отопления, водоснабжения и кондиционирования имеет смысл рассматривать параллельное соединение насосов. При этом могут быть установлены насосы с одинаковыми характеристиками (однотипные) (рис. 2.16) или с различными характеристиками (разнотипные) (рис. 2.17). Цель в данном случае заключается в том, чтобы при снижении нагрузки на систему уменьшить расход, отключив один из насосов, и тем самым уменьшить затраты энергии на транспортирование среды либо в случае отказа насоса использовать другой в качестве резервного. Поскольку при отключении одного из насосов может возникнуть обратный поток, необходимо снабдить ый насос обратным клапаном.
Рис. 2.16. Построение эквивалентной характеристики двух однотипных насосов
46
Глава 2. Типы гидравлических схем
Определение эквивалентной характеристики основывается на том, что при одинаковом значении перепада давления (здесь — при одинаковом напоре) потоки транспортируемой среды суммируются. При определении эквивалентной характеристики, приведенной на рис. 2.17, влияние обратного клапана учитывается вертикальным отрезком A-В. При параллельном соединении характеристики А-В и Р1 образуют для участка В-С эквивалентную характеристику, совпадающую с характеристикой
Рис. 2.17. Построение эквивалентной характеристики двух разнотипных насосов
В графиках на рис. 2.16 и 2.17 эквивалентные характеристики построены только по характеристикам самих насосов. Гидравлическое влияние местных сопротивлений (обратные клапаны, колена, участки прямых труб и т. д.) при этом не учитывалось.
В приводимых изготовителем характеристиках насосов для напора, откладываемого по оси ординат, в качестве единиц измерения указываются метры. Эти данные не зависят от рода транспортируемой среды. Поскольку для отображения гидравлического режима на диаграмме Ар — V в качестве единиц, откладываемых по оси ординат, используются паскали, то необходимо пересчитать напор, выраженный в метрах, используя зависимость
Ap = pgH, (2.11)
где р — плотность среды, кг/м3;
g = 9,81 м/с2 — ускорение свободного падения;
Н — напор, м.
Для воды, используемой в качестве среды, получается 1 м напора = 9810 Па перепада давления.
2.5. Взаимное влияние насоса и сети
47
2.5. Взаимное влияние насоса и сети
При нагнетании воды задача насоса состоит в том, чтобы преодолеть разность высот h (рис. 2.18) и компенсировать связанные с протеканием воды потери давления, зйрактеристика сети представляет собой линию, нулевая точка которой смещена вверх на геодезическую высоту Ageo. Система, представленная на рис. 2.18, называется открытой системой, поскольку поверхность воды сообщается с атмосферой.
Рис. 2.18. Характеристики насоса и сети открытой системы
Характеристика сети
Для установок водяного отопления и кондиционирования, как правило, применяется замкнутая система. Здесь энергия, затраченная на подъем воды на высоту » , возвращается в систему при перемещении потока из самой высокой точки в самую низкую точку системы. Это означает, что требуемый напор насоса следует определять исходя только из компенсации возникающих потерь давления, е учитывая подъем воды на высоту сети. Таким образом, в случае замкнутых систем характеристика сети проходит через начало координат.
Если расчетная точка задана расчетными значениями Apges и Vges, то определяемая ми рабочая точка ВР (рис. 2.19) получается за счет выбора того насоса, характеристика которого проходит через эту точку. Для этого изготовители предлагают насосы различными характеристиками. В зависимости от конструктивного исполнения рабочего колеса насоса получают различные гидравлические характеристики (на рис. 2.20 характеристика с крутым уклоном пологая характеристика Р2).
За счет регулирования можно получить горизонтальную характеристику (насос с регулированием по перепаду давления Ар, характеристика Р3). За счет дополнительных технических мер регулирования можно преобразовать первоначальную , характеристику насоса (ниспадающую характеристику Pt или Р2) в обратную ей возрастающую характеристику Р4).
48
Глава 2. Типы гидравлических схем
Рис. 2.20. Характеристики насосов:
Р — нерегулируемый насос, характеристика крутопадающая;
Р2 — нерегулируемый насос, характеристика пологая, ниспадающая;
Р3 — насос с регулированием по перепаду давления;
Pi — насос с регулированием, характеристика возрастающая;
NKL — характеристика сети
Способ определения рабочих точек, представленный на рис. 2.19 и 2.20, соответствует применяемому на практике способу их определения. Он пригоден в тех случаях, когда система выполнена в соответствии со схемой, приведенной на рис. 2.21, а. Этот способ отличается тем, что необходимая энергия насоса поступает только в одном-единственном месте в системе. Кроме того, действует условие/?^ > рА, или иначе говоря, насос создает только положительную разность давлений.
В настоящее время общеприняты системы, основанные на базовом принципе, иллюстрируемом рис. 2.21, б. Этот принцип можно назвать схемой с двумя конту
2.5. Взаимное влияние насоса и сети
49
рами. Здесь насос первичной стороны Рр воздействует на контур Р -A-В, а насос вторичной стороны Р влияет на контур Р-А-В.
идравлику схемы, представленной на рис. 2.21, б, можно пояснить, рассмотрев два предельных рабочих состояния:
Если отключен насос Ps, то насос Рр обеспечивает расход в перемычке A-В в направлении от Л к В, таким образом, рв < рА.
Если отключен насос Рр, то насос Ps обеспечивает расход в направлении от В к Л, таким образом, рв > рА.
Рис. 2.21. Основные схемы соединений:
а — одноконтурная схема;
б — схема с двумя контурами (двухконтурная), с насосами на первичной стороне Рр и на вторичной стороне Ps
Рв> Ра
Рв = Ра Рв<Ра
Легко представить себе, что может установиться такой рабочий режим, когда действие обоих насосов будет уравновешиваться настолько, что расход в перемычке вообще будет отсутствовать. Тогда будет справедливо равенство рв = рА-
Характеристика насоса указывается изготовителем только для определенного диапазона подачи. В этом диапазоне (характеристика X— Yна рис. 2.22) насос работает со сравнительно высоким КПД, создавая положительный перепад давления Дрв_А-Когда расход в перемычке становится равным нулю, то есть наступает условие Дрв_А = этот Режим можно отобразить только пересечением характеристикой насоса оси V. Если воздействие насоса Рр будет преобладать, так что Дрв_А < 0, то рабочая точка насоса окажется в отрицательной области.
Здесь необходимо понять, что для довольно простых гидравлических задач, то есть для схем с одним насосом (см. рис. 2.21, а), рабочую точку насоса можно определить известным способом в соответствии с рис. 2.19. При более сложных схемах (например, схеме с двумя контурами, соответствующей рис. 2.21, б) для отображения на диаграмме Др — V гидравлических зависимостей, в частности перепада давления, необходимо использовать два квадранта: один для области положительного, а второй — отрицательного перепада давления. При этом справедливы следующие утверждения:
50
Глава 2. Типы гидравлических схем
Перепады давления, создаваемые насосами, принимаются положительными. Поэтому характеристика насоса должна отображаться в 1-м квадранте (разумеется, это действительно при условии, что подача насоса не превышает значения Vv, указанного на рис. 2.22).
Рис. 2.22. Рабочая область характеристики насоса
Рис. 2.23. Отображение характеристик насосов и сети в двух квадрантах
Потери давления, обусловленные потерями давления в трубопроводах, в местных сопротивлениях и в регулирующей арматуре, принимаются отрицательными. Поэтому их характеристики должны находиться в 4-м квадранте.
Таким образом, получается графическое представление, иллюстрируемое рис. 2.23. При подобном отображении разностей давления — последовательном размещении характеристик на оси в двух различных квадрантах — способ определения рабочей точки в соответствии с рис. 2.19 применить нельзя.
2.6. Гидравлическое равновесие
51
2.6. Гидравлическое равновесие
Система находится в состоянии гидравлического равновесия тогда, когда во всех ее участках не наблюдается никаких изменений значений расходов или перепада давления. Этому состоянию равновесия на рис. 2.19 соответствует рабочая точка ВР. При этом положительный перепад давления, создаваемый насосом, равен абсолютному значению перепада давления, возникающего в сети из-за потерь давления (на рис. 2.23 представлено характеристикой эквивалентного сопротивления СЛ). Это условие для гидравлического равновесия можно описать выражением
£Лр = 0. (2.12)
Поведение системы, изображенной на рис. 2.23, определяется двумя характеристиками, Р и CN. Оба элемента схемы, Ри СЛ„ соединены последовательно (значения расходов в этих элементах всегда равны!). Для построения эквивалентной характеристики необходимо суммировать перепады давления. При использовании этого способа получается характеристика S (рис. 2.24). Это означает, что гидравлический режим схемы отображается уже не двумя характеристиками, как показано на рис. 2.19, а лишь одной характеристикой.
Рис. 2.24. Определение суммарной характеристики S и рабочей точки ВР
Состояние гидравлического равновесия \2^р = 0) наблюдается в точке пересечения характеристики S с осью V — в рабочей точке ВР. В этой точке в соответствии принципом построения характеристики S значения перепадов давления в насосе в сети по абсолютной величине равны.
Глава 3
Примеры практического использования
3.1. Построение эквивалентной характеристики последовательного соединения насоса и вентиля
На рис. 3.1 насос и вентиль соединены последовательно. Цель создания этой схемы соединения — исследование на испытательном стенде режимов работы насосов, имеющих различные ниспадающие характеристики. Для того, чтобы избежать затрат на монтаж и демонтаж насосов, и была выбрана эта схема.
Посредством измерения перепада давления между нагнетательным (точка В) и всасывающим (Л) патрубками насоса можно получить характеристику насоса (Ро) в том виде, в котором она представляется изготовителем.
Если перепад давления измеряется между точками Л и С, он характеризует режим работы насоса с подсоединенным к нему вентилем. Насос и вентиль соединены последовательно. На такое соединение распространяется правило знаков, согласно которому значения давлений должны суммироваться по вертикали. В соответствии с этим характеристика насоса, перепад давления которого положителен, должна находиться в 1-м квадранте. Характеристики вентиля, вид которых зависит от положения штока вентиля, лежат в 4-м квадранте, поскольку образующиеся в вентиле потери давления отрицательны. Чем меньше высота подъема штока, тем выше гидравлическое сопротивление вентиля и тем круче ветви параболы сопротивления (количественная оценка приведена в главе 4). В результате суммирования ординат парабол вентиля hv Л2 и Л3 с ординатами характеристики насоса получают эквивалентные характеристики Рр Р,2 и Р3.
3.2. Параллельное соединение насосов
53
Рис. 3.1. Последовательное соединение насоса и вентиля
Тем самым достигается то, что в результате соответствующего регулирующего воздействия на вентиль получается эквивалентная характеристика, которая проходит круче исходной характеристики насоса. Для дальнейшего исследования взаимодействия насоса и подсоединенной последовательно сети рассматривается перепад давления между точками С и А, то есть насос с вентилем рассматривается как единая насосная группа.
3.2. Параллельное соединение насосов
Построение эквивалентной характеристики при параллельном соединении двух однотипных насосов отображено на рис. 2.16.
При проектировании схемы с двумя однотипными насосами, соединенными параллельно, исходят из того, что при неполной тепловой нагрузке когда один из н особ будет отключен, объемная пода^д уменьшится вдвое.
На рис. 3.2 приведены рабочие точки. Они определяются как точки пересечения рабол характеристики сети с эквивалентной характеристикой насосов Р + Р,2 (ВР{ + ВР2, когда работают оба насоса) и характеристикой насоса Р, = Р2 ( ВР{, огда один из насосов отключен). Если бы в соответствии с ожиданиями подача уменьшилась вдвое, то на характеристике Р, = Р2 располагалась бы рабочая точка ВР. Однако изменение подачи превышает значение 0,5 на величину АЁ.
54
Глава 3. Примеры практического использования
Рис. 3.2. Параллельное соединение двух однотипных насосов с крутопадающими характеристиками
Расход в точке ВР} является подачей одного насоса, но по величине он равен подаче обоих насосов. С насосами, электродвигатели которых рассчитаны на рабочую точку BPV могут возникнуть сложности, поскольку повышение подачи с расчетной величины до подачи в точке ВР* означает повышенное энергопотребление, что приводит к выходу из строя двигателя насоса.
На рис. 3.2 рассматриваются насосы с довольно крутой характеристикой. На рис. 3.3 рассматриваются насосы с пологой характеристикой. Очевидно, что отключение одного из насосов с более пологой характеристикой приводит к относительному увеличению подачи другим насосом, большему на ДУ, чем в случае использования насоса с крутой характеристикой.
Рис. 3.3. Параллельное соединение двух однотипных насосов, имеющих пологие характеристики
3.2. Параллельное соединение насосов
55
Из этого следует, что чем более полого проходит характеристика насосов, тем менее целесообразно их параллельное соединение. Большой ошибкой при проектировании было бы использовать при параллельном соединении регулирование насосов по перепаду давления. В этом случае при отключении одного из насосов не будет происходить практически никакого смещения положения рабочей точки по вертикали, но подача продолжающего работать насоса должна возрасти до значения, вдвое превышающего расчетное.
Если при отключении насоса ставится цель вдвое уменьшить расход, то можно использовать два насоса, имеющих различные характеристики, как показано на рис. 3.4. В этом случае рабочая точка В устанавливается как при работе только одного насоса Р{, так и при работе обоих насосов, Pt и Р2. Насос Р2 хотя и работает, не участвует в перекачивании среды, поскольку благодаря напору, создаваемому насосом в точке В, обратный клапан насоса Р2 будет заперт. В этом случае целесообразна поочередная работа насосов Р и Р.2, а не их одновременное включение.
Совместная работа обоих насосов целесообразна лишь в том случае, когда характеристика системы плоская настолько, что рабочая точка оказывается правее точки А.
Как указывалось ранее применительно к параллельному соединению однотипных насосов, расход не уменьшится вдвое, если отключится один из двух насосов. Когда соединение выполняется, как показано на рис. 3.5, налицо иная схема монтажа. Эта схема используется, например, в установках каскадного включения котлов. В большинстве случаев в установках каскадного включения котлов за каждым котлом закреплен свой насос (см. раздел 17.4).
Такую схему используют для достижения более высокой эксплуатационной надежности установки. При одновременном отказе котла и насоса всегда будет обес-ечиваться мощность, равная 50 % от расчетной.
56
Глава 3. Примеры практического использования
Рис. 3.5. Параллельное соединение насосов при параллельно соединенных теплогенераторах: Ск— сопротивление котла;
CN — сопротивление сети
Предпосылкой для должного режима работы системы с регулированием каскадного включения является обеспечение того, чтобы расход в котле оставался неизменным (для каскадного включения установок охлаждения в системах кондиционирования действует аналогичное условие). Это означает, что при отключении одного насоса расход в потребителе с сопротивлением сети (^должен снизиться наполовину.
Рис. 3.6. Определение рабочих точек АиВ при сопротивлении сети CN = О
На рис. 3.6 рассчитаны рабочие точки для обоих состояний схемы: «работают оба насоса» и «работает один насос» — сначала лишь для теоретического случая когда сопротивление сети CN равно нулю. Оба участка с котлами с одинаковыми
3.2. Параллельное соединение насосов
57
сопротивлениями Ск соединяются параллельно. В результате суммирования их по горизонтальной оси получается эквивалентная характеристика Ск + Ск. Точно так же суммированием по горизонтальной оси получается эквивалентная характеристика Р+ Р, когда два насоса работают одновременно. Для номинальной нагрузки получается рабочая точка А, а в случае отключения одного котла и насоса — рабочая точка В. Из способа построения эквивалентных характеристик следует, что расход в рабочей точке В в соответствии с требованиями уменьшился вдвое.
Рис. 3.7. Определение рабочих точек А и В при реальном сопротивлении сети CN
На рис. 3.7 за основу приняты реальные условия с заданным сопротивлением сети v При построении эквивалентной характеристики для всей системы (без насосов) использованы подходы, описанные далее.
Оба параллельно соединенных участка с котлами Ск объединяются в один эквива-нтный участок Ск + Ск путем суммирования по горизонтальной оси (сложение отрезков а на рис. 3.7). Эквивалентный участок Ск + Отсоединен последовательно остальной частью сети CN. Общая характеристика 5100 образуется суммировани-м по вертикали характеристик Ск + Ск и CN (отрезки Ь). Общая характеристика 5Х — для случая отключения одного котла с насосом — образуется суммированием вертикали характеристик Ски СЛ, (отрезки с). Рабочие точки Д и В дают снижение расхода на ДУ. Но если требуется обеспечить неизменность расхода в котлах, то иеобходим режим, соответствующий рабочей точке С.
Таким образом, оказывается, что желаемый результат может быть достигнут только в том случае, когда сопротивление сети CN = 0. Каким образом эти заключения можно реализовать на практике, описывается в главе 8.
58
Глава 3. Примеры практического использования
3.3. Поведение двухтрубной системы
На основе упрощенной модели (рис. 3.8) двухтрубной системы должны быть определены характерные режимы рабрты двухтрубных систем. При этом особенный интерес представляет следующее:
1. Как изменяется сопротивление или характеристика системы, когда вентили потребителей АиВ закрываются?
2. Как изменяется расход в потребителе С, когда вентили АиВ закрыты, а на вентиль С не оказывается регулирующее воздействие?
3. Какой перепад давления создается на закрытом клапане В?
4. Какой напор должен создавать насос, если при закрытых вентилях АиВ для потребителя С должен быть достигнут требуемый расход 50 л/ч?
Какой напор потребуется, если закрыты вентили потребителей В и С?
2 4
Рис. 3.8. Принципиальная схема двухтрубной системы: А, В, С — потребители (например, радиаторы)
Таблица 3.1
Участок схемы Потеря давления, Па Объемный расход, м3/ч Сопротивление С
З-С-4 4500 0,05 1 800 000
Вентиль 4000 0,05 —
(1 - 3) + (4-2) 500 0,1 50 000
1-Л-2 5000 0,05 2 000 000
2-К-1 1000 0,15 44 444
Вся система 6000 0,15 266 667
В столбцах 2 и 3 табл. 3.1 приведены значения, полученные в результате расчета потери давления. В столбце 4 приведено соответствующее значение сопроти -
33. Поведение двухтрубной системы
59
ления С, вычисленное на основании значений, приведенных в столбцах 2 и 3, по формуле
с=4£.
V2
В целях упрощения в этом расчете использовалось значение показателя экспоненты т = 2.
К вопросам 1 и 2:
если вентили А и В закрыты, то поток жидкости протекает только в участках 2-К-1, (1-3) + (4-2)и З-С-4. Расход в каждом из этих участков одинаков, таким образом, они соединены последовательно. Для последовательных соединений действительно равенство Cges. - ^Ci. Сумма сопротивлений участков 2-Д-1, (1 - 3) + (4 - 2) и З-С-4 со значениями, приведенными в таблице (столбец 4), оставляет Coec. = 1894 444.
Если вентили В и С закрыты, то участки 2-К-1 и 1-Д-2 соединены последовательно. Сумма сопротивлений с табличными данными из столбца 4 составляет Cfies.. = 2 044 444.
Рис. 3.9. Прохождение характеристики двухтрубной системы в расчетном случае (5) и при отключающем воздействии (5*)
60
Глава 3. Примеры практического использования
В случае если закрыты вентили А и В, получается новая характеристика системы 5* для сопротивления системы Cges. = 1894 444 (рис. 3.9) и новая рабочая точка ВР. Подача насоса уменьшается со 150 л/ч в расчетной точке до приблизительно 73 л/ч. Подача равна расходу в радиаторе С.
Исходя из этих результатов при ответе на вопросы 1 и 2 можно сделать выводы о характерной реакции двухтрубной системы на регулирующее или отключающее воздействие (они действительны только для двухтрубных систем, поведение однотрубных систем в корне отличается от описанного):
1. При малой высоте подъема штока или закрытии вентиля характеристика сети становится заметно круче.
2. Подача нерегулируемого насоса уменьшается, а расход в оставшихся потребителях возрастает.
К вопросу 3:
в присоединительных трубопроводах радиаторов 3-В и В-4 при закрытом вентиле потери давления не возникают. Таким образом, перепад давления, возникающий в вентиле В, оказывается идентичным потере давления, которая создается в участке З-С-4. Она равна
ЬРз-c-i = C3-c-4 • V2 = 1800 000 • 0,073 = 9592 Па.
Ответ на вопрос 3:
в вентиле В наблюдается заметное повышение перепада давления от первоначального 4000 Па до 9592 Па. Когда перепад давления в терморегулирующем вентиле превысит определенное предельное значение (ориентировочно около 20 000-30 000 Па), следует ожидать возникновения недопустимых шумов при протекании в вентиле теплоносителя. Пока вентиль закрыт, этой неприятности нет, однако даже при незначительном подъеме конуса вентиля возникает неблагоприятная ситуация.
Надо учитывать еще и то, что вентиль А находится в еще более неблагоприятных условиях: чем ближе к насосу находится патрубок потребителя, тем выше возникающий перепад давления.
Исходя из изложенного, можно сделать следующий вывод о реакции гидравлики двухтрубной системы: при уменьшении высоты хода штока регулирующего вентиля (закрытии вентиля) перепад давления в вентиле может значительно повыситься.
Это положение действительно в том случае, когда на сам насос регулирующее воздействие не оказывается.
К вопросу 4:
при регулирующем воздействии на вентили АиВ расход потребителя С возрастает до 73 л/ч. В реальных условиях по прошествии определенного времени вентиль С, реагируя на регулирующее воздействие на вентили потребителей АиВ, приведет к уменьшению расхода до требуемого значения 50 л/ч. Необходимое для этого
3.3. Поведение двухтрубной системы
61
уменьшение высоты хода штока приведет к росту крутизны характеристики сети, представленной на рис. 3.10 характеристикой 5", и связанному с этим дальнейшему повышению перепада давления в насосе. Дросселирующее действие вентиля С приводит к тому, что потребление насосом энергии повышается.
Рис. 3.10. Требуемый вид характеристики насоса при отключающем воздействии
С точки зрения экономии энергии целесообразнее достигать требуемого значения 5Вл/ч в вентиле потребителя С не посредством дросселирующего воздействия него, а понижением перепада давления, создаваемого насосом. При полностью укрытом вентиле С системе соответствует характеристика 5*. Соответствующее фотивление Cges. = 1894 444. При требуемом расходе 50 л/ч создается потеря
Ьнления
4pees. = 1894 444 • 0,052 = 4735 Па.
Вп потеря давления в сети должна компенсироваться таким же перепадом давле-м создаваемым насосом, то есть характеристика насоса должна проходить через кку А. Современные насосы позволяют добиться этого. Для этого с помощью ятчика в корпусе насоса измеряется подача или скорость потока и регулирова-W- и частоты вращения насоса устанавливается режим точки А. В этом случае ется, чтобы была известна необходимая кривая регулирования насоса ВР-А
чтобы ее можно было задать в устройстве регулирования насоса.
62
Глава 3. Примеры практического использования
Разумеется, гидравлическое влияние такого рода регулирования насосов сложнее, чем это поначалу кажется, согласно изложенным ранее рассуждениям. Датчик насоса не может распознать, где осуществляются регулирующие воздействия, которые приводят к снижению подачи насоса до 50 л/ч. Необходимый перепад давления в насосе, равный 4375 Па, получается тогда, когда вентили А и В закрыты, а в последнем потребителе (потребитель С) имеется расход. Если же расход, равный 50 л/ч, поступает к потребителю А при закрытых вентилях В и С, то сопротивление системы Cges.. = 2 044 444.
При этом необходимый перепад давления в насосе будет
Дре _ = 2 044 444 • 0,052 = 5111 Па.
Изложенное ранее показывает, что нет четкого прохождения характеристики, которую нужно настроить для регулирования перепада давления в насосе. Есть только поле разброса параметров управления. Самый неблагоприятный случай наблюдается тогда, когда ближайшему к насосу потребителю (здесь А) требуется расход, соответствующий максимальной тепловой нагрузке.
3.4. Поведение однотрубной системы
Аналогично оценке режима работы двухтрубной системы при неполной тепловой нагрузке, для однотрубной системы также требуется определить, какие последствия возникнут в случае, когда два из трех радиаторов, АиВ, будут закрыты (рис. 3.11).
В столбцах 2 и 3 табл. 3.2 приведены значения, полученные в результате расчета потери давления. В столбце 4 приведено соответствующее значение сопротивления С, вычисленное на основе значений, помещенных в столбцах 2 и 3, по формуле
с=4£-
V2
Потеря давления в участках 1-А-2,З-В-4 и 5-С-6 включает в себя потерю в соответствующем вентиле 1000 Па.
При отключающем воздействии, то есть при закрытии вентилей АиВ, перемычки KS потребителей А и В с остальными участками кольцевого трубопровода оказываются соединенными последовательно с участком 5-6 (включая перемывку). В этом случая общее сопротивление системы
£ges* = G-KS-2 + Q-K5-4 + Qi-6 + ^Ringleit =
= 66 700 + 66 700 + 37 500 + 250 000 = 420 900.
3.4. Поведение однотрубной системы
63
Таблица 3.2
Участок Потеря давления, Па Расход, м3/ч Сопротивление С
1-Л-2 = З-В-4 = 5-С-6 1500 0,05 600 000
1-К5-2 = 3-KS-4 = 5-К5-6 1500 0,15 66 700
5-6, включая участок KS 1500 0,20 37 500
(2 - 3) + (4 - 5) + (6 - К) 10 000 0,20 250 0001
Вся система 14 500 0,20 362 500
50 50 50 л/ч
—► —► —►
Рис. 3.11. Принципиальная схема однотрубной системы
Обе функции, = 362 500 V2 для расчетного случая и Apges* = 420 900 V2 при отключающем воздействии, представлены на рис. 3.12. Общая характеристика сети становится лишь немного круче, расход изменяется совсем незначительно, с 200 до примерно 190 л/ч. При сравнении характеристик, приведенных на рис. 3.12 3.9, очевидно, что при неполной нагрузке наблюдается самое заметное различие в поведении однотрубных и двухтрубных систем.
Сопротивление системы повышается при закрывании вентилей лишь в очень малой степени, поэтому подача насоса уменьшается также незначительно.
Поскольку расход в ветви уменьшается, то и в оставшемся потребителе С расход также уменьшается (в то время как в двухтрубной системе в этом случае расход существенно увеличивался бы).
сколько круче будет проходить характеристика системы Cges«, представленная а рис. 3.12, зависит от доли сопротивлений радиаторов, включая перемычки,
есть СЮп)!1е11. — Примеч. науч. ред.
64
Глава 3. Примеры практического использования
в суммарном сопротивлении системы и от отношения расхода в радиаторе к расходу в кольцевом трубопроводе.
Рис. 3.12. Прохождение характеристики однотрубной системы в расчетном случае ( ) и при отключающем воздействии ( Cges. )
3.5. Двухтрубная система в параллельном исполнении
По различным причинам, несмотря на повышенные затраты на трубопроводы, на практике широко используются системы, подобные представленной на рис. 3.13 В них присоединительные трубопроводы каждого радиатора подключаются к коллекторам подающей и обратной линий, расположенным на этаже. Преимуществе этих схем заключается, в частности, в том, что благодаря возможности использовать трубы меньшего сечения не представляет каких-либо затруднений их прокладка в промежутке между перекрытием и полом. Еще одно преимущество заключается в том, что в закрытом присоединительном трубопроводе радиатора не возникают тепловые потери из-за передачи теплоты от трубопровода к строительным элементам.
3.5. Двухтрубная система в параллельном исполнении
65
В качестве примера рассмотрим гидравлический режим системы (см. рис. 3.13), состоящей из восьми одинаковых потребителей, когда три потребителя остаются полностью открытыми, а остальные отключены. Для решения должен использоваться расчетный способ. В целях уменьшения трудоемкости расчетов исходим из того, что насос регулируется по перепаду давления.
Рис. 3.13. Принципиальная схема двухтрубной системы с отдельным подключением каждого потребителя
Общее сопротивление системы в расчетном состоянии
£ges‘
% = Z^ = 43750. V2 0,42
Оно складывается из сопротивлений отдельных участков:
СВ_К_А = = 12 500
Ув-к-л 0.42
и
СА_В = = 31 250’
VLB 0,42
Сопротивление отдельного присоединительного патрубка радиатора
ceinz = = 2 000 000.
V2 0.05 2
пд ’
66
Глава 3. Примеры практического использования
В рассматриваемом случае отключения некоторых радиаторов три отдельных присоединительных патрубка соединены параллельно. Описанный в разделе 2.2.2 способ расчетного определения эквивалентных сопротивлений при параллельном соединении применим только для двух соединенных параллельно потребителей. В данном случае, когда параллельно соединены три потребителя, эквивалентна сопротивление определяется значениями пропускной способности.
Пропускная способность отдельного участка выражается уравнением (1.22):
, = ю5
”einz ~ 1
= 100-einz
---—----=0,2236.
2 000 000
Для трех параллельно соединенных участков потребителей эквивалентная пропускная способность
kE = £ £einz = 3 0,2236 = 0,6708.
Из этого получаем эквивалентное сопротивление
105 105
CF = = —-------= 222 222.
Е kl 0,67082 £
В случае отключения общее сопротивление
•ges’ = Св-к-А + СЕ = 12 500 + 222 222 = 234 722.
Общий расход в системе при отключении ряда потребителей
у _ PPges g« \ Г '-'ges*
7000
V 234 722
= 0,1727м3/ч.
Примечание. Поскольку в качестве примера рассматривается насос, регулиру емый по перепаду давления, то суммарная потеря давления остается постояв ной — 7000 Па.
Так как все восемь присоединенных потребителей имеют одинаковый номинальна расход при одинаковой потере давления, то сопротивления участков каждого из погрс бителей равны между собой. Поэтому общий расход в случае отключения несколько потребителей также разделяется равномерно между тремя оставшимися:
0 1727
К11И=—££ = 0,0576м7ч.
Приведенные результаты показывают, что типичная реакция двухтрубной систг-м заключается в том, что в случае отключения расход на участках оставшихся потр бителей возрастет, в данном случае с 50 до 57,6 л/ч.
Глава 4
Проходной вентиль и сеть
4.1. Конструкция проходных регулирующих вентилей
Когда далее по тексту речь пойдет о проходных регулирующих вентилях, следует иметь в виду, что все сказанное о них в полной мере относится и к угловым вентилям. Логичнее было бы использовать в качестве обобщающего термина i ввание «одноходовой вентиль». Однако на практике подобная попытка не рижилась.
\ лирующие вентили предназначены для изменения расхода в соответствующих it лируемых участках с тем, чтобы, например, воздействовать на тепловую мощ-ость, поступающую от теплопередающих устройств.
|Е регулирующих вентилях, в противоположность задвижкам или кранам, изме-| иение расхода достигается за счет того, что запорный элемент — конус вентиля икс. 4.1, в) — перемещается в осевом направлении по отношению к потоку, доходящему в сечении седла и тем самым изменяет свободное проходное сечение.
fc с вентиля перемещается при помощи шпинделя, который может иметь элект-кий, пневматический, гидравлический или электромагнитный привод. Пере- . ние конуса вентиля называется ходом вентиля, причем положение конуса при ом вентиле называется нулевым ходом, то есть h = 0.
Д. того чтобы каждому значению хода соотнести строго определенное проходное К'- ние, шпиндель должен перемещаться точно вдоль оси. Отчасти это достигается жсче двухсторонних направляющих шпинделя (рис. 4.2), которые служат также для К •. чения крутящих и изгибающих усилий, воздействующих на конус и шпиндель Кл дствие несимметричного распределения потоков.
68
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Рис. 4.1. Схематичное строение проходного вентиля: а — корпус;
б — седло;
в — конус;
г — шпиндель;
д — крышка;
е — уплотнение шпинделя
Рис. 4.2. Вентиль с одним седлом проходной формы, шпинделем с двумя направляющими:
1 — нижняя крышка корпуса;
2 — корпус;
3 — дроссель;
4 — уплотнительное кольцо седла;
5 — верхняя крышка корпуса;
6 — штифт;
7 — шпиндель вентиля;
8 — накидная гайка;
9 — прижимное профильное кольцо: 10 — тефлоновое кольцо;
11 — основное уплотнительное кольцо 12 — гайка с радиальными отверстиям, в головке;
13 — пружина;
14 — установочный винт с гайками
Проходной вентиль и сеть
69
Рис. 4.3. Уплотнения шпинделя:
а — уплотнительное кольцо О-образного профиля;
б — уплотнительное кольцо С-образного профиля; в — бесконтактное сильфонное уплотнение
Для герметичного уплотнения соединения шпинделя и корпуса вместо распространенных ранее сальниковых уплотнений, которые приходилось регулировать о мере износа, применяются контактные уплотнения в виде колец О-образного или С-образного профиля (рис. 4.3, а и б). Надежное уплотнение достигается при использовании бесконтактных сильфонных уплотнений (рис. 4.3, в).
При монтаже систем отопления и кондиционирования к регулирующим вентилям предъявляется следующее требование: при нулевом отборе потребителя они должны по возможности закрываться герметично. На этот счет имеются разные мнения. В некоторых литературных источниках считается, что допустим поток протечки оке о 4-5 % от номинального расхода (см. раздел 4.2.1). Согласно изложенному в [3], можно предъявлять значительно более строгие требования в отношении мера утечек. Для металлических уплотнений протечка указывается равной ® 01—0,05 % в зависимости от приводного усилия, а для мягких уплотнений — •001-0,05 %.
70
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Рис. 4.4. Распределение давления в корпусе вентиля
Исключительно большое значение для определения размера и эксплуатационных показателей имеет потеря давления в вентиле. Принципиальный вид распределения давления при протекании среды в вентиле показан на рис. 4.4. Даже при полностью открытом вентиле, а еще более — при частично закрытом вентиле скорость потока максимальна между седлом и конусом. После прохождения потока в седле скорость вновь уменьшается вплоть до достижения выпускного фланца. В соответствии с уравнением Бернулли, снижение скорости означает повышение давления. Таким образом, самое низкое давление наблюдается в зоне седла. Замеряется остаточ ное падение давления Apv, которое используется также при описании рабочи? характеристик и расчете вентилей. Если выходное давление р5 превышает давление испарения среды, то пузырьки на выходе вентиля не образуются. Поскольку давление в зоне седла невелико, то в ней может происходить испарение, а зате» из-за возрастающего далее давления — обратная конденсация среды. Это явления связанное с недопустимыми шумами протекания и приводящее к эрозии материал' Я седла и конуса, известно в области насосной техники как кавитация.
Требуемое рабочее усилие привода определяется максимальным перепадом дав ления при закрытом вентиле и диаметром седла клапана. Кроме того, в случа «металлического» уплотнения нужно учитывать также и то, что для плотног закрытия вентиля необходимо дополнительное усилие для упругой деформаци материала сильфона. Для того чтобы ограничить требуемое усилие привода, чт особенно необходимо в случае электромагнитных приводов, применяются вентил с уменьшенным усилием. В вентилях с двумя седлами (рис. 4.5) силы, возникают» на двух конусах во встречных направлениях, в значительной степени компенсир ют друг друга. Для уменьшения усилия часто предлагаются разгрузочные порш я или сильфоны.
4.1, Конструкция проходных регулирующих вентилем
71
Рис. 4.5. Проходной вентиль с двумя седлами и шпинделем с двумя направляющими [2]:
1 — приспособление для смазывания;
2 — прижимное профильное кольцо;
3 — уплотнение;
4 — промежуточное кольцо;
5 — основное кольцо;
6 — насадка для охлаждения;
7 — верхнее кольцо седла;
8 — нижнее кольцо седла
। рис. 4.6 показан принципиальный способ компенсации усилия для переменяя конуса. Давление р2, действующее на тыльную сторону конуса, в значи-п>ной мере компенсирует силу, действующую на фронтальную сторону конуса, ет встречного усилия лобовой части металлического сильфона. Давление действующее на нижнюю часть конуса, вызывает усилие, направленное -рх, которое в значительной мере компенсируется за счет того, что давление воздействует через отверстие в шпинделе внутрь сильфона и создает усилие, давленное вниз.
72
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Рис. 4.6. Компенсация усилия за счет сильфона; уплотнение шпинделя при помощи кольца О-образного сечения
Рис. 4.7. Проходной вентиль с пневматическим приводом:
а — способ действия «открыт без управляющего давления»;
б — способ действия «открыт при управляющем давлении»
4,2. Характеристики открытия и характеристики вентилей
73
При выборе регулирующего вентиля решающим может быть также вопрос безопасности при исчезновении питания привода. Среди вентилей с электродвигатель-ным приводом имеются исполненные так, что при исчезновении напряжения они автоматически закрываются или открываются возвратной пружиной. На рис. 4.7 показано, каким образом за счет обратного расположения конуса можно изменить направленность срабатывания вентиля с пневматическим приводом при исчезновении управляющего давления.
В пневматических приводах регулирующая мембрана испытывает давление в рабочем диапазоне регулирования от 0,2 до 1,0 бар (от 0,02 до 0,1 МПа). Для того чтобы управляющему давлению, зависящему от изменяющегося распределения давления в вентиле и тем самым от соотношения сил, отвечало опреде-енное положение вентиля, регулирующие вентили с пневматическим приводом часто дополнительно оснащаются так называемыми регуляторами положения вентилей.
4.2. Характеристики открытия и характеристики вентилей
При изменении хода штока регулирующего вентиля изменяется свободное сечение для протекания жидкости между седлом и конусом. Наиболее просто это роисходит при коротком конусе (рис. 4.8).
Освобождаемая плоским конусом площадь поперечного сечения определяется -дощадью боковой поверхности цилиндра:
А = л- d h .
(4.1)
Таким образом, характеристика открытия, которая отражает зависимость открытой ощади поперечного сечения отверстия от хода вентиля, для вентиля с коротким модусом в соответствии с уравнением (4.1) является линейной.
. 4.8. Седло вентиля с плоским конусом
74
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Расход жидкости в вентиле определяется, помимо площади поперечного сечения отверстия А, также перепадом давления Ар. Для того чтобы описать влияние изменения открытой площади поперечного сечения, исключив воздействие перепада давления, перепад давления вентиля принимается постоянным независимо от того, соблюдается это условие в реальной установке или нет.
Регулирующие вентили, как описано в разделе 1.3, имеют сопротивление С. Оно складывается из сопротивления регулирующего поперечного сечения и сопротивления остального корпуса. Оба сопротивления соединены последовательно. Начиная с определенного хода штока, дальнейшее увеличение площади поперечного сечения регулирующей части перестает снижать суммарное сопротивление. После этого сопротивление и зависящий от него расход определяются только сопротивлением корпуса, и последующее увеличение хода штока не вызывает увеличения расхода (рис. 4.9).
Рис. 4.9. Характеристика открытия (Д) и характеристика вентиля ( V) с коротким конусом
Из сказанного напрашивается вывод: увеличение площади поперечного сечен:о отверстия вызывает увеличение расхода только до тех пор, пока площадь попе речного сечения отверстия цилиндрической оболочки Z (см. рис. 4.8) не превыси площадь поперечного сечения на входе
Д£ =n-(j2/4).
(4.2
Из уравнений (4.1) и (4.2) получаем h = J/4. Это означает, что в вентиле с плос: конусом и седлом диаметром 10 мм поперечное сечение, открытое при ходе ок л 2,5 мм, уже является пределом регулирования данного вентиля. Это соответст» вало бы исполнению 1 на рис. 4.10.
Наклон кривой открытия AAjAh. можно назвать усилением, или коэффициг» том передачи. Чем больше усиление, тем сильнее влияние хода вентиля. С.т
4.2. Характеристики открытия и характеристики вентилем
75
дует отметить, что для вентилей с плоским конусом из-за высокого усиления невозможно достичь удовлетворительных результатов регулирования. Для уменьшения усиления применяются две возможные конструкции. Открытый конус (рис. 4.11) представляет собой полый цилиндрический корпус, присоединенный к нижней поверхности плоского конуса. Цилиндр, омываемый снизу средой, открыт. Регулируемое поперечное сечение отверстия для протекания среды изготавливается продольным фрезерованием внутри цилиндра. Высвобождаемое в процессе регулирования для протекания среды сечение в соответствии с рис. 4.11
А = b • h . (4.3)
Необходимую для полного открытия величину хода h можно увеличить за счет уменьшения ширины шлицев b и вызванного этим снижениянаклона характерис-гаки открытия (см. рис. 4.10, исполнение 2).
Рис. 4.10. Линейные характеристики открытия вентилей с конусами различных исполнений
С.тсм изменения контура фрезеруемых пазов можно изменить прохождение харак-стики открытия. В то время как прямоугольный контур шлица (см. рис. 4.11) овливает линейную характеристику открытия, контур, показанный на рис. 4.12, ыпает наклон кривой в диапазоне малых ходов вентиля (рис. 4.13). На рис. 4.13 зано изменение наклона характеристик открытия для различных исполнений са. Применением конуса, изображенного на рис. 4.12, достигается выгодное ыпение усиления, и прежде всего в диапазоне малого хода штока, то есть именно области, где, согласно имеющемуся опыту, регулирование, скорее всего, будет ’ ильным. Из графиков, приведенных на рис. 4.13, также очевидно, что для пол-открытия сечения А100 требуется разный ход штока /г100, что влияет на стоимость явления корпуса и соответствующего привода.
76
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Рис. 4.11. Схематическое изображение открытого конуса (линейная характеристика открытия)
Рис. 4.12. Открытый цилиндр с равнопроцентной характеристикой открытия1
1 Равнопроцентная характеристика — это характеристика с постоянным отношением веда-чины поперечного сечения к величине хода. Эту характеристику также называют лога; мической. При логарифмическом масштабе оси ординат она представляет собой линей, т зависимость. — Примеч. науч. ред.
4.2. Характеристики открытия и характеристики вентилей
77
пи-}ф-1УЮ
Рис. 4.13. Характеристики открытия для конусов различного исполнения
Рис. 4.14. Параболический конус
Вторым конструктивным решением является параболический конус (рис. 4.14). и этом поперечное сечение открытия зависит от хода штока и определяется разором S, который измеряется между нормалями к кромке седла и параболоиду. Как для открытого цилиндра, так и для параболического конуса можно достичь любе го желаемого прохождения характеристики открытия. Расчетное определение характеристики открытия в данном случае более трудоемко, чем для открытого - тиндра, но при этом параболический элемент менее чувствителен к частичкам рязнений в среде, которые, попав между седлом и цилиндром, в случае открытого h тиндра могут вызвать повреждения. Кроме того, в зазоре между седлом и полым линдрическим корпусом жидкость просачивается, что приводит к искажению вачения поперечного сечения открытия.
JL результата регулирующего воздействия определяющее значение имеет из-« ние поперечного сечения между седлом и конусом, но в конечном цтоге
78
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
представляет интерес достигаемое за счет этого изменение расхода. Как мы видим на рис. 4.9, между изменяемым поперечным сечением и получающимся в итоге расходом нет никакой пропорциональной зависимости.
Для того чтобы установить зависимость между площадью поперечного сечения отверстия и расходом, прибегают к методам теории измерительных диафрагм. Известна зависимость
V = a-A^, (4.4)
где а — коэффициент расхода; А — площадь отверстия в диафрагме;
Др — перепад давления в диафрагме;
р — плотность среды.
Поскольку характеристика открытия определена конструкцией, а расход измеряется в зависимости от хода штока вентиля при постоянном перепаде давления в вентиле, то можно определить коэффициент расхода а. Как можно заметить на рис. 4.9, с увеличением хода он уменьшается. Пропорциональность между расходом и поперечным сечением отверстия, скорее всего, имеется в диапазоне малых ходов регулирования. Здесь сопротивление регулирующего поперечного сечения доминирует над влиянием сопротивления корпуса. По этой причине, как правило, диаметр седла регулирующих вентилей выбирается меньшим, чем диаметр присоединительного патрубка. Несмотря на это, предварительный расчет коэффициента расхода невозможен, поскольку зависимость (4.4) можно установить только путем измерений на испытательном стенде. В соответствии с правилами Richtlinie 2173 VDI/VDE, при этом должен поддерживаться постоянный перепад давления 1 бар (0,1 МПа) при использовании в качестве испытательной среды воды определенных плотности и вязкости. Расход полученный при этих условиях испытаний, обозначается как пропускная способность kv. Тогда из уравнения (4.4) для любого хода вентиля можно будет определить произведение
k
а-А = —==. (4.5]
ДР
V Р
Для потерь давления, отличающихся от Др0, и для сред, плотность которых отлн чается от плотности воды, из уравнений (4.4) и (4.5) получается
у = Ь р°) /л с
(ДРо р) ’
где Др — действительная потеря давления;
Др0 — исходная потеря давления 1 бар (0,1 МПа);
р — плотность среды; р0 — исходная плотность (плотность воды).
4.2. Характеристики открытия и характеристики вентилей
79
Из уравнения (4.5) видно, что пропускная способность kv является функцией от сечения открытия А, а следовательно, и от хода вентиля. С увеличением хода пропускная способность kv вентиля увеличивается. Зависимость между величиной хода и пропускной способностью kv называется характеристикой вентиля. Решающим для всех дальнейших рассуждений о влиянии регулирующих воздействий на сеть является граничное условие, при котором определяется характеристика вентиля на стенде, — Ар = const.
Как описывалось ранее, и при открытом цилиндре, и при параболическом конусе можно получить любые формы характеристик открытия и тем самым любые характеристики вентилей. На практике повсеместно используются вентили, имеющие линейные или равнопроцентные характеристики.
4.2.1. Линейная характеристика вентиля
Для линейной характеристики вентиля зависимость между пропускной способностью kv и ходом штока выражается отношением (рис. 4.15)
Ak,
—- = const. (4-7)
Ah
Если от точек 1 и2 шток поднимется на Ah, процентное увеличение пропускной способности kv в точке 1 будет больше, чем в точке 2, поскольку
? Akv kvl kv2 '
Из этого следует, что регулирующее воздействие при перемещении штока в диапазоне малых ходов оказывает грубое влияние, что в некоторых случаях может привести к нестабильности контура регулирования.
Рис. 4.15. Линейная характеристика вентиля
80
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Для линейной характеристики в соответствии с рис. 4.15 действует равенство
kv = const- h. (4.8а)
При этом предполагается, что характеристика проходит через нулевую точку. Этс условие можно принять за основу с учетом приведенных в разделе 4.1 рассуждениг о потерях на протечки в закрытом вентиле.
В случае полного открытия вентиля при ходе /г100 из уравнения (4.8а) следует
^юо = const’ % • (4.86s
Из уравнений (4.8а) и (4.86) получается уравнение линейной характеристик! вентиля в нормированной форме:
=—. (4.9
^>100 ^100
4.2.2. Равнопроцентная характеристика
Недостатком линейной характеристики является то, что регулирующие воздейс твия в нижнем диапазоне хода вызывают большие изменения расхода. Процент ные изменения расхода в нижнем диапазоне хода штока значительно превышаю изменения расхода при регулировании в верхнем диапазоне хода.
Одинаковые процентные изменения расхода для всей области хода достигаютс при следующем условии (обозначения см. на рис. 4.15):
---— = const.
При дифференцировании получается выражение
dkv
~ = const = n. dhkv
При интегрировании получаем
\^ = n\dh Kv
и
\nk=nh + c.
(4-1
(4-1
4.2. Характеристики открытия и характеристики вентилей
81
Определим постоянную интегрирования с.
Полному ходу регулирования /г/Лю0 = 1,Q соответствует отношение kv/kvVm =1,0.
Из уравнения (4.11) получаем:
In 1,0 = п • 1,0 + с,
откуда
с = —п.
Подстановка в уравнение (4.11) постоянной с дает
\nkv = п h - п - n(h ~ i)
и
kv=en^.
В нормированной форме математическое описание прохождения равнопроцентной характеристики приобретает вид
^100
(4-12)
Константа п в уравнении (4.12) выражает процентное изменение расхода при регулировании хода вентиля. Чем меньше п, тем точнее можно изменять расход.
При различных значениях п в соответствии с уравнением (4.12) при величине хода Л/Люо =0 получаются следующие значения.
1 п 1 2 3 4
^v/^vl00 0,3679 0,1353 0,0498 0,0183
На рис. 4.16 показан характер функции в соответствии с уравнением (4.12) при использовании приведенных ранее численных значений. Видно, что чем меньше значения константы п при малом ходе штока, тем меньше наклон характеристики; таким образом, в нижнем диапазоне хода ожидаются лучшие возможности для регулирования.
Однако также видно, что снижение расхода до нуля невозможно. Чем чувствительнее действует вентиль (малые значения п), тем больше расход при базовой тепловой нагрузке, что иногда в технической литературе именуется количествен
82
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
ным скачком. Вентили с п = 1 целесообразно использовать в тех системах, которые работают с определенной минимальной тепловой нагрузкой, приблизительно как, например, химико-технологические установки. Системы отопления, вентиляции и кондиционирования должны быть регулируемыми почти до нулевой нагрузки. Обычно расход базовой нагрузки составляет 4 %, то есть kM/kvm = 0,04 . Это соответствует константе п = 3,22.
Вид равнопроцентной характеристики, представленной на рис. 4.16, соответствует математической функции, выраженной уравнением (4.12). Тот факт, что характеристика не проходит через нулевую точку, демонстрирует недостаток вентиля, поскольку специалист ожидает не только возможности регулирования, но также и почти герметичного закрытия вентиля при положении штока h = 0. Как правило, удовлетворяются тем, что в диапазоне хода шпинделя /z//zj00 = 0...0.1 математическое прохождение характеристики изготовители заменяют неопределенным прохождением характеристики (см. рис. 4.16).
Итак, на практике, как указывалось ранее, еще регулируемый при базовой тепловой нагрузке расход возрастает, таким образом, регулируемость при малых тепловых нагрузках в значительной мере ухудшается (см. раздел 4.3).
0 0,1 1,0
Нормированный ход h/hx
Рис. 4.16. Равнопроцентные характеристики вентилей1
1 При равнопроцентной (или логарифмической) характеристике одинаковые изменения входной величины приводят к равному в процентах изменению выходной величины. Если равнопроцентную характеристику отобразить с использованием логарифмической । • ординат, то получится прямая (рис. 4.17). — Примеч. науч. ред.
4.2. Характеристики открытия и характеристики вентилей
83
4.2.3. Технические данные регулирующих вентилей
Ранее указывалось, что предварительный расчет характеристики вентиля невозможен и характеристики определяются на испытательном стенде при соблюдении определенных граничных условий. Если полученная характеристика не соответствует требованиям, требуется изменить профиль параболического конуса или форму фрезерованных шлицев открытого цилиндра.
Определяющими для требований к прохождению характеристики вентиля являются правила Richtlinie 2173 VDI/VDE. В соответствии с ними измерения производятся для используемой в качестве среды воды в диапазоне температур от 5 до 30 °C при потере давления 1 бар (0,1 МПа). Допустимы отклонения вплоть до 0,35 бар (0,035 МПа), при этом определение пропускной способности kv осуществляется согласно уравнению (4.6) с использованием измеренных значений V и Др.
В действительности принятый диапазон испытательного перепада давления 0,35... 1,0 бар (0,035...0,1 МПа) не вполне соответствует практике использования регулирующих вентилей в области отопления, вентиляции и кондиционирования. Для вентилей радиаторов максимально допустимое расчетное значение потери давления составляет 0,2 бар (0,02 МПа), при его превышении следует ожидать появления недопустимых шумов кавитации. Для термостатических вентилей радиаторов с учетом требований техники регулирования расчетные значения потери давления составляют, например, приблизительно 3000 Па = 0,03 бар. Такие же значения необходимо использовать при расчете трехходовых вентилей для систем водяного отопления, регулируемых путем подмешивания воды. Таким образом, эксплуатационный диапазон лежит значительно ниже диапазона испытаний по правилам Richtlinie 2173 VDI/VDE. Поэтому стоит предположить, что характеристики, определенные на основе этих правил, претерпят изменения при эксплуатации с малыми потерями давления.
По производственным причинам в пределах серии вентилей наблюдаются расхождения в значениях пропускной способности kv при полном открытии вентиля. Для каждой серии вентилей указывается значение пропускной способности kvs при их полном открытии (индекс S означает Serie — серия). Пропускная способность kvi00 величина kv при ходе регулирования, равном 100 %) любого вентиля не должна отличаться от значения kvs больше, чем на ±10 %.
На рис. 4.17 представлена заданная характеристика, вид которой соответствует функции, выраженной уравнением (4.12), то есть равнопроцентная характеристика. При нулевом ходе действительно отношение kvn /kvs = 0,04 . В уравнении (4.12) это соответствует значению константы п = 3,22.
84
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Для серии указывается величина, обратная kv0 /kvs, то есть kvs /kv0 = 25. Эта величина называется теоретическим соотношением регулирования. В технических данных вентиля, имеющего равнопроцентную характеристику, пропускная способность kvs, равная, например, 50, указывается как &га50 - gl 25 *. На рис. 4.17 нормированные значения пропускной способности kv нанесены на ось ординат в логарифмическом масштабе. При этом заданная характеристика представляет собой прямую линию. Построение истинной характеристики происходит с шагом хода вентиля 10 %. Для допустимого отклонения наклона истинной характеристики от заданной задается поле допусков. Если при ходе регулирования h/h^ < 0,1 допуск по углу наклона окажется превышенным, то указывается среднее от значений kv при h/h^ < 0,05 и 0,1 — эта величина обозначается kw. Величина k^/k^ называется соотношением регулирования.
Рис. 4.17. Заданная и истинная характеристики равнопроцентного вентиля
Для линейной характеристики вентиля возможно kvOlkvs —> 0 — это означает, что теоретическое соотношение регулирования kvs/kVQ Реально достигаемое соотношение регулирования зависит от степени герметичности вентиля в закрытом состоянии, а для вентилей с открытым цилиндром — от величины расхода просачивания жидкости между боковой поверхностью цилиндра и внутренней кромкой седла.
1 gl (gleichprozentige Kennlinie) равнопроцентная (или логарифмическая) характеристика. — Примеч. перев.
4.3. Рабочая характеристика и авторитет вентиля
85
4.3. Рабочая характеристика и авторитет вентиля
При построении характеристики вентиля, как описано ранее, потеря давления поддерживается постоянной. Регулирующий вентиль изменяет расход в том регулируемом участке, в котором он установлен. Требуется выяснить, соблюдается ли условие Др = const и при эксплуатации вентиля. Для этого принимается упрощение, что граничные условия в регулируемом участке не изменяются, то есть перепад давления Др]_2 остается постоянным. На рис. 4.18 это достигается за счет установки регулятора перепада давления DDR (здесь R V—регулирующий вентиль, VB — потребитель).
Рис. 4.18. Проходной регулирующий вентиль на регулируемом участке с постоянным перепадом давления Apt_2
Рис. 4.19. Распределение давления в регулируемом участке в соответствии с рис. 4.18
На рис. 4.19 представлен график распределения давления вдоль участка 1-2 при расчетной и нулевой нагрузках, когда расход падает до нуля. Потеря давления в регулируемом участке понижается до нуля при закрытом вентиле, а потеря давления в вентиле возрастает до • Это значение является максимальной потерей
86
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
давления, которая может наблюдаться в вентиле. Поскольку эта потеря давления в вентиле наблюдается при h/h^ = 0, то ее обозначают также как Дрг0.
С увеличением потери давления в вентиле с ДрРюо Д° оказывается, что условие Др = const при эксплуатационных условиях не действует. Из этого следует, что полученные на испытательном стенде характеристики вентилей не могут соответствовать характеристикам в условиях эксплуатации. Характеристика, которая получена в условиях эксплуатации вентиля, в отличие от характеристики вентиля, полученной на стенде, называется рабочей характеристикой вентиля.
Из рис. 4.19 следует, что при уменьшении хода регулирования потеря давления в вентиле возрастает. Это действительно для всех случаев, соответствующих схеме рис. 4.19, когда действительный перепад давления в регулируемом участке Др!_2 остается постоянным. Подобные случаи, как правило, наблюдаются и на практике. Исходя из этого, можно, к примеру, объяснить акустическое поведение термостатических вентилей радиаторов. Недопустимые шумы возникают, когда потери давления в вентиле превышают определенное значение. Ориентировочные значения потери давления равны 20 000...30 ООО Па.
Максимальный перепад давлений, как следует из приведенных ранее рассуждений, наблюдается не в расчетном случае, а при закрытом (или почти закрытом) вентиле. Для оценки возможности возникновения недопустимых шумов протекания также нужно исходить не из расчетных условий вентиля, а из условий, близких к его полному закрытию.
а Расчетный случай Ь
Малая Доля падения давления в вентиле Большая
Малый Авторитет вентиля Pv Большой
Большое Повышение потери давления в вентиле при его закрытии Малое
Рис. 4.20. Распределение давления при различных относительных долях потери давления в вентиле
4.3. Рабочая характеристика и авторитет вентиля
87
В какой мере происходит повышение потери давления с Apcl00 до Дрг0, зависит от соотношения размеров проходных сечений. На рис. 4.20 показано распределение давления в регулируемом участке 1-2 для двух различных расчетных случаев. В расчетном случае а создаваемая вентилем доля потерь давления Дрг100 по сРав-нению с суммарными потерями в регулируемом участке незначительна. В этом случае относительное повышение потери давления с Дрг100 до kpses будет больше, таким образом, исходная характеристика вентиля будет искажена сильнее, чем в расчетном случае Ь.
Для описания расчетного случая использовано отношение ДЦлоо/APge.s • Чем больше это отношение, тем меньше повышение давления при закрытии вентиля и тем меньше повышение потери давления в вентиле при его закрытии, то есть характеристика вентиля изменяется меньше. Изменение расхода определяется главным образом воздействием на вентиль. Вентиль определяет данный процесс, он имеет «авторитет». Авторитет вентиля Pv (относительная потеря давления) определяется как
р = ДДлро либо р = ^ыро (4.13)
Лрг0
^/^100
Рис. 4.21. Деформация характеристики вентиля в рабочую характеристику вентиля
На рис. 4.21 отображено влияние различных расчетных состояний а и b на рабочую характеристику. За основу принят вентиль с линейной характеристикой. Для харак-в' -ea/rsf. балтасно уравнению
88
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
4.13, при этом получается авторитет вентиля Pv = 1,0. Если ход штока уменьшится до положения /z/Ajqq = 0,5, то установится соответствующий расход Ё/Ё100 = 0,5. Однако для расчетного состояния b с уменьшением регулирующего хода потеря давления в вентиле растет — это означает, что при одинаковом ходе h/h^ = 0,5 расход будет Ё/Цоо > 0,5. В случае а, то есть при меньшем авторитете вентиля, расход возрастет еще больше. Таким образом, устанавливающаяся при эксплуатации вентиля характеристика зависит от выбора параметров регулирования вентиля при расчете системы, что описывается авторитетом вентиля Pv. Исходная характеристика, представленная изготовителем, деформируется в так называемую рабочую характеристику.
Из изложенного следует:
При установке в систему характеристика вентиля деформируется в рабочую характеристику. Чем меньше выбранный авторитет вентиля, тем сильнее деформация.
Чем меньше выбранный авторитет вентиля, тем больше увеличиваются потери давления при уменьшении хода регулирования.
Деформация характеристики вентиля в рабочую характеристику вызывает определенные последствия для процесса регулирования, которые в дальнейшем будут подробно описаны. Из рис. 4.21 видно, что при авторитете вентиля Р^ = 1,0 (достичь которого, как правило, невозможно) для установления расхода Е/Цоо =0,5 необходим ход регулирования = 0,5. Для рабочей характеристики расчетного
случая а этот расход, однако, будет достигнут уже при ходе штока h/h^ ~ 0,1. Таким образом, в нижней области регулирования можно достичь лишь очень грубого изменения расхода.
Для достижения стабильного регулирования характеристика вентиля не должна деформироваться слишком сильно, то есть при расчете системы необходимо выбирать вентиль с достаточно большим авторитетом Pv. Соответственно, для этого требуется большая потеря давления в вентиле. Поскольку с увеличением потери давления в вентиле растут также и расходы на нагнетание среды насосами, то ограничиваются практически реализуемыми значениями. В общем, верно следующее:
Минимальный авторитет регулирующего вентиля должен лежать в пределах Pv =0,3. ..0,5.
Чем больше авторитет вентиля, тем лучше качество регулирования.
Как уже указывалось, выбор авторитета вентиля влияет не только на качество регулирования. Для термостатических вентилей радиаторов имеют значение также и акустические характеристики. Определяющим здесь является значение потери давления. Максимальная потеря давления может значительно отличаться от выбранной расчетной потери давления. Чем меньше авторитет вентиля, тем больше потери давления в вентиле. Поэтому при выборе термостатических вентилей радиаторов, также и для исключения шумов протекания, необходимо ориентироваться на достаточно высокий авторитет вентиля.
4.3. Рабочая характеристика и авторитет вентиля
89
Представленную на рис. 4.21 деформацию характеристики, степень деформации которой зависит от авторитета вентиля Pv , можно определить численно.
Для вентиля действительно выражение
*Pv=CvV2.
Для остальной части действительно
^Pn =cn V2
Тем самым потеря давления в регулируемом участке 1-2\
при произвольном открытии вентиля
ДР1-2 = NPv + = (Cv + CN) V2; (4.14)
при полном открытии вентиля
АР1-2 = (Qioo + ' Woo • (4.15)
В результате деления уравнений (4.14) и (4.15) получается
_ 0,100 + /4 jgx
Чоо V CV + CN
Суммарное сопротивление регулируемого участка при полном открытии вентиля
Cges ~ Q100 + ^N-
(4-17)
Подстановка уравнения (4.17) в уравнение (4.16) дает
V
Vioo
1 С _______ ges________
0; +
(4.18)
В соответствии с уравнением (4.13) авторитет вентиля определяется выражением
р _ APfioo А &Pges
пРи Aprfoo = Q100V2 и Apges - Cge,V2 получается
p _ G’lOO ________ *
(4-19)
90
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Подстановка выражения (4.19) в (4.18) дает
(4.20) ?
k Q100 J
Из пропускной способности регулирующего вентиля можно получить гидравлическое сопротивление Cv.
Из уравнения (1.22) получается отношение
Очоо
^100 )
Его подстановка в уравнение (4.20) дает
v/vim =
(4.21)
1-Рг +
(^/Ччоо)
Для линейной характеристики вентиля действительна зависимость
^v/^vioo ~ h/hoofr
так что рабочую характеристику вентиля, имеющего линейную характеристику, можно отобразить, воспользовавшись уравнением
V/Vioo =
(4.22)
1-Рг +
J^Aoo) ,
Для равнопроцентных (логарифмических) характеристик вентилей справедливо уравнение (4.12). Рабочая характеристика, получаемая из равнопроцентной, имеет следующий вид:
4.3. Рабочая характеристика и авторитет вентиля
91
Рабочие характеристики, полученные из уравнений (4.22) и (4.23) при п = 3,22, представлены на рис. 4.22 и 4.23. Из этого следует, что исходная характеристика вентиля искажается тем сильнее, чем меньше авторитет вентиля Pv , то есть чем меньше выбранная доля потерь давления, создаваемая в вентиле, или, иначе говоря, чем меньше доля сопротивления вентиля в суммарном сопротивлении регулируемого участка.
Анализируя результаты, приведенные на рис. 4.22 и 4.23, следует учитывать, что представленные семейства рабочих характеристик соответствуют математическому прохождению линейной и равнопроцентной базовых характеристик вентилей.
Потери, вызванные протечкой вентиля с линейной характеристикой, которые, без сомнения, должны быть по возможности минимальными, не учтены. Для вентиля с равнопроцентной характеристикой не учтено наблюдающееся в действительности и отличающееся от математической функции прохождение характеристики в диапазоне малых ходов штока (см. рис. 4.16).
v/v100
V^ioo
. 4.22. Рабочие характеристики линейного вентиля (то есть имеющего линейную характеристику)
92
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
V/Vioo
Нормированный ход /г/Л100
Рис. 4.23. Рабочие характеристики равнопроцентного вентиля (то есть имеющего равнопроцентную характеристику)
Характеристики, представленные на рис. 4.22 и 4.23, позволяют понять степень влияния авторитета вентиля на деформацию исходных характеристик вентилей. К сожалению, графическое отображение еще не позволяет сделать однозначных выводов о действительном поведении вентилей в сложной установке. При численной оценке рабочих характеристик исходят из граничного условия Ap,_2 = const, но это условие для реальных систем водяного отопления и кондиционирования выполняется только в особых случаях.
4.4. Внутренний авторитет вентиля
Как говорилось ранее, представленная изготовителем характеристика вентиля остается неизменной лишь тогда, когда независимо от изменений положения штока вентиля потеря давления в нем остается постоянной, — это соответствует авторитету вентиля Pv = 1,0. Любое гидравлическое сопротивление, соединенное с вентилем последовательно, вызывает описанные ранее искажения характеристики. Использованную для построения рабочих характеристик схему последовательного гидравлического
4.4. Внутренний авторитет вентиля
93
соединения вентиля и сети можно применить и для определения гидравлических параметров внутри самого регулирующего вентиля, так как имеется последовательное соединение регулируемого свободного сечения седла и сопротивления корпуса вентиля. На рис. 4.9 видно, что неограниченное увеличение хода нецелесообразно, поскольку в таком случае пропускная способность вентиля при возросшем регулируемом сечении открытия больше не увеличивается, а ограничивается гидравлическим сопротивлением корпуса. Для того чтобы уменьшить ограничивающее действие гидравлического сопротивления корпуса, поперечное сечение седла регулирующего вентиля при полном ходе регулирования обычно выбирают меньшим, чем поперечное сечение патрубков, присоединения.
Существует возможность ограничения пропускной способности термостатических вентилей радиаторов определенного исполнения посредством установки в них регулируемых дроссельных вставок (так называемые предварительно регулируемые вентили). Благодаря этому при неизменном расходе возрастает расчетная потеря давления Арг100 > что формально приводит к повышению авторитета вентиля. Однако в действительности повышенная потеря давления обусловлена не повышением сопротивления регулирующего сопротивления, а повышением сопротивления корпуса вентиля.
Рис. 4.24. Изменение характеристики вентиля за счет установки дроссельной вставки в корпус вентиля
Влияние повышения сопротивления корпуса показано графиками на рис. 4.24. Исходная линейная характеристика вентиля претерпевает деформацию. Повышение любого последовательно соединенного сопротивления ведет к искажению характеристики независимо то того, находится это сопротивление за пределами вентиля или в самом вентиле. Таким образом, повышение сопротивления в корпусе вентиля вызывает не повышение, а, наоборот, уменьшение авторитета вентиля.
94
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
4.5. Требования к рабочим характеристикам с позиций техники регулирования
При установке регулирующих вентилей в системы водяного отопления и кондиционирования ожидаемым эффектом является в первую очередь изменение тепловой мощности, поступающей от устройства передачи теплоты. Взаимосвязь между регулирующим воздействием на вентиль и теплоотдачей будет называться далее общей характеристикой системы (Q/Qioo ~ f (V^ioo)) • Изменение расхода в зависимости от хода регулирования (именно этот процесс описывался ранее) является лишь необходимым промежуточным шагом, для того чтобы достичь нужного изменения тепловой мощности. Функция V/V100 = /(^/^оо) называете^ гидравлической характеристикой системы. На основе гидравлической характе ристики можно определить общее поведение системы, если известна функции QJQwq - — характеристика теплоотдачи. Способ регулирования, npi
котором изменение тепловой производительности достигается посредством изме нения расхода, называется дроссельным регулированием.
4.5.1. Характеристика теплоотдачи
Характеристика теплоотдачи QIQaqq = /(C/V1()O), которую, считая плотност воды приблизительно постоянной, можно выразить также как функцш Q/Qioo = f (m/nhoo)’ основывается на зависимости
Рис. 4.25. Распределение температуры в радиаторе
4.5. Требования к характеристикам с позиций техники регулирования
95
0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0
Рис. 4.26. Зависимость тепловой производительности радиаторов (и = 1,3) при дроссельном регулировании для различных расчетных температур (параметр 0)
Эта функция, в общем, отличается от линейной, поскольку одновременно с уменьшением массового расхода т растет перепад температур At. Для радиаторов от-юнение от линейного прохождения характеристики зависит от величины
„ ^sprlOO
Н — -————— _
щеД7 100 =^юо _^юо —перепад температур при номинальной тепловой нагрузке (разность между температурами в подающей и обратной линиях); Atgr = tv - — разность между температурой в подающей линии tv и температурой в помещении tt (см. также рис. 4.25).
На рис. 4.26 показана зависимость между тепловой производительностью и массо-ым расходом в зависимости от расчетного параметра 0. В дальнейшем процессы рассматриваются для параметра 0 = 0,3. Он соответствует, например, расчету системы для .стандартных температур tv = 70 °C, tr = 55 °C и t = 20 °C.
96
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
4.5.2. Общая характеристика системы
при использовании линейного вентиля
На рис. 4.27 в 3-м квадранте приведена характеристика теплоотдачи О/Олт = /(™/™ioo) или> соответственно, ( V/V100), а в 4-м квадранте — гидравлическая характеристика V/V100 = /(Л//г,00) при значениях авторитета Pv =1,0 и Pv = 0,1. Исходя из определенной тепловой нагрузки Q,/Q100, в 4-квадрантной диаграмме определяется необходимый расход, а из него — требуемый ход регулирования h/hyciQ- Подобным образом получают искомую общую характеристику системы Q/Qioo=/m00) в 1-м квадранте. Полученный в 1-м квадранте результат показывает, что общая характеристика сильно отличается от линейной.
Рис. 4.27. Определение общей характеристики системы (1-й квадрант) при параметре 6 = 0,3 (например, при расчетных температурах 70/55/20 °C)
По виду общей характеристики системы можно сделать важный вывод о пове нии системы в процессе регулирования. Подъем характеристики, то есть Д()/д/ (рис. 4.28), представляет собой коэффициент пропорциональности передачи а участка регулирования.
Из рис. 4.28 видно, что коэффициент пропорциональности передачи в точк 1”(то есть при авторитете вентиля Pv = 0,1) явно больше, чем в точке Г (пр
4.5. Требования к характеристикам с позиций техники регулирования
97
авторитете вентиля Pt = 1,0). Чем больше коэффициент пропорциональности передачи, тем выше вероятность того, что регулирование будет неустойчивым. Неустойчивое регулирование выражается в том, что требуемое заданное значение регулирования не удается поддерживать постоянным. Однако еще более неблагоприятными, чем вытекающие из этого колебания заданной температуры, являются непрерывно происходящие регулирующие воздействия на вентиль, что вызывает его преждевременный износ.
Рис. 4.28. Общая характеристика системы при различных значениях авторитета вентиля Pv
На рис. 4.29 показано изменение коэффициента пропорциональности передачи ks в зависимости от хода при значениях авторитета вентиля Pv = 1,0 и Рг = 0,1.
Максимальные значения передачи наблюдаются в нижнем диапазоне перемещений штока вентиля, там же возникает и самая большая опасность неустойчивости регулирования. Кроме того, в нижнем диапазоне хода максимальное значение коэффициента зависит от авторитета вентиля — коэффициент пропорциональности передачи при авторитете Р =0,1 больше, чем при авторитете Р = 1,0. Из этого ясно, что с понижением авторитета вентиля опасность возникновения неустойчивого режима регулирования возрастает.
98
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Рис. 4.29. Коэффициенты пропорциональности передачи ks вентиля, имеющего линейную характеристику.
4.5.3. Оптимальная общая характеристика системы
С точки зрения техники регулирования желательно, чтобы коэффициент пропорциональности передачи сохранялся неизменным во всем диапазоне регулирования ks = 1 Это соответствует характеристике в 1 -м квадранте (см. рис. 4.27) с постоянным угл> наклона, то есть прямой. На рис. 4.30 эта желаемая зависимость в 4-м квадранте был» взята за основу, из нее была получена характеристика гидравлического поведение системы, расположенная в 1 -м квадранте. Эта гидравлическая характеристика является результирующей характеристикой совместной работы вентиля и сети, поэтов ее следует рассматривать как рабочую характеристику. Эта рабочая характеристик отличается от линейной по форме, и проходит она несколько ниже.
Общая характеристика, которая получается при применении вентиля с лине характеристикой, никоим образом не представляет собой линейной зависимосв даже в самом благоприятном случае — при авторитете вентиля Р = 1,0 (см. рис. 4 271 что практически невозможно. Напротив, к показанной на рис. 4.30 рабочей харак~“-ристике можно приблизиться, если использовать вентиль с равнопроцентной ха;te теристикой. Из семейства характеристик равнопроцентного вентиля (см. рис. . » была взята рабочая характеристика с Р = 0,5 и размещена в 1 -м квадранте на рис. 4 Ж Она близка к требуемой рабочей характеристике.
Анализ показывает, что близкого к желаемому результата регулирования тег передающих устройств (сюда входят и радиаторы) можно добиться при исп< зовании вентилей, имеющих не линейную, а равнопроцентную характерно Однако даже равнопроцентный вентиль не обеспечивает оптимального реш>
4.6. Влияние характеристики насоса
99
Семейство характеристик, представленное на рис. 4.23, показывает, что с уменьшением авторитета вентиля при ходе h/h^ = 0 расход при базовой нагрузке V/V1()() растет, что негативно сказывается на регулируемости в области малых нагрузок. Эти результаты обстоятельно рассмотрены в работе [4], и сделан вывод, что в определенных случаях применения и линейная характеристика может дать наилучший результат. В повседневной практике в расчетах предпочтение отдается равнопроцентным характеристикам.
Рис. 4.30. Определение требуемой рабочей характеристики
(Несмотря на описанные взаимосвязи, в некоторых случаях умышленно идут на отклонения от приведенных ранее рекомендаций. Так, предлагаемые изготовителем термостатические вентили радиаторов имеют линейную характеристику. Для полного открытия вентиля при равнопроцентной характеристике требуется больший ход штока, чем при линейной характеристике, что привело бы к удорожанию изделия. Помимо прочего, больший ход штока вентиля увеличивает диапазон пропорционального регулирования, за счет чего точность регулирования уменьшается.
4.6. Влияние характеристики насоса
основе данных, приведенных на рис. 4.20, можно сделать такой вывод: с уменьшением хода регулирования потеря давления в вентиле возрастает. Иллюстрация этого утверждения детально представлена на рис. 4.31.
100
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Гидравлическая характеристика 5 системы складывается из характеристики сети N и характеристики вентиля (на рис. 4.31 не показана). При номинальном расходе V100 в вентиле возникает потеря давления Apr l ()(). На основании этих данных получают расчетную точку А Р на общей характеристике S. Для того чтобы эту расчетную точку получить, характеристика насоса должна проходить через точку АР. На рис. 4.31 через точку АР проходят три возможных варианта характеристики насоса. Характеристика 1 относится к нерегулируемым насосам, имеющим ниспадающую характеристику. Когда ход регулирования вентиля уменьшается, его гидравлическое сопротивление, а значит, и суммарное сопротивление растут, вследствие чего новая характеристика S проходит круче. Видно, что потеря давления в вентиле возрастает с Apvloo до Apvl.
Рис. 4.31. Влияние характеристики насоса на потерю давления в вентиле при неполной тепловой нагрузке
При построении семейства рабочих характеристик, представленных на рис. 4.— и 4.23, исходили из того, что Apgesl00 остается постоянным. Но поскольку в нерегулируемом насосе (характеристика 1) давление повышается на величину а. г» получающаяся рабочая характеристика в действительности искажается сильнее, чем показано на рис. 4.22 и 4.23.
Таким образом, возрастание потери давления ухудшает регулируемость велели твие еще более крутого прохождения рабочей характеристики в диапазоне ма.ш хода штока. В результате этого увеличения могут возникать и проблемы шумш как это бывает с терморегулирующими вентилями радиаторов. Для того чтов уменьшить рост потери давления в вентилях, были разработаны насосы, регу даруемые по перепаду давления, характеристика 2 которых почти горизонталь^
4,6. Влияние характеристики насоса
101
Из рис. 4.31 вытекает, что при этом потеря давления в вентиле уменьшается на величину а. Благодаря этому проблема шумов смягчается, но не исчезает; даже при горизонтальной характеристике вентиля потеря давления в нем возрастает, хотя и в меньшей степени, с ЛДюо до &pv2- Таким образом, для характеристики насоса 2 действительны рабочие характеристики, приведенные на рис. 4.22 и 4.23.
Для того чтобы исключить рост потери давления в вентиле, необходимо, чтобы характеристика насоса имела вид 3, то есть была возрастающей. За счет свойств гидравлики насоса этого вида характеристики добиться нельзя, однако в настоящее время насосы с такой характеристикой, полученной благодаря использованию электронных регулирующих устройств, существуют.
При применении нерегулируемого насоса (характеристика 1) при неполной тепловой нагрузке, как описывалось ранее, увеличивается потеря давления в вентиле. Увеличение потери давления в вентиле вызвано двумя причинами:
1 При неполной тепловой нагрузке перепад давления в насосе повышается на вели -чину а.
2 При неполной тепловой нагрузке потеря давления в сети уменьшается на величину Ь.
Влияние причины 1 исчезает, когда применяются насосы с характеристикой 2 или
Влияние причины 2 можно исключить, если при неполной тепловой нагрузке потерю давления в сети по возможности поддерживать постоянной.
Рис. 4.32. Участки сети постоянного и переменного расхода
Постоянный расход
Переменный расход
-1 к этого необходимо, чтобы расход в сети не снижался до значения, равного рас-рму в вентиле. Одно такое решение показано на рис. 4.32. Мощность, отдаваемая ителям теплоты, изменяется путем изменения расхода, потребитель работает име переменного расхода. При дросселировании расхода потребителя расход асе возрастает. В результате суммарный расход в распределительной сети ьется примерно постоянным. Такие участки сети называют участками посто->го расхода. Разделение сети на участки постоянного и переменного расхода яется важной основой для оценки ее гидравлических режимов (в дальнейшем
102
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
об этом будет говориться подробнее). Для гидравлики системы выгоднее участки постоянного расхода, потому что даже при уменьшающемся расходе в потребителях потеря давления в распределительной сети остается примерно постоянной и не приводит к повышению потерь давления в регулирующем вентиле. Однако кроме гидравлического преимущества наблюдается и недостаток, заключающийся в том, что для обеспечения постоянного расхода даже при неполной тепловой нагрузке насос должен затрачивать полную мощность.
4.7. Проходные вентили в разветвленных сетях
Изложенные ранее рассуждения, а также пояснения к рис. 4.31 относились к гидравлической схеме, представленной на рис. 4.33. Это означало, что при регулирующем воздействии расход в системе везде изменялся одинаково. Однако все сети систем водяного отопления и кондиционирования, почти без исключения, являются разветвленными, то есть при воздействии регулирующего вентиля расход изменяется одинаково только в непосредственно относящихся к нему потребителях. Расходы в остальных участках сети изменяются в результате этого воздействия лишь ограниченно. В начале сети, то есть вблизи от насоса, это воздействие чувствуется уже очень незначительно в форме изменения расхода и, соответственно, распределения давления.
Рис. 4.33. Принципиальная схема, положенная в основу расчета рабочих характеристик, приведенных на рис. 4.22 и 4.23
Как изменяется расход, а следовательно, и распределение давления в разветвленной сети, зависит от способа воздействия вентилей. Рассмотрим два экстремальных сличая. В случае синхронного воздействия исходят из того, что все вентили осуществи наа регулирующее воздействие одинаковым образом. На практике приблизительно там случай наступит в контуре регулирования, где все радиаторы южной стороны фас*з1 объединены в один контур. При асинхронном воздействии регулирующее воздейс« осуществляет только один вентиль. Приблизительно такой случай наблюдается > системах отопления с горизонтальной разводкой, когда радиаторы, независимо «а расположения по сторонам света, объединены в один контур регулирования. На рис. 4.34—4.36 отображено изменение значений расходов в отдельных участках синхронном и асинхронном воздействии вентилей.
4.7. Проходные вентили в разветвленных сетях
103
1,0
5/6 4/5 3/4 2/3 z Асию возде] ронное лствие
/С' тнхроннс L )е воздей ствие 0
Рис. 4.35. Распределение расхода в разветвленной сети при различных регулирующих воздействиях вентилей
Рис. 4.36. Распределение давления в разветвленной сети при различных регулирующих воздействиях вентилей
104
Глава 4. Проходной вентиль и се
При синхронном воздействии расходы в каждом из участков с закрытыми вег тилями уменьшаются до нуля. Это приводит к тому, что в коллекторах прямс и обратной линии потеря давления также снижается до нуля; линии распределен! давления на рис. 4.36 проходят горизонтально. Потеря давления в вентиле Гповт шается с Дрг,100 до Ар*0. Это означает, что потеря давления соответствует напо{ насоса при нулевом расходе. Для насоса, регулируемого по перепаду давления, эт< напор равен Нр (см. рис. 4.36). Для нерегулируемого насоса это значение дополн тельно увеличивается в соответствии с крутизной характеристики насоса.
При рассмотрении асинхронного воздействия исходят из того, что оно осуществляет! последними вентилем F. Для наглядности расход во всех вентилях принят равным,
Когда вентиль F закрыт, расход в участке 9-F-10 уменьшается до нуля, в участ 7-9/10-8 — наполовину, в участке 5-7/8-6 — на 2/3, в участке 3-5/6-4 — на 3, и т. д. (см. рис. 4.35). Это означает, что с точки зрения изменения расхода, per лирующее воздействие на вентиль F чувствуется тем меньше, чем ближе к насо расположен участок. Это отражается на распределении давления (см. рис. 4.3( Для самого первого участка наклон линии распределения давления остается по ти неизменным, а для последнего участка линия проходит почти горизонтали Потеря давления в вентиле F возрастает до Др*о.
Как описывается в одном из следующих разделов, при подборе вентилей опре/ ляющим является максимальный перепад давления, который может возникну в вентиле, потому что он является решающим для деформации характеристики. Э состояние наступает при закрытом вентиле (поэтому используется индекс «0»), ] рис. 4.36 показано, что самым неблагоприятным случаем является синхронное воздег твие, при этом перепад давления в вентиле А/у() повышается до значения, соответсп ющего напору при нулевой подаче насоса. В случае асинхронного воздействия макс мальная потеря давления в вентиле повышается только на часть этого значения.
Для расчета перепада давления действительно выражение
Mo = Мкю + &Pnv + АРлгд , (4Л
где Ар;|](ю — расчетная потеря давления в вентиле; АрЛЧ, — потеря давления в се (подающая линия); &pNR — потеря давления в сети (обратная линия).
Из графиков, приведенных на рис. 4.35 и 4.36, очевидно, что для определен потери давления в вентиле Ар*д нужно использовать не общую потерю давлен в сети, а только потерю в участке X-F-Y.
Реальные случаи находятся между описанными предельными случаями «воздег твуют все вентили» и «воздействует только один вентиль». Для асинхронного в действия, в соответствии с предложением Штрибеля (Striebel), точки X и Ymoi быть приблизительно определены следующим образом: при условиях, харакгерн для расчетного случая, удаляются от воздействующего вентиля по распреде. тельному трубопроводу в сторону насоса до тех пор, пока расход в четыре раза превысит номинальный расход в воздействующем вентиле.
4.7. Проходные вентили в разветвленных сетях
105
Эти рассуждения показывают, что проектировщик должен выполнять очень сложный анализ, чтобы для разветвленной сети с достаточной точностью определить значение Ар;|(), являющееся основой для выбора вентиля.
Для оценки режимов при воздействии регулирующих вентилей обычно используются графические зависимости, приведенные на рис. 4.22 и 4.23. Однако при этом необходимо учитывать, что они были созданы при граничном условии постоянного перепада давления в регулируемом участке. Рисунки 4.34-4.36 показывают, что в разветвленной сети перепад давления в регулируемом участке 9-10 не только не остается постоянным, но и повышается при неполной нагрузке.
вентиля вентиля
Рис. 4.37. Ограничение области регулирования вследс твие повышения перепада давления :
а — для вентиля, имеющего линейную характеристику;
б — для вентиля, имеющего равнопроцентную характеристику
таяние повышения перепада давления в регулируемом участке показано на рис. 4.37. Регулирующий вентиль настроен на определенный ход регулирования, этому ходу соответствуют определенная пропускная способность kv и гидравличес-ое сопротивление С. Из уравнения (4.6) следует, что при определенной пропускной способности kv расход увеличивается, когда перепад давления возрастает. Из этого тедует, что рабочая характеристика на рис. 4.37 сместится вверх. Для установле-требуемого объемного расхода Й/Й100 =1,0 ход регулирования должен быть меныпен до положения hn. Активно используемая область регулирования огра-чивается. Подобное сужение области регулирования служит дополнительной гчиной неустойчивости регулирования.
106
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Характеристики, приведенные на рис. 4.37, показывают, что сужение области регулирования для вентиля, имеющего линейную характеристику, больше, чем для вентиля, имеющего равнопроцентную характеристику.
Для вентиля с равнопроцентной характеристикой соотношение регулирования kvs/kw (см- также рис. 4.17) можно определить следующим образом: значение /^vs приблизительно равно среднему арифметическому от значений пропускной способности kv приходах h/h^ .равных 0,05 и 0,1. На рис. 4.37 показано, что из-за повышения перепада давления Apf_2 не только сужается полезная область регулирования, но и уменьшается соотношение регулирования Ц()0 /Vr, что повышает вероятность неустойчивости регулирования.
Неблагоприятное влияние повышения перепада давления в участке регулирования можно устранить или по крайней мере уменьшить благодаря двум мероприятиям За счет установки регулятора перепада давления (см. рис. 4.18) можно поддерживать почти постоянный перепад давления даже при неполной нагрузке. Другая возможность заключается в том, что при дросселировании расхода в главном распределительном трубопроводе можно уменьшить напор насоса. Уже давно существующий способ обеспечивает требуемый перепад давления в самом неблагоприятно расположенном потребителе — измеренный там перепад давления передается в электронный блок управления, и число оборотов насоса будет изменено таким образом, чтобы перепад давления для самого неблагоприятно расположенного потребителя при частичной тепловой нагрузке был ограничен этим значением. Для того чтобы избежать этого сложного пути — передачи измеренных на удаленных потребителях значений параметров и выбора из многочисленных неблагоприятных участков определяющей величины, — представительные значения определяются непосредственно на центральном насосе, и на этой основе варьируется число оборотов насоса (это иллюстрирует рис. 3.9).
4.8. Указания по подбору типоразмеров вентилей
При выборе регулирующих вентилей известно значение расхода при номинальн тепловой нагрузке. Согласно имеющемуся опыту, расчетные значения расхода ь-многим причинам больше действительно необходимых. Поэтому надо исходи из того, что в общем случае все регулирующие вентили имеют слишком больше^ размеры проходных сечений, то есть выбраны на основе слишком больших знач ний пропускной способности kv. Влияние слишком больших выбранных значение расхода можно увидеть на графиках на рис. 4.37. Когда расчетное значение расхода больше требующегося в действительности, это ведет к сужению полезной обл; регулирования (уменьшению хода с /zj00 до hn на рис. 4.37) и опасности неустойч»-вости регулирования. Таким образом, нужно избегать того, чтобы к номинальном; значению расхода из стремления «подстраховаться» прибавлялись еще какие- ; « значения.
4.8. Указания по подбору типоразмеров вентилей
107
Выбор и заказ регулирующих вентилей осуществляется на основе значений пропускной способности kvs. Требуемое значение kv определяется в соответствии с уравнением (4.6). При использовании в качестве теплоносителя воды это уравнение упрощается и выглядит следующим образом:
V
^>100
1 бар
Это означает, что для выбора вентиля необходимо знать падение давления в вентиле при полном открытии. Для определения Лрг,юо можно использовать уравнение (4.13) для нахождения авторитета вентиля. Тогда требуемое падение давления в вентиле
APrfOO = Pv^PvO .
В качестве минимального значения нужно принимать Pv = 0,3... 0,5.
Трудности, однако, возникают при определении максимального перепада давления в вентиле. Здесь следует еще раз указать на зависимости, приведенные в разделе 4.7. В разветвленных сетях эта величина может быть оценена лишь приблизительно. Довольно простые соотношения получаются лишь в случаях, подобных представленным на рис. 4.18, когда определяющее значение перепада давления в точках подключения потребителя можно поддерживать постоянным при помощи регулирующих устройств (регуляторы перепада давления DDR на рис. 4.18).
VB
—ЛЛЛ— V = 7,5 м3/ч
DDR
RL
Рис. 4.38. Подсоединение потребителя к первичной сети
108
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Пример расчета 1. При подсоединении потребителя к распределительной сети в точках А и С (рис. 4.38) выбор вентиля сводится к простому известному случаю. Изменяющийся и зависящий от нагрузки перепад давления между точками АиВ благодаря регулятору перепада давления поддерживается примерно постоянным и равным 30 000 Па.
Можно исходить из того, что потери давления в соединительных трубопроводах А-D и Е-В и балансировочном вентиле, когда он полностью открыт, пренебрежимо малы по сравнению с потерями в вентиле.
Эта схема служит для регулирования температуры в подающей линии. Если действительная температура превышает заданное значение, то регулирующий вентиль переходит в положение, близкое к закрытию, и расход в перемычке из точки Ев точку D увеличивается, вызывая тем самым понижение температуры в подающей линии.
Описание гидравлического принципа действия этой схемы и выяснение того, почему здесь для регулирования путем подмешивания используется проходной, а не трехходовой вентиль, приведены в одном из следующих разделов.
Рассчитывая вентиль, можно отказаться от трудного анализа поведения гидравлики, характерного для этой схемы, если исходить из того, что при перемычке достаточно большого сечения между точками D и Е не может возникнуть какого-либо заслуживающего упоминания перепада давления. Точки одинакового давления D и Е могут быть в таком случае сведены в одну точку (D’E’). Таким образом, поведение гидравлики контура потребителя может в дальнейшем уже не учитываться Наблюдаемый в регулируемом участке A-В перепад давления должен компенсироваться регулирующим вентилем и балансировочным вентилем AV.
Решение 1. Максимальное значение перепада давления, возникающее в вентиле составляет Apv0 = 30 000 Па. Если выбран авторитет вентиля Р = 0,5, то требуемая потеря давления в вентиле
Apt,ioo = Рг, Apv0 = 0,5 30 000 = 15 000 Па.
Требуемое значение пропускной способности
, V 7,5 м3/ч з /
kvs = . :—j==^= = 19,36 м'74.
|ЛРу1оо 0Д5 бар \ 1 бар у 1 бар
Выбор вентиля осуществляется на основе данных изготовителя, например, табл. 4.1. Вначале сбивает с толку тот факт, что для каждого номинального диаметра указывается несколько значений пропускной способности k . Разъяснить этт ситуацию могут уравнения (4.4) и (4.6). Согласно этим уравнениям, пропускная способность kvs зависит от площади проходного сечения вентиля. В табл. 4.1 для вентиля номинальным диаметром DN15 указано максимальное значение пропускной способности k =3.
VS
4.8. Указания по подбору типоразмеров вентилей
109
Таблица 4.1
Номинальный присоединительный диаметр DN 15 15 15 15 25 25 40 40
Пропускная способность kcs, м3/ч 0,7 1,2 1,9 3 5 7,5 12 19
При том же номинальном присоединительном диаметре меньшие значения k^s, равные 1,9,1,2 и 0,7, достигаются за счет того, что корпус вентиля оснащен седлами меньших диаметров.
В данном случае следует выбрать вентиль DN 40, имеющий значение пропускной способности kvs ~ 19. Поскольку из создаваемого перепада давления 30 000 Па в регулирующем вентиле гасится только 15 000 Па, то оставшиеся 15 000 Па должны компенсироваться балансировочным вентилем А V.
Решение 2. В этом случае как можно большая доля имеющегося перепада давления должна компенсироваться вентилем. Поэтому
Aj>rf00 = 30 000 Па,
а требуемая пропускная способность
7 5 1 ,
kJK = —^= = 13,7 м3/ч.
О
V 1,0
Из табл. 4.1 выбирается исполнение ZW40/12 м3/ч, несмотря на несколько меньшее значение пропускной способности kvs = 12.
Оценка решений 1 и 2. При решении способом 2 получаем авторитет вентиля
_ 30 000 Па , _
Р, ~---------= 1,0.
v 30 000 Па
очки зрения регулирования этот вариант оказывается исключительно выгодным, но обычно недостижимым. В случае 2 авторитет вентиля больше и поэтому лучше, чем в варианте 1.
При решении способом 1 расчетная потеря давления в регулирующем вентиле составляет только 15 000 Па по сравнению с 30 000 Па в решении 2. Поскольку потеря давления в вентиле, например, в термостатических вентилях радиаторов может вызвать возникновение шумов, кажется выгодным при расчете не перекладывать ее полностью на один регулирующий вентиль, а перенести половину на тансировочный вентиль.
Это предположение только кажется соответствующим действительности. Затруднения, обусловленные шумами в регулирующих вентилях, проявляются
110
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
не при расчетных условиях, а при почти полностью закрытом регулирующем вентиле. Это означает, что при очень малом после этого расходе в балансировочном вентиле не возникает заметной потери давления. Таким образом, задача компенсации перепада давления подностыр возлагается на регулирующий вентиль.
В общем, решение 1 проблемы не предлагает какого-либо улучшения ситуации с возникновением шумов. Однако с точки зрения техники регулирования решение 2 дает лучший результат из-за более высокого авторитета вентиля.
Вывод. Необходимо обращать внимание на то, чтобы на регулирующий вентиль приходилась как можно большая часть имеющегося перепада давления.
Пример расчета 2. Имеется схема системы, приведенная на рис. 4.37. В качестве примера необходимо показать порядок выбора вентиля для вентилей V8 и V,.
Рассчитаем значения потерь давления:
Лрдг! + Лрдгг = 2000 Па,
а также
Лрп + ApRL - 3000 Па.
Принимается, что воздействие вентилей происходит асинхронно. Требуемый перепад давления в насосе пока неизвестен, поскольку еще не определено расчетное значение ЛРыоо для вентиля наиболее неблагоприятного контура.
Определение АРыоо для вентиля 8. На рис. 4.37 показано распределение давления, которое получается, если шток вентиля Vg займет положение 0, тогда в вентиле установится перепад давления Лд,о . В соответствии с изложенным ранее способом, при известном авторитете вентиля Pv можно определить необходимую потерю давления в вентиле:
АРвЮО — APvO .
Трудность состоит в том, что хотя известна кривая распределения давления в расчетном случае и, значит, известны значения Арм nApN2 , но значение Apj,0 остается неизвестным, поскольку эта величина как показывает рис. 4.37, зависит от значенш АРыоо > которое еще предстоит найти. Таким образом, применение термина «авторитет вентиля Pv » оказывается здесь нецелесообразным. Целесообразнее соотнести подлежащую определению величину Дрг,100 какой-то известной величине. Да формулу для определения параметра вентиля
а = Мкю (4 25|
APn
где а — параметр вентиля.
4.8. Указания по подбору типоразмеров вентилей
111
Рис. 4.39. Распределение давления в разветвленной сети при регулирующем воздействии на последнем потребителе
Величина АрЛГ представляет собой потерю давления в участке А-8-В сети, которая складывается из потерь в прямом ( ) и обратном ( ApN2 ) трубопроводах. Точки
.4 и В в соответствии с пояснениями к рис. 4.34 расположены там, где расход при номинальной нагрузке превышает 4УЙ •
В соответствии с рис. 4.39 справедливо следующее:
р _ APvioo _ aR.ioo Afto (Мюо+Мл')'
С учетом уравнения (4.25) получается:
откуда
(4.26)
112
Глава 4. Проходной вентиль и сеть
Взаимозависимые значения Р и а приведены в табл. 4.2.
Таблица 4.2
Авторитет вентиля Pv 0 0,3 0,4 0.5 1,0
Параметр вентиля а 0 0,43 0,67 1,0 оо
0,44 м3/ч.
Если использовать ориентировочное' значение Рг = 0,4, получается а = 0,67, и. следовательно,
Дрг,100 = а • ApN =0,67 2000 = 1300 Па.
Необходимо выбрать вентиль, имеющий
h V 0,05 м3/ч APvioo ~ >/0^13 1 бар
Определение Арг,100 для вентиля 1. Поскольку теперь известен Ар^юо вентиля в том контуре, расход в котором наиболее неудовлетворителен, то можно определить перепад давления в точках подключения потребителей Apt_2, Ар3_4 и т. д.
Регулирующее воздействие вентиля 1 распространяется только на участок 1-2 сети, поскольку расход в этом участке ветви > 4 V,.
Имеется падение давления
Apj_2 = Apvi + АрД£ + Арг100^8) = 3000 +1300 = 4300 Па .
Часть этого перепада давлений приходится на соединительные трубопроводы и местные сопротивления потребителя 1. Пусть эта часть Ap^1+Z = 500 Па.
Таким образом, для вентиля и, возможно, имеющихся регулируемых подключений потребителя в обратном трубопроводе остается перепад давления
ЛРыоо + ^Prv = APi-2 - &PR1+Z = 4300 - 500 = 3800 Па
Для дальнейшего расчета проектировщик должен принять решение о значени. предварительной настройки регулируемого резьбового соединения в обратной лв нии. В соответствии с выводом из примера расчета 1, как можно больший переп.с давления должен приходиться на вентиль. Это означает, что регулируемые резьбовые соединения в обратной линии должны оставаться по возможности полность»
1 Рекомендованные минимальные значения авторитета вентиля Pv приведены на стр. 96 Примеч. науч ред.
4.8. Указания по подбору типоразмеров вентилей
113
открытыми (если только не существуют ограничивающие условия, приведенные в главе 16!). Для этого состояния принимается потеря давления, равная 200 Па. Тогда для вентиля остается
Apcl00 = 3800 - 200 = 3600 Па.
Итак, требуемое значение пропускной способности
, 0,05 „ ч /
k.K = . = 0,263 м /ч.
V0,036
Для вентиля 1 получается
Р __ АЯ100 3600 0 84 v Apj-2 4300 ’ ’
Это показывает, что в направлении от контура, расход в котором наиболее неудов-етворителен, к насосу авторитет вентилей повышается. Поэтому от повторного расчета авторитета Р можно отказаться.
Глава 5
Трехходовой вентиль и сеть
5.1. Типы конструктивных исполнений
В системах водяного отопления и кондиционирования используются трехходовые регулирующие органы различного конструктивного исполнения, например краны или вентили. Все сказанное в дальнейшем о трехходовых вентилях относится и к прочим видам трехходовых регулирующих органов.
В
Рис. 5.1. Схема строения трехходового вентиля:
А — вход регулируемого потока;
В — вход линии подмешивания/вход байпаса;
АВ — общий, суммарный поток;
Н — ход вентиля, отсчитывается от положения закрытия входа регулируемого потока
5.2. Способы монтажа и задачи трехходовых вентилей
115
Конструкция трехходового вентиля показана на рис. 5.1. Он имеет три присоединительных патрубка. Возможны два варианта прохождения в нем среды:
Поток протекает в направлениях А-+АВ и В-+АВ.
При этом потоки АиВ смешиваются. Такой вентиль называется смесительным.
Поток протекает в направлениях АВ-+А и АВ-+В.
При этом общий поток АВ разделяется на два потока, АиВ. Такой вентиль называется распределительным.
Предлагаемые конструктивные исполнения могут применяться без каких-либо ограничений в качестве смесительных вентилей. При использовании вентилей в качестве распределительных направления потоков, как изображено на рис. 5.1, изменяются на противоположные. При этом нарушается основной принцип, гласящий, что конус вентиля должен закрываться только в направлении против потока. Используя вентиль как распределительный, нужно учитывать ограничения, установленные изготовителем.
Название «трехходовой» по отношению к вентилю может ввести в некоторое заблуждение, так как в действительности получаются только два пути следования потока: А—>АВ либо В—>АВ. Однако на практике оно укоренилось настолько, что попытки изменить его на «двухходовой» результата не дали.
5.2. Способы монтажа
и задачи трехходовых вентилей
При определении задачи трехходового вентиля следует различать его воздействия на тепловую производительность и на гидравлику системы.
Трехходовые вентили используются в системах отопления и кондиционирования для изменения тепловой мощности потребителей теплоты. Регулировать тепловую мощность можно изменением расхода или изменением температуры в подающей линии.
Изменять температуру в подающей линии можно, помимо прочего, и при помощи трехходовых вентилей. Вентиль работает как смесительный (рис. 5.2). Температура на выходе из котла tKV поддерживается постоянной; желаемая температура в подающей линии достигается за счет того, что, изменяя положения штока вентиля, изменяют отношение расхода VA , имеющего температуру котла, к расходу VB с пониженной температурой теплоносителя из обратной линии.
Регулирование тепловой мощности дросселированием расхода осуществляется, как правило, при помощи проходных вентилей. Однако дроссельное регулирование можно выполнять и трехходовыми вентилями. В решении, представленном на рис. 5.3, изменяется расход VA. Тепловой режим потребителя не зависит от того, какой вентиль, проходной или трехходовой, используется при дросселировании объемного потока.
116
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть
Рис. 5.2. Трехходовой вентиль, используемый как смесительный при регулировании температуры в подающей линии
а б
Рис. 5.3. Способы монтажа трехходового вентиля:
a — в качестве смесительного вентиля;
б — в качестве распределительного вентиля (неудовлетворительный)
Результат воздействия на потребителя теплоты для вариантов, представленг на рис. 5.3, а и б, одинаков. Вариант 5.3, а может применяться всегда, в случае использования варианта 5.3, б необходимо учитывать ограничения, оговарш мые изготовителем. Как показывает рис. 5.3, дроссельного регулирования мо; добиться и при монтаже вентиля в качестве смесительного, таким образом варианта применения распределительного вентиля, который связан с больш расходами, можно отказаться.
Задачу влияния трехходового вентиля (см. рис. 5.3) на тепловую мощность п дросселирования расхода теплоносителя можно выполнить с меньшими затра при помощи проходного вентиля. С позиций гидравлики, однако, наблюда важные различия: при дроссельном регулировании в разветвленной сети ка регулирующее воздействие вызывает изменение объемного расхода в расп лительном трубопроводе, в зависимости от того, на сколько проходных вен? и в какой степени было оказано воздействие. Для схемы, приведенной на ри
5.3. Эквивалентная схема трехходового вентиля
117
изменяется лишь расход VA , в то время как расход в распределительном трубопроводе остается прежним. Кроме задачи изменения теплоотдачи трехходовой вентиль дополнительно выполняет задачу обеспечения независимости гидравлики распределительной сети от регулирующих воздействий вентилей. Как описывалось ранее, каждое изменение расхода вызывает также изменение потерь давления в распределительной сети, а значит, и ухудшение рабочей характеристики проходного вентиля. Трехходовой вентиль, который поддерживает общий расход VAB постоянным, улучшает этим поведение гидравлики схемы.
Как будет показано в дальнейшем, для описания гидравлических характеристик сетей целесообразно разделять их на участки постоянного (SK на рис. 5.2 и 5.3) и переменного расхода.
Участки сети, расход в которых постоянен, для гидравлики выгоднее. В качестве их недостатка можно отметить только повышенный расход электроэнергии для насосов, поскольку насосы всегда потребляют полную мощность, даже при неполной тепловой нагрузке системы. Действующие сейчас в Германии правила разработки отопительных установок требуют применять насосы с несколькими ступенями регулирования частоты вращения, что означает отказ от гидравлических преимуществ сетей с постоянным расходом.
5.3. Эквивалентная схема трехходового вентиля
При рассмотрении параллельного соединения (см. рис. 2.11) характеристики участков 1и2 сети с сопротивлениями Ci и С2 описывались при помощи эквивалентного трубопровода £ с эквивалентным сопротивлением С£. Замена эквивалентным трубопроводом не изменяет общего гидравлического поведения системы.
а б
Рис. 5.4. Схемы участка регулируемого подмешивания: a — базовая;
б — эквивалентная
118
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть
Поведение трехходового вентиля можно отобразить также посредством преобразования схемы в равноценную с точки зрения гидравлики, в которой вместо трехходового вентиля используются два проходных вентиля (рис. 5.4). При этом необходимо учитывать, что изменение поперечного сечения регулируемого входа Л трехходового вентиля происходит не независимо от изменения поперечного сечения регулируемого входа В.
Это означает, что жесткая зависимость, которая в случае использования трехходового вентиля задается штоком, в эквивалентной схеме должна учитываться с помощью схемы регулирования 5. При уменьшении регулирующего хода h/h^ , при котором в соответствии с принятым определением1 регулируемое поперечное сечение А уменьшается, сечение В, напротив, должно увеличиваться.
Действительны следующие условия:
при ходе регулирования h/h^ = 1,0:
эквивалентный вентиль А открыт на 100 %
и, следовательно, kJkm = 1,0;
эквивалентный вентиль В закрыт (открытие 0 %)
и, следовательно, kJk^ = 0;
при ходе регулирования = 0:
эквивалентный вентиль А закрыт (открытие 0 %)
и, следовательно, kJkvs = 0;
эквивалентный вентиль В открыт на 100 %
и, следовательно, kJk = 1,0.
Эквивалентная схема, приведенная на рис. 5.4, позволяет оценивать гидравлическое поведение трехходовых вентилей с помощью тех методов, которые использовались в главе 4 для анализа характеристик проходных вентилей.
5.4. Характеристики трехходовых вецтилей
Исходя из рис. 5.4 и приведенных ранее положений для регулируемых поперечных сечений А и В можно получить значения пропускной способности Л, (то естш расходы при постоянной потере давления) в зависимости от хода регулирования h. Для патрубка АВ пропускная способность Л представляет собой сумму значений пропускной способности участков АиВ.
На рис. 5.5 отображены две возможные комбинации характеристик А и В.
1 См. определение точки отсчета хода вентиля в подписи к рис. 5.1. — Примеч. науч, р
5.5. Рабочие характеристики трехходовых вентилей
119
Рис. 5.5. Пары характеристик:
а —линейная/линейная;
б — равнопроцентная/линейная
В вентиле, к которому относится рис. 5.5, а, оба регулирующих входа имеют линейные характеристики. Получающаяся в итоге характеристика АВ представляет собой горизонтальную прямую. Для дальнейшего описания поведения трехходового вентиля используются обе характеристики, поскольку они позволяют описать взаимосвязи самым простым способом.
При использовании вентиля, к которому относится рис. 5.5, б, учитывается, что там, где происходит непосредственное воздействие на тепловую мощность, то есть на регулирующем входе А, преимущество обеспечивается равнопроцентной характеристикой. В сочетании с линейной характеристикой регулирующего входа В получается суммарная характеристика АВ, которая имеет минимум. Дополнительная задача трехходового вентиля — обеспечить на выходе АВ постоянный расход — кажется при этом не выполненной.
Однако необходимо учитывать, что характеристики вентилей были измерены при постоянной потере давления и что они в такой же степени, как и характеристики проходных вентилей, в реальных эксплуатационных условиях деформируются в рабочие характеристики. Таким образом, характеристики, приведенные на рис. 5.5, не отражают отношения, наблюдаемые в реальных условиях.
5.5. Рабочие характеристики трехходовых вентилей
В основу дальнейшего определения параметров гидравлического режима положена чара линейных характеристик (см. рис. 5.5, а).
При определении рабочей характеристики прежде всего, как и в случае проходных нтилей, предполагается, что потеря давления в регулируемом участке остается остоянной, хотя эта предпосылка в обычных условиях не выполняется.
120
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть
При этом граничном условии ( Apj_2 = const) для оценки поведения обоих регулируемых участков, 1-А-2 и 1-В-2, может применяться семейство рабочих характеристик, приведенное на рис. 4.22 и 4.23. При выборе вентиля принимается, что параллельные участки 1-Л-2 и 1 -В-2 с точки зрения гидравлики выполнены одинаково и имеют авторитет вентиля Р = 0,3. Для обоих регулирующих входов, А и В, из рис. 4.22 и 4.23 взяты рабочие характеристики. При ходе регулирования /г/^оо - 0,5 отношение значений расходов V/V100 = 0,725. На основе этих данных получаются характеристики, приведенные на рис. 5.6. Суммарная рабочая характеристика АВ уже не проходит горизонтально, а имеет максимум при ходе регулирования /г/^оо = 0,5 и отношении расходов V/V100 = 1,45.
Рис. 5.6. Базовые и рабочие характеристики трехходового вентиля для пары линейных характеристик
Увеличение объемного расхода до 145 % на выходе вентиля АВ на практике не получится, если не выполняется условие постоянства Д/?1_2. Для определения возникающего в действительности расхода необходимо найти рабочую точку, которая получается в результате работы насоса и подсоединенных сопротивлений сети. Для этого схема разделяется в точках 1 и 2 (рис. 5.7).
Слева от точек 1 и 2 имеется параллельное соединение участков 1 -А-2 и 1-В-2, которые объединяются в эквивалентный трубопровод Е.
Справа от точек 1 и 2 наблюдается параллельное соединение насоса Р с сеть-потребителей VB.
Характеристики эквивалентного трубопровода Е, которые имеют вид параболы на диаграмме Ар — V , можно получить из рис. 5.7 с учетом соблюдения в этом случае
5.5. Рабочие характеристики трехходовых вентилей
121
граничного условия Дд_2 = const. Расход АВ при Zz/Zzj00 = 0 и Zz/Zz^ = 1,0 одинаковый ( V/Цоо = 1>0). Таким образом, точки Хи У на рис. 5.8 совпадают. Характеристика, проходящая через точку Z при h/Zzj00 = 0,5, оказывается менее крутой, чем характеристики при Zz/Zzj00 = 0 и Zz/Zzj00 = 1,0. Это означает, что при промежуточных значениях хода штока вентиля эквивалентное сопротивление падает и достигает минимума при h/h^ = 0,5.
Рис. 5.7. Построение эквивалентного трубопровода Е для участка сети, расположенного слева от точек 1-2
Рис. 5.8. Характеристики эквивалентного трубопровода Е при положениях вентиля Zz/ZzlOO = 0; 0,5 и 1,0
Характеристика участка сети, расположенного справа от точек 1 и 2 (см. рис. 5.7), риведена на рис. 5.9. Характеристика Рнасоса находится в 1-м квадранте, а характеристика потребителя ( VB) вследствие потерь давления — в 4-м квадранте. Исходя «того, что соединение является последовательным, эквивалентная характеристика VB получается суммированием по вертикали.
5 частей Еи Р- VB сети соединены последовательно (см. рис. 5.7). Рабочие значения параметров, получающиеся в действительности, показаны на рис. 5,10 как рабочие Врчки в местах пересечения характеристик Е и Р- VB.
122
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть
Рис. 5.9. Построение эквивалентной характеристики Р- VB участка сети, расположенного справа от точек 1 и 2 на рис. 5.7
Рис. 5.10. Определение действительного увеличения расхода AVtats
Из рис. 5.10 получается, что расход АВ не достигает максимального значения, рам ного 1,45, а в действительности увеличивается на меньшее значение Albats-
5.6. Величины, влияющие на рабочие характеристики
123
5.6. Величины, влияющие на рабочие характеристики
Результат, приведенный на рис. 5.10, перенесен на рис. 5.11. Поскольку Vtats < Vmax, то деформация рабочей характеристики АВ оказывается меньшей. Это означает следующее: предположение о том, что трехходовой вентиль создаст в участке потребителей постоянный расход, в реальных условиях выполняется лучше. К тому же рабочая характеристика А, имеющая решающее значение для качества регулирования тепловой нагрузки посредством входа А, подвергается меньшей деформации, то есть также приводит к улучшению поведения при регулировании.
Рис. 5.11. Действительные рабочие характеристики для пары линейных характеристик
I Далее должно быть проанализировано, какие воздействия определяют степень искажения рабочих характеристик АВ и А.
На рис. 5.12 при заданных параметрах исполнения сети в участке, расположенном слева от точек 1-2, то есть в контуре котла, включая трехходовой вентиль, тжен быть получен расход V100. Тем самым задана расчетная точка АР. Для того чтобы эта расчетная точка установилась для расчетного состояния, то есть и полном открытии трехходового вентиля (этому соответствует характерис-i £10), рабочая характеристика участка сети Р- VB должна проходить через точку ДР.
За рис. 5.12 для участка сети Р— VB показаны различные расчетные состояния, зованные характеристиками насосов 1,2 и 3.
124
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть
Для характеристик Е05 за основу приняты два различных варианта расчета Е*05 и Е**5. Исходя из рис. 5.6 можно сделать вывод, что расхождение характеристик Ео 10 и Е05 на рис. 5.12 тем меньше, чем больше авторитет вентиля Рг. Устанавливающиеся при этом рабочие точки С-Н позволяют сделать следующие выводы:
1. Из сравнения точек С u D: чем больше авторитет вентиля Рг, тем меньше степень деформации АЙ
2. Из сравнения точек С-D, Е-F и G-H: чем круче характеристика P-VB, тем меньше степень деформации АЙ
Рис. 5.12. Рабочие точки при различном виде (1,2 и 3) характеристик участков сети, расход в которых постоянен
Вывод 1 подтверждает ранее принятые положения о характеристиках проходи вентилей:
чем больше авторитет вентиля Р или параметр а вентиля, тем лучше харакп ристика регулирования.
Наряду с воздействием величин Р или а большое влияние на характернее! регулирования трехходовых вентилей оказывает также вывод 2. Являющаяся г этом решающей степень крутизны характеристики P-VB определяется в со ветствии с рис. 5.9 видом характеристики насоса и крутизной характеристики Горизонтальная характеристика насоса (характеристика 1 на рис. 5.12) являе неблагоприятной.
5.6. Величины, влияющие на рабочие характеристики
125
Для отображения влияния авторитета вентиля в дальнейшем будет использоваться параметр вентиля а. Он определяется уравнением (4.25):
а _ APvlOO
*Pn
Как описывалось в главе 4, на искажение характеристики вентиля влияют только те участки сети, потеря давления в которых во время работы изменяется. Участки сети, расход и потеря давления в которых постоянны, не оказывают какого-либо отрицательного воздействия. Для величины &pN, таким образом, используется потеря давления только в тех участках сети, расход в которых изменяется ( &psv на рис. 5.13).
APvioo ^Psv
&Pns &Psv
£yioo Csv
Cns
Csv
Участки сети с постоянным расходом не только не оказывают какого-либо отрицательного влияния, но и, как можно заметить по результатам на рис. 5.12, оказывают положительное воздействие на гидравлическую характеристику трехходового вентиля.
Положительное влияние участков сети с постоянным расходом описывается уравнением
_ ^Psk N?sv
где b — параметр сети.
Чем больше параметр сети Ь, тем сильнее положительное влияние на деформацию характеристики.
126
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть
Гидравлическое поведение проходных вентилей определяется параметром вентиля а. В случае трехходовых вентилей это положение справедливо лишь частично. Хотя рабочие точки С и D на рис. 5.12 и показывают, что степень искажения характеристики в значительной мере определяется параметром вентиля а, однако при виде характеристики 3 (то есть при большем параметре сети Ь) больший параметр вентиля а (точка 1Г) не дает сколько-нибудь заметного улучшения по сравнению с худшим параметром вентиля а (точка G). Это означает, что для таких расчетных случаев параметр вентиля а или авторитет вентиля Р теряют свою значимость.
Наряду с параметрами влияния а и b поведение трехходового вентиля определяет еще одна расчетная величина. Как правило, потеря давления &pNS в перемычке меньше потери kpsv в контуре котла (см. рис. 5.13). Поэтому в рекомендациях указывается на то, что между двумя параллельными участками должно происходить гидравлическое уравновешивание посредством установки в перемычке регулируемого уравнительного сопротивления. Степень гидравлического уравновешивания определяется уравнением
с __ &PNS , &Psv
где с — параметр уравновешивания.
Значение с = 1,0 означает полное уравновешивание обеих параллельных ветвей теоретическое минимальное возможно^ значение с = 0.
Влияние гидравлического уравновешивания можно продемонстрировать на двух численных примерах. Поскольку значения потери давления &pNS и &psv определяются при одинаковых расходах, то получается
с _ ^NS^2 _ ^NS
C^V2 Csv
Рассмотрим два альтернативных варианта.
Вариант сети 1:
Cv = 100 Csv = 1000 CNS = 50 Сж = 200.
Исходные данные для расчета:
O=i=wo b = c=S«=2L=0,05.
Csv 1000 csv 1000 csv 1000
Значение параметра вентиля а = 0,1 ниже обычно рекомендуемого расчета значения.
Параметр сети b = 0,2 определяется выбранными размерами элементов сети.
5.6. Величины, влияющие на рабочие характеристики
127
Параметр уравновешивания с = 0,05 соответствует совершенно недостаточному гидравлическому уравновешиванию.
Когда вентиль переводится в оба крайних положения, то ожидается, что подача насоса должна равняться расходу, соответствующему этим двум положениям.
При ходе штока A/Aj00 =1,0 (номинальная нагрузка) имеется последовательное соединение сопротивлений Cv, CSv и Сж. Суммарное сопротивление
Cgesioo = Cv + Csv + CSK = 100 +1000 + 200 = 1300.
При ходе штока A/Ajoo = 0 имеется последовательное соединение сопротивлений С„, CNS и CSK. Суммарное сопротивление
CgesO = Cv + CNS + CSK = I00 + 50 + 200 = 350 •
В случае номинальной нагрузки действительно выражение
&Pges ~ CgestOO ’ ^geslOO •
В случае нулевой нагрузки действительно выражение
&Pges ~ CgesQ ' •
Если с целью упрощения принять, что потери давления Apges при обоих положениях вентиля одинаковы — это наблюдается при использовании насосов, регулируемых по перепаду давления, — то получается
IgesO _ j^geslOO _ 1300
Cges0 “Обо"
Этот результат означает, что подача насоса при ходе A/Aj00 = 0 увеличивается на 93 % по сравнению со случаем номинальной тепловой нагрузки. Если это повышение должно выть исключено, то не обойтись без повышения сопротивления перемычки до значения Csv = 1000, то есть необходимо выполнить гидравлическое уравновешивание.
Вариант сети 2: Для этого варианта приняты расчетные значения, использовавшиеся в варианте 1. Только участок с постоянным расходом имеет при значении Сж = 5000 явно более высокое сопротивление, чем в варианте 1.
Да1 о:
Сс = 100; Csv = 1°00: cns = 50 ! csk = 5000 •
Имеются следующие параметры:
а = 100/1000 = 0,1, А = 5000/1000 = 5, с = 50/1000 = 0,05.
128
Глава 5. Трехходовой вентиль и
В результате получаются следующие суммарные сопротивления:
С = 100+ 1000 + 5000 = 6100;
geslOO ’
С = 100 + 50 + 5000 = 5150 gesO
и
^gesO ^geslOO
6100 =1,09.
V5150
В варианте 2, несмотря на совершенно недостаточное гидравлическое уравновешивание при с = 0,05 и малом значении а = 0,1, при нулевой нагрузке наблюдается лишь небольшое увеличение расхода на 9 % по сравнению с расходом прв номинальной нагрузке. Решающую роль для получения удовлетворительны! результатов здесь сыграл параметр сети Ъ = 5,0 по сравнению со значением этой параметра 0,2 в варианте 1.
Параметр сети Ь, таким образом, не только снижает роль параметра а, но и делае излишним гидравлическое уравновешивание, если сеть такова, что параметр сел b в ней достаточно большой. Для системы в варианте 1 гидравлическое ураи новешивание было необходимо, а в варианте 2 оно не приводит к какому-либ улучшению гидравлического режима. Как правило, в системах, регулируемы: путем подмешивания с использованием трехходовых вентилей, параметр сел Ъ > 5. Отсюда понятно, что системы, в которых, исходя из опыта, гидравлическа уравновешивание в перемычках не осуществляется, тем не менее работают бе проблем.
Воздействия, оказываемые параметрами а, Ъ и с, отображены в трехмерн: представлении на рис. 5.14 для трехходового вентиля с парой линейных характ ристик [5]. По оси ординат Vrnax./Цу отложено максимальное увеличение расхо. по сравнению с номинальным VN, причем при гидравлическом уравновешивая! (с = 1,0) имеются симметричные соотношения, представленные на рис. 5.15. а без гидравлического уравновешивания — несимметричное прохождение х рактеристик, отображенное на рис. 5.15, б. Значение Vmsil/VN = 1,0 означает, ч: деформация характеристики АВ вентиля отсутствует, то есть цель, состоят в обеспечении постоянства расхода, полностью достигнута. Оно также означо* что характеристика А вентиля не деформируется, а потому характеристика per лирования тепловой мощности, определяемая регулирующим входом А вен: нд оптимальна. На рис. 5.14 при значениях b > 4 кривые приближаются к идеальн । значению Vma:i/VN =1,0 независимо от того, насколько велик параметр а вен г ц или параметр уравновешивания с.
Не существует единого мнения о том, насколько большим может быть увелич< расхода в системах водяного отопления и кондиционирования. В системах < ления верхний предел задают, исходя из опасности появления шумов потока опасности перегрузки электродвигателей насосов; в системах кондициониро -
5.6. Величины, влияющие на рабочие характеристики
129
допустимое увеличение определяют на основе рабочих характеристик испарителя со стороны холодной воды.
--------
Рис. 5.14. Увеличение объемного расхода при паре характеристик «линейная/ линейная»
<
е
и я
Рис. 5.15. Прохождение рабочих характеристик при паре характеристик «линейная/линейная»:
а — при уравновешивании;
б — без уравновешивания
130
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть
На рис. 5.16 приведен фрагмент рис. 5.14 для параметра уравновешивания с = 1,0. Допустимое увеличение расхода принято равным Vm;a/VN - 1,1-
Рис. 5.16. Увеличение расхода при уравновешивании (с = 1,0) (фрагмент рис. 5.14)
В системе, имеющей b = 2,25, для ограничения увеличения расхода необходи параметр вентиля а = 1,0. Если система имеет параметр сети b = 3,0, то для ограш чения расхода необходим параметр а, равный всего лишь 0,2. Если b = 3,45, то д. t при а = 0 (это соответствует теоретическому случаю использования арматуры. | имеющей сопротивления) расход не превысит значения 1,1. В этом случае параме вентиля полностью теряет свою значимость.
Исходя из описанных взаимозависимостей можно сформулировать рекомендаш по выбору трехходовых вентилей:
В системах, в которых параметр сети Ь> 4, авторитет вентиля Рв или парам-вентиля а не играют никакой роли. Осуществлять гидравлическое уравио - м вание в этом случае не требуется.
В системах, в которых параметр сети Ь< 4, требуется гидравлическое г/рсЛИ вешивание. В качестве ориентировочного значения для выбора вентиля река.^ дуется а = 1,0.
Для систем, в которых b < 4, требуемая потеря давления в вентиле
A^pioo = а' ^sv = &?sv
5.7. Экспериментальные результаты
131
Как правило, в системах, регулируемых подмешиванием, параметр b > 4. Согласно приведенным рассуждениям, в этом случае при расчетах не требуется обращать внимание на параметр вентиля а. Выбор вентиля определяется необходимостью соблюдения заданных изготовителем характеристик А, В и АВ до тех пор, пока перепад давления в вентиле не превысит определенной величины. В противном случае в корпусе вентиля будет происходить неуправляемое перемешивание. Если изготовитель не представляет данных о минимальном значении допустимой потери давления, то в качестве цижнего предельного значения рекомендуется принимать ДРгтш = 500 Па-
Соблюдение этого предельного значения необходимо учитывать при определении влияния, оказываемого регулирующими воздействиями термостатических вентилей. Разделение сетей на участки постоянного и переменного расхода не будет правильным, если на участке постоянного расхода будет наблюдаться дросселирующее воздействие термостатических вентилей.
Влияние дросселирующего воздействия на участках с постоянным расходом — сложный процесс. С одной стороны, повышается параметр сети Ь, что улучшает характеристику регулирования, а с другой — уменьшается расход в трехходовом вентиле. Возникает опасность того, что потеря давления станет меньше минимально допустимой (около 500 Па) и в результате в корпусе вентиля будет происходить неуправляемое перемешивание. Это явление обязательно необходимо учитывать при синхронном воздействии термостатических вентилей.
5.7. Экспериментальные результаты
Результаты, представленные на рис. 5.14, были получены для пары линейных характеристик на основе теоретических расчетов. Поскольку они и вытекающее из них высказывание о том, что в большинстве случаев гидравлическое уравновешивание не требуется и авторитет вентиля не имеет значения, противоречат распространенным рекомендациям для расчетов, эти данные были подвергнуты экспериментальной проверке в лаборатории тепловой и отопительной техники Технического института г. Эсслинген. Предметом исследования был трехходовой ентиль с парой характеристик «равнопроцентная/линейная» (рис. 5.17). Суммарная характеристика, не являющаяся горизонтальной, сначала порождает сомнения относительно пригодности такой пары характеристик.
Тем не менее следует учитывать, что эта характеристика в реальных условиях претерпевает деформацию в направлении вверх, и, таким образом, можно ожидать, что прохождение будет близким к горизонтальному.
На рис. 5.18 представлены результаты для явно малого параметра вентиля а = 0,1 н для параметра сети b = 0,2. Было выполнено гидравлическое уравновешивание (с= 1,0), отчего расход при обоих крайних положениях штока вентиля оказался динаковым. Расход, который на рис. 5.17 имеет минимум при Ё/Ё100 =0,7 > на рис. 5.18, а имеет максимум при Ё/Ё1оо ~ 1,3 Таким образом, характеристика АВ
132
Глава 5. Трехходовой вентиль и сеть
претерпевает существенную деформацию. Характеристика А, являющаяся равнопроцентной характеристикой вентиля, при этом изменилась до почти линейной рабочей характеристики. При параметре сети b = 0,2 улучшение может быть достигнуто только за счет существенного повышения параметра вентиля а.
Рис. 5.17. Характеристики вентиля для пары характеристик «равнопроцентная/линейная»
В соответствии с приведенной рекомендацией принимается значение параметра вентиля а = 1,0.
На рис. 5.18,6 показано влияние повышения параметра а вентиля до значения 0,76. Теперь рабочая характеристика АВ изменилась так, что расход во всей области регулирования вентиля остается почти постоянным. Рабочая характеристика .А имеет благоприятное прохождение, в сочетании с характеристиками тепловой мощности теплогенератора получится почти линейное прохождение общей характеристики, что обеспечит устойчивое регулирование. Однако граничное условие, которое показано на рис. 5.18, а и би предполагает b = 0,2, на практике наблюдается лишь в исключительных случаях.
На рис. 5.18, в и 5.18, а параметры а = 0,1 и b = 0,2 одинаковые. Однако гидравлическое уравновешивание не было осуществлено; параметр уравновешивании с = 0,08 неудовлетворительно низок. В крайнем положении А/А100 = 0 происходит недопустимое увеличение расхода АВ — примерно до 170 %. Из этого следует, что в системах такого типа, для которых параметр сети b = 0,2, помимо повышения параметра вентиля с 0,1 до 0,76 не избежать гидравлического уравновешивания.
Восноверис. 5.18, г лежит параметр сети b = 2,5. На практике часто используются системы, в которых он имеет еще большие значения. Несмотря на очень низкий параметр вентиляа = 0,1 и отсутствие уравновешивания (с = 0,08), рабочие характеристики. АД1 и Л удовлетворяют всем требованиям, которые предъявляются к постоянству погожа (для АВ) или возможности регулировать тепловую мощность (для А).
5.7. Экспериментальные результаты
133
в г
Рис. 5.18. Рабочие характеристики для пары характеристик «равнопроцентная/линейная» при различных значениях параметров а, Ь, с
аким образом, экспериментальные исследования полностью подтверждают полученные теоретически выводы относительно выбора вентилей.
Все сказанное справедливо для схемы, приведенной на рис. 5.2. Однако в современной теплотехнике эта схема применяется редко. С одним теплогенератором часто используются два и более контура смешения, каждый со своими насосом и трехходовым вентилем. Такие схемы требуют подробного рассмотрения (см. главу 11).
Глава 6
Многоконтурные схемы
6.1. Примеры схем
Рассмотренные ранее гидравлические задачи отличались тем, что в них среда транспортировалась только одним насосом. Накопленные при этом сведения можно было применять для решения возникающих на практике проблем. Однако обнаружилось, что для современных систем отопления и кондиционирования возникают дополнительные задачи по гидравлике. Системы, в которых имеется только один насос, представляют собой сегодня исключение, даже если это малые системы. Принципиальная схема более крупной системы изображена на рис. 6.1, она отличается тем, что транспортирование среды в ней обеспечивается множеством насосов. Реализуемая при этом схема соединений усложняет для проектировщика понимание взаимного влияния различных насосов. При этом некоторые гидравлические схемы приводят к возникновению проблем, которые в этой главе еще не будут рассмотрены.
На рис. 6.1 отображен ряд наиболее распространенных задач.
На рис. 6.2-6.5, где изображены фрагменты группы а, обозначенной на рис. 6.1, показаны несколько контуров подмешивания, подключенных параллельно между распределителем V и коллектором S; при этом на рис. 6.2 воздействие насоса Р4 не учтено. Насосы в отдельных контурах потребителей имеют основную задачу — к воде в подающей линии подмешивать через перемычку воду из обратной линии. Задача обеспечения транспортировки среды на участке S-K- V, в отличие от рассмотренных ранее случаев, должна решаться совместно несколькими насосами. Описание гидравлических взаимосвязей и, возможно, возникающих I при этом помех приведено в главе 11.
На рис. 6.3 учтено действие насоса Р4. В зависимости от положения смесительных вентилей потребителей расход на первичной стороне Vpnm будет изменяться. При этом изменяется также перепад давления ApvS между распределителем Уи коллектором S. Это, в свою очередь, влияет на поведение гидравлики контуров потребителей. I присоединенных к распределителю и коллектору.
6.1. Примеры схем
135
Рис. 6.1. Принципиальная схема системы с несколькими насосными контурами
Необходимо исключить изменение перепада давления Дрг5. Для этого применяются альтернативные решения, представленные на рис. 6.4. В каждый отвод к контурам потребителей устанавливаются регуляторы перепада давления (DDR) либо монтируется один перепускной клапан ( UV), управляемый по перепаду давления. При преобразовании схемы, изображенной на рис. 6.3, в эквивалентную схему с экви
136
Глава 6. Многоконтурные схемы
валентными клапанами АиВ получается новый вид гидравлического соединения: хотя участки D-B-C и D-P-C сети и соединены параллельно, но в ветви D-P4-C насосом Р4 дополнительно создается положительный перепад давления.
Рис. 6.2. Фрагмент группы а, обозначенной на рис. 6.1
Видно, что при этом возникает неблагоприятное влияние на характеристику трехходового вентиля, так что целесообразно либо совершенно отказаться от трехходового вентиля при регулировании подмешиванием и передать исполнение этой задачи проходному вентилю либо, сохранив трехходовой вентиль и отказавшись oi перепускного клапана, объединить распределитель и коллектор в один блок — та1
6.1. Примеры схем
137
называемый распределитель без перепада давления (DLV)1 (рис. 6.5). Для специального исполнения этого монтажного блока часто применяется термин «гидравлический разделитель»2.
Рис. 6.4. Фрагмент группы а, обозначенной на рис. 6.1
На фрагменте рис. 6.1, изображенного на рис. 6.6, в байпасную линию котла встроен насос Р21, который за счет подмешивания более теплой воды на выходе из котла (tKv на рис. 6.1) повышает температуру воды в обратной линии котла до благоприятной, для того чтобы избежать угрозы коррозии котла вследствие образования на нем
’ DLV — Differenzdrucldosen Verteiler. — Примеч. перев.
Или гидравлическая стрелка — Hydraulische Weiche (немецкому слову die Weiche в русском языке соответствует термин «железнодорожная стрелка»). — Примеч. перев.
138
Глава 6. Многоконтурные схемы
конденсата. Анализ гидравлики показывает, что эта схема — долго и регулярно используемая на практике — требует повышенных затрат времени на проектирование, если она действительно должна оправдывать связанные с ней ожидания. На рис. 6.1 два таких элемента схемы с котлами К3 и К4 соединены в так называемое каскадное включение с параллельным соединением котлов. К затруднениям, вызванным необходимостью сделать ход гидравлических процессов ясным, добавляются проблемы регулирования очередности включения котлов, так что крайне велика вероятность того, что эксплуатационные режимы не будут соответствовать ожиданиям.
Рис. 6.6. Фрагмент группы б, обозначенной на рис. 6.1
Рис. 6.7. Фрагмент группы в, обозначенной на рис. 6.1
Иное и заслуживающее рекомендации решение для повышения температуры в в обратной линии котла выделено из той же самой схемы и приведено на рис. 6,7 При этом насос контура котла соединяется с котлом не параллельно, как показав»
6.1. Примеры схем
139
на рис. 6.6, а последовательно. Поведение гидравлики ясно и к тому же позволяет ожидать, что расход в котле будет оставаться примерно постоянным. Это свойство позволяет без проблем выполнить требование некоторых изготовителей котлов о поддержании минимального расхода при неполной тепловой нагрузке и, кроме того, создает благоприятные условия для регулирования очередности включения котлов. Контур котла Кх в точках Си D (см. рис. 6.7) соединен с главной сетью. Задача состоит в том, чтобы при недостаточной температуре tR в обратной линии насос котла КР (см. рис. 6.7) направлял поток теплоносителя частично или полностью через котел для дополнительного подогрева. Регулируемое значение tv определяет положение трехходового вентиля. Если заданное значение tv окажется недостигнутым трехходовой вентиль откроется. При этом способе подключения контура котла к главной сети благодаря соединительному трубопроводу C-D, имеющему как можно меньшее сопротивление, исключается взаимовлияние главной сети и подсоединенного к ней контура котла.
Рис. 6.8. Фрагмент группы г, обозначенной на рис. 6.1
На рис. 6.8 между точками Я и В также имеется соединительный трубопровод с малым сопротивлением, который, помимо прочего, делает возможной работу теплового насоса WP без воздействия со стороны насоса Р3 главной сети. Благодаря этому расход в тепловом насосе WP можно поддерживать постоянным, что является важной предпосылкой Д.'Щ его безотказной работы.
Соединительный трубопровод Л-В выполняет дополнительные функции. Благодаря увеличенному объему он способен накапливать теплоту (промежуточный тепловой аккумулятор), что способствует ограничению частоты включений
140
Глава 6. Многоконтурные схемы
теплового насоса. При нагреве промежуточного теплового аккумулятора во время работы насоса Р возникает поток в направлении А—>В. Если накопитель нагрет, то насос Р отключается, далее действует только насос Р3 главной сети, который вызывает поток в направлении В—>А в промежуточном тепловом аккумуляторе.
Анализ рабочей характеристики таких соединительных трубопроводов (типа C-D на рис. 6.7 или A-В на рис. 6.8) показывает, что в зависимости от их расчетного или рабочего состояния направление потоков в них может быть разным.
Поведение описанных элементов схем при эксплуатации будет детально рассмотрено в следующих разделах. Для такого анализа необходимо использовать термины сопротивления С или пропускной способности k, а также правила параллельного или последовательного соединения отдельных участков сети. Кроме того, при графическом отображении на диаграмме Ар - V необходимо различать положительный и отрицательный перепад давлений, как это сделано на рис. 2.24.
На основе одного элемента схемы1, представленного на рис. 6.5, в дальнейшем будет показано, что для всеобъемлющего анализа всех встречающихся схем необходима дополнительные понятия и определения.
6.2. Специальное параллельное соединение
Специальное параллельное соединение иллюстрирует рис. 6.9, а. Если ход регулирующего вентиля RVбудет уменьшен, то в соответствии с ожиданиями поток, подмешиваемый через перемычку KS, должен увеличиваться и за счет этого температура в подающей линии должна понижаться до заданной величины. В эквивалентной схеме (рис. 6.9, б) обе параллельные ветви объединены в один эквивалентный трубопровод PEt. Разумеется, в этом эквивалентном трубопроводе эквивалентный расход должен быть равен расходу в регулирующем вентиле, поступающему из первичной сети. При закрытом регулирующем вентиле RV расход в фиктивном эквивалентном трубопроводе также должен быть равным нулю, несмотря на то что в отдельных участках базовой схемы расход имеется.
Особенность параллельного соединения, изображенного на рис. 6.9, заключается в том, что в одной из параллельных ветвей давление создается насосом Р
На рис. 6.10 показан процесс построения характеристики эквивалентного трубопровода РЕ^ Первый шаг состоит в том, что из элементов Pt и VB посредством их последовательного соединения получают эквивалентный элемент RE. На втором шаге этот эквивалентный элемент соединяется параллельно с элементом KS, в результате
1 Имеется в виду DLV — распределитель без перепада давления. — Примеч. науч. ред.
6.2. Специальное параллельное соединение
141
образуется эквивалентный элемент РЕ. На рис. 6.11 эквивалентная характеристика RE} получается суммированием по вертикали характеристик и VB (последовательное соединение!). Эквивалентная характеристика PEt создается суммированием по горизонтали (параллельное соединение!) эквивалентной характеристики REt с характеристикой KS. Это горизонтальное суммирование, конечно, может быть выполнено только в области U-L. Точки кривой, расположенные на характеристике PEt между точками UnL, показывают, что при протекании среды в эквивалентном трубопроводе PEt в направлении А—>В возникает отрицательный перепад давления. Это означает, что давление в точке В меньше давления в точке А (см. рис. 6.9, б).
Рис. 6.9. Схемы регулирования подмешиванием при подключении к первичной сети: а — базовая;
б — эквивалентная
Применительно к перемычке KS это означает, что в соответствии с падением давления в направлении от точки А к точке В в перемычке устанавливается поток А—>В. Это как раз тот случай, который нежелателен. Для того чтобы процесс регулирования температуры в подающей линии мог происходить без помех, направлением протекания среды в перемычке KSдолжно быть В—>А. Предпосылкой для этого является рА <рв- Так что и на участке А-P -В благодаря воздействию насоса должно происходить повышение давления. Это условие выполняется в области М- U характеристики REV
Если в основе области M-U характеристики REt лежит положительный перепад давлений Ар+, то над этой характеристикой получится расход Vp. В перемычке KS возникает такой же перепад давления, что и в участке А-Р^-В ( Лр_ на рис. 6.11). Из Ар_ и характеристики KS получается расход в перемычке VKS. В фиктивном эквивалентном трубопроводе РЕг протекает разность расходов Vp и VKS при перепаде давления Ар+ (участок Q-N).
142
Глава 6. Многоконтурные схемы
Имеющиеся элементы схемы
Эквивалентные элементы
Один эквивалентный элемент, получающийся в результате последовательного соединения
Один эквивалентный элемент, получающийся в результате параллельного соединения
Рис. 6.10. Последовательность шагов соединения элементов схемы для построения эквивалентной характеристики РЕХ
(Построение эквивалентной схемы Son5000 стр. 1. |
Шаг Элемент 1 Соединение Элемент 2 Эквивалентный элемент
1 VB Последователь ное Р1 RE1
2 RE1 Параллель ное KS РЕ1
Рис. 6.11. Построение эквивалентной характеристики РЕХ схемы, представленной на рис. 6.10
6.2. Специальное параллельное соединение
143
Упрощенное определение прохождения характеристики РЕ{ в области положительных Др возможно, если наряду с положительным и отрицательным знаками для перепада давления положительные и отрицательные знаки присваиваются также расходам. Исходя из рис. 6.9, а и б направление потока в регулирующем вентиле, вытекающего из параллельного соединения, целесообразно оценивать как положительное (рис. 6.12). Это направление одинаково с направлением протекания в фиктивном эквивалентном трубопроводе РЕ{. Таким образом, расход в РЕХ также оценивается как положительный. Направление протекания среды по участку с насосом совпадает с направлением главного потока, то есть этот расход также положителен. Течение в перемычке, когда оно направлено В->А, противоположно главному потоку, и в этом случае расход должен оцениваться как отрицательный. Используя эти определения, можно отражать результаты гидравлического анализа на четырехквадрантной диаграмме.
Рис. 6.12. Определение направления главного потока (HSR)
На этой четырехквадрантной диаграмме при заданном Др+ расход в участке KS, который должен быть оценен как отрицательный, можно рассматривать, перенеся параболу сети KS симметрично из 4-го квадранта во 2-й. Затем горизонтальным суммированием (рис. 6.13) кривых KS из 2-го квадранта и RE{ из 1-го квадранта получают характеристику PEV Область F-G характеристики РЕХ не будет иметь практического значения для дальнейшего анализа; это было бы не так, если бы расход в эквивалентном трубопроводе РЕХ был отрицательным. Однако это означало бы, что поток в регулирующем вентиле течет не в том направлении (на практике такое не встречается, поскольку предпосылкой для этого являлось бы более высокое, чем в подающей линии С, давление в обратной линии D).
На основе зависимостей, представленных на четырехквадрантной диаграмме на рис. 6.13, можно сделать несколько важных выводов о поведении гидравлики рассматриваемой схемы.
144
Глава 6. Многоконтурные схемы
Рис. 6.13. Упрощенный способ построения характеристики РЕХ в области G-U
Рис. 6.14. Определение объемных потоков в насосе и перемычке
6.2. Специальное параллельное соединение
145
При получении характеристик, изображенных на рис. 6.14, исходят из двух различных случаев.
В первом случае через регулирующий вентиль в схему потребителя поступает расход Ц > Vv. Расход Vj протекает также и в фиктивном эквивалентном трубопроводе РЕГ Поэтому в эквивалентном трубопроводе возникает перепад давления в точке а (положительный). Этот перепад давления наблюдается одновременно в участках A-VB-B и A-KS-B параллельного соединения (см. рис. 6.12). Посредством горизонтальной проекции из точки а (параллельное соединение!) на характеристику KS получаем расход VKS, а проекцией на характеристику RE — подачу насоса VP. Используя это значение подачи, получаем d — рабочую точку насоса.
Во втором случае через регулирующий вентиль в схему потребителя поступает расход Ё2 > Vv На рабочей характеристике РЕХ в точке е получается перепад давления, который должен быть также в KS и REV В точках f ng получаются расходы Йр2 и VKs2 соответственно, а в точке h — рабочая точка насоса.
В точке b в перемычке KS наблюдается отрицательный расход. Это означает, что поток в перемычке течет в направлении, противоположном направлению главного потока (HSR на рис. 6.12). В точке g расход положителен. Поток в перемычке протекает в том же направлении, что и главный поток. Это то состояние, в котором нарушается регулирование температуры в подающей линии, поскольку охлажденный теплоноситель из обратной линии не может подмешиваться.
В теплотехнической практике с этим состоянием борются путем установки обратного клапана в перемычку. В разделе 17.2 будет подробнее рассказано, дает ли это мероприятие желаемый результат.
Точка Uимеет особое значение. Она показывает, что в эквивалентном трубопроводе перепад давления равен нулю. Если между точками Ап В (см. рис. 6.12) отсутствует перепад давления, то в перемычке KS поток возникнуть не может. В общем, это состояние желательно при условиях расчета сети. Если в схеме потребителей в регулирующем вентиле протекает расход V, < Vi;, то рабочая точка лежит на характеристике PEt в области между точками G и U, на участке KS в направлении В->Л происходит подмешивание. Если расход в вентиле V2 > Ёг,то на участке KS поток среды будет проходить в нежелательном направлении А—>В.
Вывод о поведении насоса во всем диапазоне тепловых нагрузок сети потребителей можно сделать, исходя из четырехквадрантной диаграммы. В состоянии номинальной нагрузки в вентиле, как пояснялось ранее, должен наблюдаться расход Vf;. В этом случае перепад давления в эквивалентном трубопроводе PEt равен нулю. Характеристика REl при Ар = 0 дает расход V[;, равный подаче насоса.
В состоянии, соответствующем нулевой нагрузке, то есть при закрытом вентиле, расход в эквивалентном трубопроводе РЕ} равен нулю. Перепад давления в эквива-ентном трубопроводе PEV задается точкой D на рис. 6.15. Этот перепад давления наблюдается также в параллельном ему участке сети REV При проекции на горизонтальную ось получается точка Е с подачей ЁР0. Таким образом, подача изменяется на ЛЁо. В случаях, когда важно, чтобы подача насоса по возможности была постоянной, графика на рис. 6.15 можно сделать вывод о том, какие мероприятия приводят к уменьшению колебаний подачи насоса (см. раздел 17.2).
146
Глава 6. Многоконтурные схемы
Рис. 6.15. Определение изменения объемной подачи насоса
6.3. Четырехквадрантная диаграмма.
Примеры использования
Из ранее изложенного следует, что без использования понятия «гидравлическое сопротивление» наглядный анализ гидравлических схем невозможен. Как толы» окажется, что в какой-либо гидравлической системе насосы установлены в разных местах, для анализа потребуется разделение перепадов давления на положительные и отрицательные. Если перепад давления насоса положителен, то потери давления должны приниматься отрицательными. В предыдущем разделе объяснялось, «п» для расходов также необходимо ввести отличительный признак, обозначающий направление. Для задания знака вводится определяющее понятие — так называем ж направление главного потока (HSR). На рис. 6.9 HSR в эквивалентном трубов-роводе PEf идет от Л к В, оно задается направлением потока в предшествующ! участках сети. Если направление потока совпадает с HSR, то расход оценива* как положительный, потоку обратного направления должен предшествовать рицательный знак. Как показали пояснения в разделе 6.1, в любом участке с-направление потока может измениться на обратное, то есть иметь как положи*' ный, так и отрицательный знак.
При необходимости решить, в каком квадранте поместить характеристики исп. зуемых насосов, участков сети и вентилей, поможет обращение к табл. 6.1.
1 HSR — Hauptsromrichtung — направление главного потока. — Примеч. перев.
6.3. Четырехквадрантная диаграмма. Примеры использования
147
Таблица 6.1
Вид элемента сети Течение в направлении главного потока HSR Течение против направления главного потока HSR
Расход V V Перепад давления Ар Я ' Подходящий квадрант Расход V Перепад давления Др Подходящий квадрант
Насос + + 1 - - 3
Сопротивление (трубопровод, регулирующий вентиль, местное сопротивление или комбинация этих элементов) + 4 + 2
Использование таблицы будет проиллюстрировано тремя примерами различных видов соединений.
Рис. 6.16. Построение эквивалентной характеристики Е последовательного соединения насоса и сопротивления
148
Глава 6. Многоконтурные схемы
На рис. 6.16 представлено последовательное соединение насоса (Р) и сопротивления (К). При этом речь идет о базовой схеме, которая встречается в каждой схеме сети. Насос задает направление главного потока HSR. Характеристика насоса, согласно табл. 6.1, должна быть отображена в 1 -м квадранте. Поток проходит через сопротивление в направлении главного потока, и, таким образом, его характеристику нужно поместить в 4-м квадранте. Действие обоих элементов схемы, РиК, можно отобразить одной характеристикой — эквивалентной характеристикой Е, которую можно получить суммированием отдельных характеристик по вертикали. Рабочие точки в области F-G могут установиться только тогда, когда в системе в целом проявится воздействие еще одного насоса. Дело в том, что в области F—G имеется отрицательный перепад давления. Это означает, что давление в точке 2 меньше, чем в точке 1. Движение потока воды в обратном направлении, из точки 2 в точку 1, может происходить только за счет дополнительной энергии от насоса.
На рис. 6.17 отображено параллельное соединение насоса и вентиля. Такая схема использовалась в прошлом для снижения уровня характеристики насоса, а в дальнейшем была практически вытеснена из-за того, что возможности изменения частоты вращения возросли до современных. Насос действует в соответствии с HSR, таким образом, его характеристика находится в 1-м квадранте. В вентиле поток проходит против HSR, и в соответствии с табл. 6.1 параболу сопротивления нужно отобразить во 2-м квадранте. Эквивалентная характеристика Е получается суммированием по горизонтали характеристик Р и V.
Рис. 6.17. Построение эквивалентной характеристики Е параллельного соединения насоса и вентиля
6.3. Четырехквадрантная диаграмма. Примеры использования
149
На рис. 6.18, как и на рис. 6.17, представлено параллельное соединение насоса, но с сопротивлением К. Схема этого вида используется для котлов с целью повышения температуры воды в обратной линии или обеспечения минимального расхода в котле при неполных тепловых нагрузках.
Разговор о целесообразности этой схемы шел в разделе 17.3. Здесь, в противоположность рис. 6.17, насос Р подает теплоноситель против HSR, заданного главным насосом HP. В соответствии с табл. 6.1 характеристика Р находится в 3-м квадранте, а характеристика К — в 4-м квадранте. Эквивалентная характеристика Е получается суммированием характеристик Р и К по горизонтальной оси.
Рис. 6.18. Построение эквивалентной характеристики Е при установке насоса в байпасную линию котла К
Глава 7
Характеристики базовых гидравлических схем
В главе 9 будет рассмотрено, каким образом можно анализировать гидравлическое поведение закрытых систем1. В таких системах используются постоянно повторяющиеся базовые схемы. В каждом контуре происходят регулирующие воздействия, как за счет изменения хода регулирующих вентилей, так и в результате изменения частоты вращения насосов. Основой для гидравлического анализ» является диаграмма Ар — V. Влияние регулирующих воздействий на вентили или насосы должно отображаться на этой диаграмме.
7.1. Характеристики вентилей на диаграмме Др — V
Для оценки поведения регулирующих вентилей изготовитель представляет их характеристики. Общеприняты линейные и равнопроцентные характеристики вентилей. Граничным условием при определении характеристик на испытательном стенде является поддержание постоянного падения давления в вентиле
1 Имеются в виду закрытые по отношению к атмосфере системы, то есть системы, ося* щенные мембранным расширительным баком. — Примеч. науч. ред.
7.1. Характеристики вентилей на диаграмме Ар — V
151
согласно документу VDI/VDE 2173). Регулирующее воздействие осуществляется изменением хода штока вентиля. Из характеристики вентиля может быть определена соответствующая пропускная способность k . Из нее, используя уравнение (1.22) (С = 105Д2), можно получить сопротивление С. Зависящая от величины хода штока парабола сопротивления в этом случае будет действительна для любого возможного рабочего состояния независимо от того, какая потеря давления в действительности возникает в вентиле.
Таблица 7.1 содержит в нормированном виде изменения сопротивления С в зависимости от хода регулирования h для линейных и равнопроцентных характеристик вентилей. Рисунки 7.1 и 7.2 отображают параболы сопротивления на диаграмме Др-V. Вид характеристики вентиля определяется тем, что для линейной характеристики на горизонтальных прямых (они отображают действительность граничного условия = const) наблюдается линейное уменьшение расхода (см. рис. 7.1), а в случае равнопроцентной характеристики, напротив, нелинейное (см. рис. 7.2).
Изменение сопротивления можно считывать по вертикальным прямым (условие V = const). Для вертикалей действительно кр~С. При регулирующем ходе штока h/hm = 0,5 сопротивление повышается в 4 раза при линейной и в 25 раз — при равнопроцентной характеристике.
Таблица 7.1
А/Аюо (линейная) *A,ioo (равнопроцентная), п = 3,22 С/С100 (линейная) c/cim (равнопроцентная)
0 0 0,04 00 625
0,25 1 0,25 0,089 16,0 126,2
0.5 0,5 0,20 4,0 25,0
0,75 0,75 0,447 1,78 5,0
1,0 1,0 1,0 1,0 1,0
152
Глава 7. Характеристики базовых гидравлических схем
Рис. 7.1. Кривые сопротивления вентиля, имеющего линейную характеристику, в зависимости от хода штока вентиля
Рис. 7.2. Кривые сопротивления вентиля, имеющего равнопроцентную характеристику, в зависимости от хода штока вентиля
1.3. Базовые схемы на диаграмме Ар — V
153
7.2. Характеристики насосов на диаграмме Др — у
Характеристики насосов обычно представляются в виде функции Н = f(V), где Н представляет собой напор насоса, измеряемый в метрах. Этот способ отображения имеет то преимущество, что нагнетательная способность насоса может быть выражена значением напора независимо от рода перемещаемой среды. Для гидравлического анализа на диаграмме Др - V соотношение напора насоса Н с величиной Др выражается зависимостью
Др = р • g • Н,
(7.1)
где р — плотность воды в системе отопления, кг/м3;
g — ускорение свободного падения, Н/кг;
Н — напор, м.
При плотности воды 970 кг/м3 и g = 9,81 Н/кг получается
Др = 9,81-970Н = 9516Н,
(7.2)
Др измеряется в паскалях, в метрах.
7.3. Базовые схемы на диаграмме Лр-У
На диаграммах, приведенных на рис. 7.3-7.7, представлены гидравлические характеристики важнейших базовых схем. Рассчитанные характеристики отражают количественную зависимость для выбранных при этом значений сопротивлений, пропускных способностей и выбранных характеристик насосов. Само собой разумеется, что они действительны только для этих принятых величин, тем не менее для пользователя они представляют собой отправную точку качественного орядка для дальнейших действий по гидравлическому анализу и возможность контроля.
[оследовательность операций по эквивалентным замещениям и соединениям представлена в табличной форме и приведена на диаграммах в качестве примеров для ходов регулирования h/hl00 = 1,0 и 0,25, если базовая схема включает себя вентиль. В таких случаях суммарная характеристика представляется в исимости от ходов регулирования в определяющих точках h/hloa = 1,0, 0,75, 'и 0,25.
154
Глава 7. Характеристики базовых гидравлических схем
Построение эквивалентной схемы 7.3а
Шаг Элемент 1 Вид соединения Элемент 2 Эквивалентный элемент
1 С Последовательное Р RE1
2 RE1 Последовательное V RE2
HydGRAPJi
I Технические данные 7.3а
Элемент Вид элемента п: 2.000000 С: 10000.00
Значение С фиксированное dpi: 38000 VI: 0
RE1 Насос (пара величин) dp2: 30000 V2: 1
dp3t 18000 V3: 2
В направлении главного потока HSR
RE1 Эквивалент (последователь но)
V Регулирующий вентиль Kv: 5 Ход: 100
SV: 500 KL: линейная
С: 3932.800
RE2 Эквивалент (последователь но)
HydGRAPH
Рис. 7.3а. Последовательное соединение насоса и вентиля. Схема соединения, последовательность построения и ее технические данные
Рис. 7.3b. Последовательное соединение насоса и вентиля. Определение характеристики RE2 при ходе регулирования h/hlw = 1,0
7.3. Базовые схемы на диаграмме
155
Рис. 7.3с. Последовательное соединение насоса и вентиля. Определение характеристики RE2 при ходе регулирования h/hl00 = 0,25
Р»с. 7.3d. Последовательное соединение насоса и вентиля. Эквивалентные характеристики при различных ходах регулирования
156
Глава 7. Характеристики базовых гидравлических схем
Построение эквивалентной схемы 7.4а
| Шаг Элемент 1 Вид соединения Элемент 2 Эквивалентный элемент
1 1 Р Параллельное RV1 РЕ1
HydGRAPH
[технические данные 7.4а
Элемент Вид элемента
dpi: 38000 VI: 0
Р Насос (пара величин) dp2: 30000 V2: 1
dp3: 18000 V3: 2
В направлении главного потока HSR
RV1 Регулирующий вентиль Kv: 5 Ход: 100
SV: 500 KL: линейная
С: 3932.800
РЕ1 Эквивалент (параллельно) г
HydGRAPH
Рис. 7.4а. Параллельное соединение насоса и вентиля. Схема соединения, последовательность ее построения и технические харастеристики
Рис. 7.4b. Параллельное соединение насоса и вентиля. Определение характеристики РЕ1 при ходе регулирования h/hlW) = 1,0
13. Базовые схемы на диаграмме
157
Рис. 7.4с. Параллельное соединение насоса и вентиля. Определение характеристики РЕ1 при ходе регулирования Л/Л100 = 0,25
. 7.4d. Параллельное соединение насоса и вентиля. Эквивалентные характеристики при различных ходах регулирования
158
Глава 7. Характеристики базовых гидравлических схем
Построение эквивалентной схемы 7.5а
Шаг Элемент 1 Вид соединения Элемент 2 Эквивалентный элемент
1 1 Р Последовательное RE1
2 RE1 Параллельное KS РЕ1
HydGRAPH
I Технические данные 7.5а
Элемент Вид элемента
Р Насос (пара величин) dpi: 38000 VI: 0
dp2: 30000 V2: 1
dp3: 18000 V3: 2
В направлении главного потока HSR
Значение С фиксированное n: 2.0 С: 10000.00
RE1 Эквивалент (последовательно)
KS Значение С фиксированное n: 2.0 С: 3500.000
РЕ1 Эквивалент (параллельно)
HydGRAPH
Рис. 7.5а. Специальное параллельное соединение насоса и вентиля. Схема соединения, последовательность ее построения и технические характеристики
Рис. 7.5b. Специальное параллельное соединение насоса и вентиля. Эквивалентная характеристика РЕ1
7,3. Базовые схемы на диаграмме
159
Построение эквивалентной схемы 7-ба
Шаг Элемент 1 Вид соединения Элемент 2 Эквивалентный элемент
р Последовательное С RE1
2 RE1 Параллельное KS РЕ1
3 РЕ1 Последовательное V RE2
HydGRAPH
Технические данные 7. ба |
Элемент Вид элемента
Насос (пара величин) dpi: 38000 VI: 0
dp2: 30000 V2: 1
dp3: 18000 V3: 2
В направлении главного потока HSR
Значение С фиксированное n: 2.0 С: 10000.00
RE1 Эквивалент (последова тел ьно)
KS Значение С фиксированное n: 2.0 С: 3500.000
7Е1 Эквивалент (параллельно)
RV1 Регулирующий вентиль Kv: 5 Ход: 100
SV: 500 KL: линейная
С: 3932.800
RE2 Эквивалент (последовательно)
-ydGRAPH
Рис. 7.6а. Схема подмешивания с проходным вентилем. Схема соединения, последовательность ее построения и технические характеристики
г. 7.6b. Схема подмешивания с проходным вентилем. Определение эквивалентной характеристики RE'2 при ходе регулирования h/h = 1,0
160
Глава 7. Характеристики базовых гидравлических схем
Рис. 7.6с. Схема подмешивания с проходным вентилем. Определение эквивалентной характеристики RE2 при ходе регулирования h/hlw = 0,25
Рис. 7.6d. Схема подмешивания с проходным вентилем. Эквивалентные характеристики при различных ходах регулирования
73. Базовые схемы на диаграмме
161
Эквивалентная схема
IПостроение эквивалентной схемы 7.7а
Шаг Элемент 1 Вид соединения Элемент 2 Эквивалентный элемент
1 Р П о следователь ное С RE1
2 RE1 Параллель ное W РЕ1
РЕ1 Последовательное V RE2
HydGRAPH
1Технические данные 7.7а
Элемент Вид элемента
Р Насос (пара величин) dpi: 38000 VI: 0
dp2: 30000 V2: 1
dp3; 18000 V3: 2
В направлении главного потока HSR
с Значение С фиксированное n: 2.0 С: 10000.00
RS1 Эквивалент (последователь но)
РЕ1 Эквивалент (параллельно)
V 3-х ходовой регулирующий вентиль — RT Kv: 5 Ход: 100
SV: 500 KL: линейная
С: 3932.800
W 3-х ходовой регулирующий вентиль — ВТ Kv: 5 Ход: 0.000000
KL: линейная /сложная
С: 98320000
RE2 Эквивалент (последовательно)
HydGRAPH
Рис. 7.7а. Схема подмешивания с трехходовым вентилем.
Схема соединений и гидравлические данные
162
Глава 7. Характеристики базовых гидравлических схем
Рис. 7.7b. Схема подмешивания с трехходовым вентилем. Определение эквивалентной характеристики RE2 при ходе регулирования h/hwo =1,0
Рис. 7.7с. Схема подмешивания с трехходовым вентилем. Определение эквии лентной характеристики RE2 при ходе регулирования h/hm = 0,25
73. Базовые схемы на диаграмме
163
Рис. 7.7d. Схема подмешивания с трехходовым вентилем. Эквивалентные характеристики при различных ходах регулирования
Глава 8
Гидравлическое закорачивание
При анализе гидравлического поведения замкнутых сетей принимают упрощения если в базовой схеме имеются предельные значения С = 0 или С—>сс.
Для параллельного соединения в соответствии с рис. 2.12 действительно следую щее положение: результирующее сопротивление эквивалентного трубопровода С меньше сопротивления входящих в него параллельных ветвей, поскольку парабол сопротивления эквивалентного трубопровода Е проходит более полого, чем хара^ теристики его параллельных ветвей.
На рис. 8.1 регулирующий вентиль закрыт, сопротивление соответствующей парал лельной ветви стремится к бесконечности. Суммированием по горизонтали харак теристик Сг и С, (условие параллельного соединения!) получают характеристик эквивалентного трубопровода £, которая идентична характеристике Сг Исходя и этого, можно вывести упрощение: запертые параллельные ветви (С -> оо) в гидрае лическом анализе учитывать не требуется.
Рис. 8.1. Параллельное соединение с запертой ветвью
Гидравлическое закорачивание
165
Рис. 8.2. Последовательное соединение с участком, имеющим нулевое сопротивление
Аналогичное рассуждение можно применить к последовательному соединению. В соответствии с рис. 8.2 сопротивление эквивалентного трубопровода будет идентичным сопротивлению если сопротивление одного из двух входящих в него участков сети равно нулю. Таким образом, для последовательного соединения действительно следующее утверждение: участки сети с сопротивлением С= О при последовательном соединении учитывать не требуется.
Рис. 8.3. Компенсация потери давления за счет установки насоса
166
Глава 8. Гидравлическое закорачивание
HydGRAPH
Рис. 8.4. Влияние перемычки
Рис. 8.5. Эквивалентная характеристика соединения с перемычкой малого сопротивления
Гидравлическое закорачивание
167
Это положение вначале может показаться тривиальным, а кроме того, слишком академичным, поскольку реализация участка сети, имеющего нулевое сопротивление, оказывается бесперспективной из-за необходимых для этого труб огромного диаметра. Для того чтобы понизить сопротивление участка сети, имеющего общепринятый диаметр, можно использовать энергию насоса. На рис. 8.3 показано влияние этого мероприятия. Видно, что компенсация возникающей потери давления происходит исключительно в точке X. При расходе V < Vx наблюдается избыточное воздействие насоса, если V > Vx, то в эквивалентном трубопроводе происходит потеря давления, то есть участок и в этой области не лишен сопротивления.
Для того чтобы компенсировать потерю давления при любом расходе, можно использовать тот факт, что при подсоединении параллельной ветви получающееся эквивалентное сопротивление становится меньшим. Влияние этого действия показано на рис. 8.4. На рис. 8.5 сопротивление трубопровода KS снижено, вследствие чего эквивалентная характеристика более полога. Цель, состоящая в том, чтобы реализовать для одного из участков сети сопротивление С = 0 (см. рис. 8.2), будет, таким образом, достигнута тем легче, чем меньше сопротивление трубопровода KS.
За счет установки между точками АиВ трубопровода KS, имеющего как можно меньшее сопротивление, достигается гидравлическое закорачивание, которое приводит к тому, что следующая за ним базовая схема проявляет себя как участок сети с сопротивлением С ® 0.
Как указывалось ранее, участок сети, имеющий сопротивление С = 0, не требуется учитывать при расчете последовательного соединения. Этот вывод уже использован в примере 4.1, приведенном в разделе 4.8. Возникающий в точках X и Y (рис. 8.6) перепад давления Ар должен компенсироваться на участках Х-А и В- Y; на участок Е, расположенный между точками АиВ, воздействие не оказывается, поскольку его сопротивление из-за гидравлического закорачивания трубопроводом KS « 0.
Благодаря использованию гидравлического закорачивания можно очень просто добиться наглядности рлияния гидравлических воздействий в сложных схемах.
Рис. 8.6. Последовательное соединение с эквивалентным участком Е малого сопротивления
Глава 9
Замкнутый гидравлический контур
В системах водяного отопления имеются замкнутые контуры. В них используются базовые схемы, наиболее часто встречающиеся из которых приведены (вместе с гидравлическими характеристиками) в разделе 7.3. Стационарное состояние замкнутого контура описывается условием гидравлического равновесия Ар = 0. Соответствующая рабочая точка определяется (см. рис. 2.24) как точка пересечения суммарной характеристики с осью V на диаграмме Ар — V. Таким образом, задача гидравлического анализа состоит в том, чтобы, исходя из общей схемы с множеством последовательно и параллельно соединенных элементов, определить одну представительную характеристику — суммарную характеристику системы.
Рис. 9.1. Разветвленная сеть со схемой подмешивания для потребителей
Замкнутый гидравлический контур
169
Метод, с помощью которого можно выполнить такой анализ, проиллюстрирован рис. 9.1. При этом речь идет о многократно разветвленной сети. Циркуляция воды в системе происходит под воздействием главного насоса HP. В точках X и У подключаются сети потребителей, в которых для потребителя VB регулируется температура воды, поступающей из подающей линии. Подмешивание более холодной воды из обратной линии происходит при неполной тепловой нагрузке через трубопровод KS в направлении В—>А. Величина этого расхода в данном примере определяется проходным вентилем jRV, хотя обычно для этой цели используют трехходовой вентиль. Далее будет выполнена сравнительная оценка обеих возможностей.
При оценке схемы, приведенной на рис. 9.1, интерес представляет главным образом способ воздействия на сеть потребителей, подключенную в точках X и У распределительной сети. Затраты времени на то, чтобы определить рабочую точку главного насоса HP в зависимости от хода штока регулирующего вентиля, были бы значительными, поскольку общая характеристика определяется посредством множества операций эквивалентного соединения последовательных и параллельных элементов. Существенное упрощение достигается в случае, когда представляющая интерес схема потребителя отделена от главной сети в точках X и У. Граничное условие для точек разъединения X и У:
Рх>Рг
В отдельном контуре потребителя это условие учитывается путем установки эквивалентного насоса РР, который обеспечивает повышение давления с pY до рх (рис. 9.2).
Рис. 9.2. Эквивалентная схема сети потребителя, представленной на рис. 9.1
Для того чтобы получить одну представительную характеристику для всей схемы потребителя, необходимо выполнять гидравлические эквивалентные соединения таким образом, чтобы последним было последовательное соединение насоса РР с участком потребителя. Это означает, что контур потребителя A- VB-B должен быть объединен в один эквивалентный трубопровод РЕ{ (см. рис. 9.2), который затем подсоединяется последовательно к насосу РР и участкам Х-А и В- У сети. Этот процесс схематически представлен на рис. 9.3. Графическое представление основывается на изображении базовой схемы специального параллельного соединения с трехходовым вентилем (см. рис. 7.4d) и различных ее характеристик (см. рис. 7.4d-7.5b).
170
Глава 9. Замкнутый гидравлический контур
Общая характеристика определяется последовательным соединением элементов PEV RV и РР, то есть суммированием по вертикали действительных потерь давления. Результат графического определения общей характеристики представлен на рис. 9.4. Использована характеристика PEV приведенная на рис. 7.4d-7.5b.
В
Рис. 9.3. Последовательность соединений
Рис. 9.4. Построение общей характеристики 5 и определение рабочей точки ВР
Замкнутый гидравлический контур
171
Рабочая точка определяется как точка пересечения общей характеристики 5 с осью V. В этой точке перепады давления эквивалентного насоса РР и регулирующего вентиля одинаковы. На рис. 9.4 рабочая точка (ВР) и точка перехода1 (U) совпадают. В точке перехода U эквивалентного трубопровода РЕ{ перепад давления равен нулю — это означает, что течения в перемычке нет. График делает наглядным также то, что при определении рабочей точки в случае нулевой нагрузки, то есть при последовательном соединении РР, RVи PEV сеть потребителя, отображаемая характеристикой PEV не оказывает какого-либо влияния.
Гидравлическое влияние изменения хода на регулирующем вентиле RV показано на рис. 9.5. Ход вентиля равен Л/Л100 = 0,5 при линейной характеристике. Соответственно, парабола сопротивления RV проходит круче, чем на рис. 9.4, что приводит к более крутому ходу новой общей характеристики 5. Теперь рабочая точка ВР расположена слева от точки U.
Рис. 9.5. Определение рабочей точки при регулирующем воздействии вентиля
Точка перехода (U) характеристики PEt из 1-го квадранта в 4-й. — Примеч. науч.ред.
172
Глава 9. Замкнутый гидравлический контур
Дополнительный вывод, который позволяет сделать график, вытекает из рис. 9.6, представляющего собой увеличенный фрагмент рис. 9.5. Расход в точке ВР одинаков в элементах РР и RV, а также в эквивалентном элементе PEV Перепад давления в эквивалентном элементе PEV который существует в точке F, наблюдается также и в элементе KS. Перепад давления положителен, то есть рв > рА; таким образом, поток в перемычке течет из В в А. Этот вывод получается автоматически из следующего соображения: перепад давления, наблюдаемый в элементе PEV возникает также в элементе KS (точка G). Возникающий в таких условиях расход отрицателен. Это означает, что поток теплоносителя в элементе KS направлен противоположно HSR (см. рис. 9.2) и, таким образом, течет из В в А.
Итоговый результат показывает, что уменьшением хода регулирования желаемое подмешивание воды из обратной линии через участок KS достигнуто.
Рис. 9.6. Определение расхода в перемычке на основе рабочей точки ВР
Глава 10
Насосы в качестве органов регулирования
При использовании базисного способа регулирования температуры в подающей линии, что означает — без последующего дросселирующего воздействия термостатических вентилей подача насоса, рассчитанная для номинальной тепловой нагрузки, поддерживается постоянной в течение всего времени эксплуатации. Исходя из характеристик теплоотдачи радиаторов, уменьшение расхода греющей воды незначительно сказывается на тепловой мощности отопительной системы. Например, при расчетных температурах системы 90/70/20 °C при снижении расхода теплоносителя вдвое тепловая мощность все еще достигает 82,5 % от расчетного значения. Скорее, имеет смысл с целью экономии энергии насоса, затрачиваемой на перемещение теплоносителя, уменьшать подачу при неполной тепловой нагрузке, так как при уменьшении расхода вдвое потеря давления уменьшается до 1 /4, а потребляемая мощность насоса — до 1/8 (при условии постоянства КПД).
Экономический эффект увеличится, если отопительная установка работает в соответствии с таким графиком долговременной тепловой нагрузки, согласно которому установленная мощность необходима только в течение нескольких дней за отопительный период или вообще не требуется.
Энергосберегающие мероприятия заключаются в отключении параллельно соединенных насосов и регулировании частоты вращения их рабочих колес. К другим возможностям регулирования подачи насоса в зависимости от потребности относятся включение с дросселем и установка перепускных линий — в таких схемах на практике не происходит уменьшения потребляемой мощности.
Однако частотное регулирование насоса не следует рассматривать только как способ экономии энергии при перемещении теплоносителя. Одновременно оно позволяет разгрузить действующие в системе регулирующие вентили, что улучшит их характеристики регулирования и уменьшит вероятность образования шумов. В настоящее время производители насосов предлагают по приемлемой пене небольшие насосы с частотным регулированием, разработанные на основе лучшенных способов регулирования частоты вращения рабочего колеса.
174
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
10.1. Насосы в схемах дроссельного регулирования
На рис. 10.1 представлено последовательное соединение насоса Р с роходным регулирующим вентилем с ходом штока 100 %. Получающаяся в итоге характеристика RE строится суммированием по вертикали характеристик Р и RV. На рис. 10.2 приведена эквивалентная характеристика линейного регулирующего вентиля при ходе штока, равном 25 %, которая проходит круче, чем характеристика RV. На рис. 10.3 представлены исходная характеристика Р насоса и эквивалентные характеристики при ходах штока 100,50 и 25 %.
Исходя из рис. 10.3, можно сделать выводы о важных воздействиях, оказываемых на характеристики регулирования и образование шумов в регулирующих вентилях в схеме потребителя (например, в терморегулирующих вентилях радиаторов):
1. С уменьшением хода штока регулирующего вентиля крутизна результирукн 11ей характеристики насоса возрастает.
2. Напор насоса при нулевой подаче, имеющий значение для характеристики регулирования и отсутствия шумов в вентиле, подключенном после насоса, сохраняется независимо от изменений хода штока. Напор насоса при нулевой подаче соотносится (согласно формуле (2.10)) с перепадом давления, до которого может повыситься перепад давления в термостатическом вентиле в самом неблагоприятном случае.
Рис. 10.1. Последовательное соединение насоса р вентилем (ход h/hiw= 1,0)
10.1. Насосы в схемах дроссельного регулирования
175
Рис. 10.2. Последовательное соединение насоса с вентилем (ход h/hl00 = 0,25)
Рис. 10.3. Поле характеристик при различных значениях хода штока для схемы, приведенной на рис. 10.1
176
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
Энергетически дроссельная схема едва ли дает какое-либо преимущество, поскольку мощность, потребляемая насосом при полузакрытом регулирующем вентиле RV, остается примерно постоянной.
10.2. Насосы с байпасной линией
В схеме, приведенной на рис. 10.4, насос Р соединен параллельно с регулирующим вентилем RV. Эквивалентная характеристика РЕ получается суммированием по горизонтали характеристик Р и RV. В основу рис. 10.4 положен ход штока регулирующего вентиля, равный 100 %. На рис. 10.5 представлены эквивалентные характеристики РЕ при ходах регулирования 0, 25, 50 и 100 %. По сравнению с дроссельной схемой регулирования (см. раздел 10.1) выводы получаются иные:
1. С увеличением хода штока регулирующего вентиля результирующая характеристика насоса становится более пологой.
2. Напор насоса при нулевой подаче не остается постоянным, а с увеличением хода штока вентиля уменьшается.
Энергетически байпасная линия ведет себя подобно дроссельной схеме. Мощность, потребляемая насосом, при снижении характеристики снижается не эквивалентно
Рис. 10.4. Параллельное соединение насоса с регулирующим вентилем (Л/Л100= 1,0)
10.3. Параллельное соединение насосов
177
Рис. 10.5. Параллельное соединение насоса с регулирующим вентилем. Поле характеристик в зависимости от хода штока вентиля
Эта экономичная схема применялась в особенности для малых насосов. Встроенный в байпасную линию дросселирующий орган (R Уна рис. 10.4) с указателем положения может быть настроен так, чтобы иметь возможность реализовать различные характеристики для одинаковых типов насосов. Этот способ утратил свое значение, поскольку такие же характеристики, как на рис. 10.5, с приемлемыми затратами могут быть получены частотным регулированием. Преимущество этого варианта в том, что с уменьшением частоты вращения связано снижение потребляемой насосом мощности.
10.3. Параллельное соединение насосов
Параллельно можно соединять как однотипные, так и разнотипные насосы. На рис. 10.6 представлена общая характеристика REM для случая, когда работают оба насоса. Она образуется из следующей последовательности гидравлических соединений: насос Pj соединен параллельно с насосом Р2 (суммирование по горизонтали), получается эквивалентная характеристика РЕ, а затем они последовательно соединяются VB (суммирование по вертикали), в результате получается общая характеристика и по ней определяется рабочая точка ВР1+2. Исходя из этой точки, обратным порядком можно через точки АиВ определить подачу отдельных насосов. Она будет два раза меньше расхода в точке ВР1+2. Если работает только один насос, то из Р VB получается (последовательным соединением и суммированием по вертикали)
178
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
общая характеристика RE{ с рабочей точкой BPV В случае работы одного насоса подача по сравнению с подачей при параллельной работе увеличивается на А V. Это может привести к перегрузке электродвигателя насоса и, как следствие, к его отказу.
Ожидаемого уменьшения подачи в два раза не происходит, что показано на рис. 10.6. Степень уменьшения подачи зависит от крутизны характеристики насоса и положения расчетной точки В. Пологая характеристика приводит лишь к ограниченному уменьшению подачи. Экстремальный случай, когда параллельно соединены два насоса, регулируемых по перепаду давления, отображен на рис. 10.7 При этом рабочие точки АиВ сливаются в одну. Подача останется неизменной, если один из насосов выключится. Это означает, что в случае отключения насоса подача в оставшемся насосе удваивается. Очевидно, что параллельное соединение насосов с пологими характеристиками приводит к неприемлемым результатам.
Рис. 10.6. Рабочие точки при параллельном соединении однотипных насосов
Из рис. 10.6 можно установить, что при отключении одного из насосов никак* ж уменьшения напора насоса при нулевой подаче не происходит. В этом смыс параллельное соединение однотипных насосов дает столь же неблагоприят результаты, как и соединение с дросселем в соответствии с рис. 10.1.
Если требуется существенное уменьшение подачи, то имеет смысл выполню параллельное соединение разнотипных насосов. Из рис. 10.8 видно, что пода1 уменьшается на 5Q %, когда работает менее мощный насос.
10.3. Параллельное соединение насосов
179
Рис. 10.7. Воздействие параллельного соединения насосов, регулируемых по перепаду давления
Одновременная работа обоих насосов, как правило, нецелесообразна. На рис. 10.8 видно, что при одновременной работе обоих насосов не получается какая-либо иная рабочая точка, чем при работе только одного насоса Pv Это означает, что менее мощный насос Р2 хотя и работает, но не перемещает среду.
Рис. 10.8. Параллельное соединение двух разнотипных насосов
Эквивалентная характеристика РЕ получается суммированием по горизонтали характеристик Pt и Р2, при этом вертикальное прохождение характеристики Р2 над графиком напора насоса при нулевой подаче OF объясняется действием обратного •лапана.
180
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
10.4. Изменение частоты
вращения рабочего колеса насоса
Для насосов, на частоту вращения рабочих колес которых не оказывается внешнее воздействие, свойственны характеристики, аналогичные показанным на рис. 10.8. согласно которым при увеличении подачи напор уменьшается. Далее такие характеристики будут называться ниспадающими характеристиками. В зависимости от гидравлической конструкции ниспадающие характеристики будут иметь различный вид. Различают пологие и крутые насосные характеристики.
В качестве приводных электродвигателей насосов используются асинхронные электродвигатели, которые в зависимости от нагрузки обеспечивают различную силу всасывания. Поэтому частота вращений рабочего колеса насоса, заявленная изготовителем, в различных устройствах изменяется, хотя и незначительно.
Для оценки работы насосов в соответствии с характеристикой сети (остающееся постоянным гидравлическое сопротивление С) справедливы следующие законы моделирования:
1. Подача изменяется пропорционально частоте вращения рабочего колеса:
V ~п.
2. Напор изменяется пропорционально квадрату частоты вращения рабочего колеса:
Н~п2.
3. Потребляемая мощность изменяется пропорционально кубу частоты вращения рабочего колеса:
Р-и3.
Изменение частоты вращения рабочего колеса дает ряд преимуществ:
Напор насоса при нулевой подаче уменьшается, что в системах с радиаторам | с термостатическими вентилями приводит к улучшению авторитета вентилей и к уменьшению вероятности возникновения недопустимых шумов.
Так как при неполной тепловой нагрузке потребляемая мощность сильно зависит оя частоты вращения рабочего колеса, то благодаря снижению этой частоты следуй ожидать существенной экономии энергии, расходуемой насосами.
Ожидание того, что при уменьшении частоты вращения рабочего колеса вдшя потребляемая мощность в соответствии с зависимостью 3 уменьшится со 100 л 12,5 %, на практике воплощается только для характеристик системы, у которьи С = const. На рис. 10.9 показано, что при изменении характеристики системы с V J до Nx и уменьшении подачи насоса на 50 % потребляемая мощность уменьшается до 12,5 %; однако и у нерегулируемых насосов в подобном случае потребляемая мощность также снижается (в данном случае до 80 %). В приведенном далее аня лизе будет показано, что по причинам, вызванным поведением гидравлики сс*я
10.4. Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса
181
в условиях неполной тепловой нагрузки, напор насоса не должен быть снижен до значения В2.
Рис. 10.9. Мощность, потребляемая насосом при регулировании частоты вращения рабочего колеса (согласно характеристикам фирмы-изготовителя KSB)
Хотя на практике для изменения частоты вращения рабочего колеса насоса, выполняемого при помощи сигналов разного значения, установился термин «регулирование», необходимо все же иметь в виду, что при этом речь не идет о действительном регулировании частоты вращения. Для этого надо было бы измерять частоту вращения и после сравнения ее с заданным значением в случае необходимости корректировать.
На самом деле число оборотов является не регулируемой величиной, а лишь установочным параметром, обеспечивающим определенное заданное значение, которое
182
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
должно поддерживаться, например, значением перепада давления или перепада температур.
10.4.1. Перепад давления как регулируемая величина
Если перепад давления уменьшается самим насосом, то получается характеристика насоса в виде горизонтальной линии (рис. 10.10). Если гидравлический режим сети изменяется так, что рабочая точка перемещается от точки номинальной нагрузки BPi00 к точке частичной нагрузки ВР^ то хотя потеря давления в регулирующем вентиле и увеличивается с АрГ)1Оо Д° ДРС>но зато не происходит дополнительного повышения на величину а, как при использовании нерегулируемого насоса. Насос, регулируемый по перепаду давления, тем самым улучшает авторитет вентиля1 и понижает вероятность возникновения в нем недопустимых шумов.
Рис. 10.10. Влияние насоса, регулируемого по перепаду давления, на потерю давления в вентиле
Объемный расход Vx при неполной нагрузке, который достигается для нерегул, руемого насоса при частоте вращения и100, будет обеспечиваться насосами, регул руемыми по перепаду давления, при меньшей частоте вращения пх, что привел к уменьшению потребляемой мощности. В какой степени уменьшится частота в» щения рабочего колеса, зависит от характеристики насоса. На рис. 10.11 показа! влияние регулирования по перепаду давления при пологой (рис. 10.11, а) и крутив
То есть повышает авторитет вентиля. — Примеч. науч. ред.
10.4. Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса
183
дающей (рис. 10.11,6) характеристиках насосов. В случае пологой характеристики уменьшение числа оборотов достигает 90 %, а случае крутопадающей — 50 %.
Если между рабочими точками BPlWj (номинальная нагрузка) и ВР0 (нулевая нагрузка) должен заключаться как можно больший диапазон частот вращения, то характеристика насоса должна быть достаточно крутой.
Насколько может уменьшиться частота вращения, зависит не только от вида характеристики насоса, но и от места размещения задающего устройства, измеряющего перепад давления. В основе графиков, приведенных на рис. 10.11, лежит то, что в качестве регулируемой величины используется перепад давления в самом насосе. В протяженных распределительных сетях необходимо гарантировать требуемый перепад давления для потребителя, находящегося в конце сети, в так называемой неблагоприятной точке. Для этого значение перепада давления в неблагоприятной точке подается в регулятор в качестве входной величины. Посредством изменения частоты вращения рабочего колеса насоса поддерживается заданный перепад давления в неблагоприятной точке.
Рис. 10.11. Возможный диапазон изменения частоты вращения при различных характеристиках насоса: а — пологой; б — крутопадающей
Результат такого способа регулирования (рис. 10.12) отображен в виде качествен-й взаимосвязи на рис. 10.13. Получается характеристика регулирования, которая астает, в отличие от исходного прохождения характеристики нерегулируемого оса. Видно, что диапазон изменения частоты вращения может быть увеличен е больше по сравнению с положением задающего устройства на насосе, и поэтому является возможность дополнительной экономии энергопотребления насоса.
184
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
Распределение давления при номинальной нагрузке
Распределение давления при нулевой нагрузке
Минимальный перепад давления в неблагоприятной точке
Напор насоса при нулевой нагрузке
Рис. 10.12. Распределение давления при регулировании частоты вращения рабочего колеса на основе данных из неблагоприятной точки
APs₽
Рис. 10.13. Характеристика насоса при регулировании по неблагоприятной *
10.4. Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса
185
В ходе практической реализации описываемого способа возникают дополнительные трудности. Обычно протяженные сети сильно разветвлены и имеют неблагоприятные точки на конечных участках ветвей. Таким образом, перепад давления должен измеряться во многих точках и к тому же передаваться по достаточно протяженным кабелям в центральный блок автоматики, где выбирается самая неблагоприятная точка.
При использовании этого способа изменяется также расчет регулирующих вентилей на отдельных отводах. Если принять номинальные расходы отдельных потребителей одинаковыми, можно было бы для потребителей, расположенных вблизи от насоса, выбрать вентили с меньшими значениями пропускной способности kv, поскольку при номинальной нагрузке здесь наблюдаются самые большие перепады давления.
При регулировании перепада давления по значению в неблагоприятной точке из-за понижения перепада давления в насосе может получиться недостаточный расход для потребителей, расположенных вблизи от насоса, если им по-прежнему требуется постоянное значение тепловой мощности. Чтобы исключить недостаточное снабжение, в качестве исходных данных при расчете вентилей потребителей можно использовать пониженный перепад давления в самом последнем вентиле, а излишек перепада давления компенсировать регулятором перепада давления (рис. 10.12). Если при пониженном перепаде давления в последнем вентиле какому-либо потребителю, расположенному вблизи насоса, потребуется большая тепловая мощность, то нужный расход можно будет обеспечить за счет открытия регулятора перепада давления.
Как получить характеристику регулирования, представленную на рис. 10.13, описано в разделе 3.3 (см. рис. 3.10). В рассматриваемом там примере были реализованы отключающие воздействия в различных местах сети и определен требуемый перепад давления, необходимый для обеспечения достаточного расхода в оставшихся потребителях при полной потребности в теплоте. Оказалось, что нужный перепад давления изменяется в зависимости от того, в каком месте сети происходит гидравлическое воздействие. Изменение перепада давления в насосе до нужного значения происходит в соответствии с расходом, отбираемого сетью потребителей. В зависимости от этого расхода частота вращения рабочего колеса насоса изменяется так, чтобы обеспечивать требуемый перепад давления в насосе. Основой этого способа регулирования является знание зависимости между отбираемым расходом и требуемым перепадом давления в насосе. В дальнейшем эта зависимость называется характеристикой регулирования.
10.4.2. Регулирование частоты вращения рабочего колеса в соответствии с характеристикой регулирования
В основу определения влияний системы на прохождение характеристики регули-ования положена модель, представленная на рис. 10.14.
[ри ее построении исходили из того, что выбор размеров участка распределитель-о трубопровода (индекс VL — подающая линия) осуществляется при условии
186
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
R = const (R — потери давления, Па/м). С целью ограничения затрат времени на расчет расходы потребителей VVB, а также длины / участков распределительной сети были приняты одинаковыми.
Рис. 10.14. Принципиальная схема разветвленной сети
Исходной величиной для рассматриваемой системы является требуемый перепал давления в точках подключения самого дальнего потребителя Дрга. Рассматривается предельный случай, когда только одному потребителю требуется полная тепловая нагрузка, а вентили остальных потребителей закрыты. При этом различают два варианта: в одном потребитель находится в начале сети (положение 1), в другом — в конце (положение п).
Получаются следующие зависимости:
потеря давления в участках ветвей
PVi =/?•/ = const; (10,lj
сопротивления отдельных участков ветвей
r _ &PVL . г _ &PVL r _ &PVL
VLl (3Vra)2’ VL2 (2Vra)2’ VL3 (1-VVB)2’
или в обобщенном виде, где п — число потребителей, a i — их местоположение
с &PVL
^Ш"((п-г + 1)Уга)2. (W
Распределительные сети, имеющие иные расчетные параметры, учитываются ма жителем
Др Vi ,.
х= VL . (10.
^PvB
10.4. Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса
187
Сети, имеющие меньшие значения множителя х, имеют меньшее сопротивление отдельного участка ветви по сравнению с потерей давления в точках подключения потребителя. Большие значения множителя х наблюдаются в крупных распределительных сетях, например, в сетях централизованного теплоснабжения.
При подстановке выражения (10.3) в выражение (10.2) получается
г _ х Друв
^VLi ~ : < •
((n-i + l)Vra)2
(Ю.4)
Суммарное сопротивление, когда для последнего потребителя необходим номинальный расход, составляет
^gesn = ^VLl + ^VL2 + • • • + СуВ-
Для примера, приведенного на рис. 10.14, п = 3:
= х-Друв . Х'^Рув Друв _
ges" (3-1 + 1)2 • V2B (3-2 + 1)2-V2, (З-З + l)2-^ V2B
z - (Ю.5)
vfc 1з2 22 i2 ) V2,
Суммарное сопротивление, когда для первого потребителя необходим номинальный расход, составляет
_ (п-1)-Друк + Друв _
Cgesl .42
VB (10.6)
(п-1) х- Друд + Друв _ Друв • [(и - 1)х + 1]
V2 V2
VVB VVB
При и = 3 получается
Cgesl=^-(2x + l). (10.7)
*УВ
'равнение результатов, полученных из уравнений (10.5) и (10.7), показывает, что
□лее высокое сопротивление получается тогда, когда номинальный расход требу-етс для первого потребителя.
Со ротивление в случае номинальной нагрузки
APges _ п Друк + Друв п х- ДруВ + ДруВ ДруВ (П Х + 1)
*100 Vgl (n-VyB)2 (n-Vyrf V2B ’ n2
(10.8)
188
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
В соответствии с уравнением (10.8) для сети, показанной на рис. 10.14, при п = 3 получается:
г _ &Рув (3х + 0
Ggesl00 -42 ’ о
VVB а
(10.9)
Значения, полученные из уравнений (10.5), (10.7) и (10.9) для сетей различной структуры (множитель х — переменный), приводятся в табл. 10.1.
Таблица 10.1
X 0,1 0,2 0,5 1 2 5
с 1 ges" Аруд ^VB 1,136 1,272 1,680 2,361 3,722 7,805
с 1 gesl АРуд ^VB 1,200 1,400 2,00 3,00 5,00 11,00
c " _L_ «esl0° ApVB Vvb 0,144 0,178 0,278 0,444 0,778 1,778
c ^gesn ^geslOO 7,89 7,15 6,04 5,31 4,76 4,39
^gesl 6gesl00 8,33 7,86 7,19 6,76 6,43 6,19
Результаты, приведенные в табл. 10.1, выборочно воспроизведены на рис. 10.15 при значениях множителя х = 0,1 и 5. Как видите, характеристика регулированиж имеет поле разброса значений. Верхний предел будет достигнут, если должно быт* обеспечено снабжение первого потребителя сети (с индексом 1). Нижний предел достигается, если должно быть гарантировано снабжение дальнего потребитела (с индексом п). Перепад давления, который должен создавать насос, рассчитывается для самого неблагоприятного случая, а именно для случая, когда первый потребитель требует полную тепловую нагрузку, а остальные - нулевую. Тея самым при расчете вы подстраховались. В реальных условиях эксплуатации г» состояние устанавливается очень редко, если вообще бывает.
Чем ниже сможет быть опущена характеристика регулирования в области малых тепловых нагрузок, тем большей будет экономия энергии, потребляемой насосав-
10.4. Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса
189
Рисунок 10.15 показывает, что сети с малыми потерями давления (множитель х = 0,1) довольно неэкономичны. В них можно получить лишь незначительное улучшение по сравнению с насосами, регулируемыми по перепаду давления.
Потребитель 1 открыт
ЕЮ
6,19
ЕЮ
\о
8,33
7,86
1,0
0
2,0
1,0
Поле характеристик регулирования при х = 5
Поле характеристик регулирования при х = 0,
Характеристика при полной нагрузке
Потребитель п открыт
4,39 —
3’° vVB
Рис. 10.15. Поля характеристик при трех потребителях п = 3 и различных исполнениях сети х
Для того чтобы оценить воздействие в сети больших размеров, была рассмотрена система, расширенная до десяти потребителей. Аналогично уравнениям (10.5), (10.7) и (10.9) были получены зависимости для числа потребителей п = 10:
^=^(^1,55 + 1);
С₽,=^-(Яг+1);
VVB
г _ &Рув 10 + 1
gesl0° < 100 •
(10.10)
(10.11)
(10.12)
Результаты оценки системы с использованием уравнений (10.10) (10.12) приведены табл. 10.2.
190
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
Таблица 10.2
X 0,1 0,2 0,5 1 2 5
с 1 ges” Лрул УуВ 1,155 1,31 1,775 2,55 4,1 8,75
С — gesl ЛРул Vvb 1,9 2,8 5,5 10,0 19,0 46,0
С 1 tges100 ^VB 0,02 0,03 0,06 0,11 0,21 0,51
с ^gesz? ^geslOO 57,75 43,67 29,58 23,18 19,52 17,16
^gesl ^geslOO 95,0 93,33 91,66 90,9 90,47 90,2
Рис. 10.16. Поля характеристик при десяти потребителях п = 10 и различных исполнениях сети х
Числа в последней строке табл. 10.2 отображают повышение сопротивления по си ношению к сопротивлению при полной нагрузке, которое получается, когда тол * первому потребителю требуется полный номинальный расход. Это повышен сопротивления почти не зависит от свойств сети, которые отражает параметр : Значения изменяются только в пределах от 90,2 до 95,0.
10.4. Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса
191
Результаты, приведенные в табл. 10.2, отображены на рис. 10.16. Верхняя граница поля разброса регулировочной кривой проходит в соответствии со значениями, приведенными в последней строке таблицы, почти независимо от параметра х и лишь незначительно отличается от горизонтальной характеристики насоса, регулируемого по перепаду давления. Если выбрать насос, характеристика которого соответствует этой верхней границе, то не следует ожидать какого-либо снижения затрат на электроэнергию по сравнению с насосом, регулируемым по перепаду давления.
Прохождение нижней границы более приближено к характеристике при полной нагрузке, чем в случае, изображенном на рис. 10.15, в частности, это приближение тем больше, чем больше параметр х. Это соответствует ожиданиям того, что в сетях с большим сопротивлением распределительных участков можно достичь большего понижения характеристики регулирования. Таким образом, явного уменьшения потребляемой насосом мощности добиваются тогда, когда удается сместить верхнюю границу характеристики регулирования вниз по направлению к нижней.
Причина крутого прохождения характеристики сети, в которой потребитель VB1 открыт (рис. 10.17), заключается в том, что в начале сети имеется наибольший перепад давления в точках подключения потребителя. Сопротивление потребителя должно подбираться так, чтобы в потребителе VB1 не проходил бы расход, превышающий номинальный.
Верхняя
характеристика регулирования
Характеристика при полной нагрузк
Требуемый перепад давления на ндсосе
Нижняя характеристика регулирования
Рис. 10.17. Приближение характеристики насоса к нижней характеристику регулирования вследствие установки регулятора перепада давления
192
Глава 10. Насосы в качестве органов регулирования
Таким образом, ход характеристики «потребитель VB1 открыт» определяется состоянием при номинальной нагрузке. При неполной нагрузке, когда открыт только потребитель VB1, его сопротивление должно быть уменьшено в такой степени, чтобы характеристика сети по возможности проходила через точку Т (рис. 10.18). Потребители, находящиеся перед самым удаленным потребителем, должны быть рассчитаны на перепад давления в последнем потребителе . Дополнительно перед каждым потребителем устанавливается регулятор перепада давления DDR. который выполняет следующие функции. В случае номинальной нагрузки, когда возникает большой перепад давления, регулятор соответствующим уменьшением хода штока ограничивает расход потребителя до номинального значения. А в случае частичной тепловой нагрузки, когда незначительный перепад давления окажется недостаточным для обеспечения расхода потребителей, регулятор, открываясь, сближает кривые сопротивления потребителей VB1 и VBn.
Рис. 10.18. Размещение регулятора перепада давления (DDR)
Минимальный требуемый перепад давления в точках подключения потребит -J представляет собой сумму требуемого перепада давления для потребителя и потери давления &pDDR в регуляторе перепада давления при его полном открытии. Тем самым на рис. 10.17 задается достигаемый минимальный перепад давлени насоса в точке 5. Для того чтобы иметь возможность опустить точку 5 как можв ниже, необходимо выбрать регулятор перепада давления с наибольшим значение» пропускной способности kv.
Допущение о зависимости мощности, потребляемой насосом, от частоты вм щения в третьей степени действительно лишь в случае прохождения вд i характеристики системы при полной тепловой нагрузке при С = const. Реалы достигаемое снижение мощности следует определять, исходя из фактическ а характеристики насоса, аналогично рис. 10.19. В случае уменьшения подач в два раза потребляемая мощность снизится до 12,5 %, если сможет быть д стигнута точка А. В случае использования нерегулируемого насоса (точка .V потребляемая мощность уменьшается (на рисунке — до 80 %). Таким обра_-> * следует ожидать экономии энергии 80-12,5 %. Это максимально возможный эк номический эффект. В случае использования насосов, регулируемых по перепа. давления, экономия соответствует отрезку Nx-B. Если характеристика peiy а
10.4. Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса
193
рования проходит через точку 5, которую можно достичь в случае реализации схемы, представленной на рис. 10.18, экономия может повыситься до значения, соответствующего отрезку Л^-5.
экономия
Рис. 10.19. Возможности экономии энергии, потребляемой насосами
Глава 11
Трехходовые вентили в многоконтурных схемах
В главе 5 были рассмотрены гидравлические характеристики трехходовых венти
лей, при этом мы выяснили, что обычно, то есть когда параметр сети b боре трехходовых вентилей можно пренебрегать авторитетом вентиля
> 4, при вы-
лического уравновешивания
байпасной линии и контура котла можно
и от гидрав-
отказаться!
С D
Рис. 11.1. Схема установки с двумя контурами подмешивания без насоса в первичном контуре
11.1. Определение перепада давления в насосе
195
Этот результат был получен при анализе схемы подмешивания с одним насосом и одним трехходовым вентилем. Сегодня такие схемы являются скорее исключением. Намного шире распространены схемы с двумя и более контурами подмешивания, подключенными к одному котловому контуру (рис. 11.1). Проектировщик при этом сталкивается с новыми задачами. Вначале он должен определить, насколько большим должен быть перепад давления отдельных насосов контуров смешения, и закончить выяснением того, насколько сильно повлияют на один из контуров подмешивания остальные контуры, когда они подвергнутся регулирующему воздействию или будут отключены.
Для схемы, представленной на рис. 11.1, характерна следующая особенность: давление в распределителе (точка С) должно быть меньше, чем в коллекторе (точка D). Это положение вытекает из того, что поток теплоносителя может проходить из точки D через точку К в точку С только тогда, когда давление уменьшается в направлении от D к С. Из этого вытекает необходимость установки в каждый из контуров подмешивания обратного клапана во избежание непродуктивного потока из точки D через потребителя в точку С в случае, если насос этого контура будет отключен.
11.1. Определение перепада давления в насосе
Рассмотрим два контура подмешивания, изображенные на рис. 11.1 и имеющие разную номинальную мощность. Поведение гидравлики подсоединенных в точках Си D контуров подмешивания представлено в главе 7 (см. рис. 7.6a-7.6d). Полученные таким образом характеристики обоих контуров перенесены на рис. 11.2 (характеристики £, и £2). Эти контуры подмешивания соединены параллельно, их эквивалентная характеристика £ges получена суммированием по горизонтали характеристик £, и Ег Эквивалентная схема, имеющая характеристику £ge, соединена последовательно с контуром котла. Суммарная характеристика схемы 5 получается суммированием по вертикали характеристик £ges и К. Точка ее пересечения с осью V образует номинальный расход V100, устанавливающийся в данной схеме.
Из строения сети очевидно, что потеря давления Лрк в контуре котла, возникающая при номинальном расходе V100, откладывается вниз от параллельно соединенных контуров подмешивания (характеристика Е^ч), так как абсолютное значение величин перепада одинаково ([АрЛ | = [АрЛ|). Перепад давления АрЕ для обоих онтуров подмешивания одинаковый, поэтому расходы в контурах подмешивания I’ и V2 можно получить горизонтальным проецированием из точки Хи далее, через чки Z и Y, вертикальным проецированием.
Ь. рис. 11.3 определяется требуемая характеристика насоса Рг Характеристика приведенная на рис. 11.2 и 11.3, получается при номинальной нагрузке в ре-J штате последовательного соединения сопротивления контура потребителя VB1
196
Глава 11. Трехходовые вентили в многоконтурных схемах
с насосом Рг В целях упрощения изображения в характеристику VB1 включено также сопротивление регулирующего входа трехходового вентиля. Заданная точка состояния системы У получается вертикальным суммированием характеристики насоса Pt и характеристики VB1. Это означает, что для определения точки Wнеобходимо отложить на характеристике насоса величину Aprai вверх от точки У.
Рис. 11.3. Определение требуемой характеристики насоса Р{
Рисунок 11.3 позволяет понять процесс определения требуемого перепада давления Арр в насосе Рг
Он1 представляет собой сумму потери давления Арк в контуре котла при нал нальном расходе У100 и потери давления ApVBl в контуре подмешивания при pt ходе . Аналогично определяется требуемый перепад давления в насосе для. гюб других контуров подмешивания — суммированием потери давления Арк при Г и ApVB — при соответствующем расходе в контуре подмешивания.
1 То есть требуемый перепад давления Арр в насосе Р.. — Примеч. науч. ред.
11.2. Влияние отключающих воздействии
197
11.2. Влияние отключающих воздействий
На рис. 11.4, аналогично рис. 11.3, определяются рабочая точка расчетного состояния BPlW), а из нее — возникающие в обоих контурах подмешивания расходы и V2. Далее определяется влияние воздействия, если контур потребителя с большим перепадом давления отключается (он соответствует характеристике Б,).
Рис. 11.4. Изменение подачи насоса с V2 до V* при отключающем воздействии в сети
Эго соответствует воздействию, которое обычно наблюдается при ночном отключении в разное время отдельных контуров потребителей. Если будет отключен в ггур подмешивания 1, то для дальнейшего рассмотрения имеет значение только ®тур подмешивания 2 со своей характеристикой Ег Он соединен последовательно нтуром котла. Таким образом, для построения общей характеристики S' сум-уются по вертикали характеристики Е2 и К. Рабочая точка ВР получается как 1 пересечения характеристики S' с осью V . Очевидно, что устанавливающаяся ача у* значительно превышает номинальную подачу V2. Такое увеличение ачи может привести к шумам при протекании теплоносителя в контуре пот-теля, кроме того, существует опасность, что насос подмешивания в контуре 2 а перегрузки выйдет из строя.
198
Глава 11. Трехходовые вентили в многоконтурных схемах
Задача проектировщика состоит в оценке возможного увеличения расхода, и, возможно, от реализации схемы в соответствии с рис. 11.1 придется отказаться. Проверку можно выполнить — при наличии определенного навыка — посредством графических построений, отображенных на рис. 11.4.
Более простой метод вытекает из следующего рассуждения: если все остальные контуры подмешивания отключены, а регулирующий вход трехходового вентиля DWV2 полностью открыт, то получается последовательное соединение участков сети D-K-C и C-VB2-D с насосом Р2 (см. рис. 11.1). Сопротивления соответствующих участков сети можно определить по имеющимся данным расчета потер* давления.
Поясним процедуру следующим примером: при расчете потерь давления найдены расходы в отдельных участках сети и соответствующие потери давления (табл. 111. столбцы 2 и 3,). Исходя из этого рассчитываются сопротивления С:
V2
(табл. 11.1, столбец 4).
Общее сопротивление получается суммированием отдельных сопротивлений.
Таблица 11.1
Участок сети Расход, м3/ч Потеря давления, Па Сопротивление С
1 2 3 4
D-K-C 3,980 58 700 37 г
С- VB-D, включая dwv2 0,628 21250 53 8 л
С = ges 57 5*2
В расчетном случае расход в контуре подмешивания составляет 0,628 м3/ч (гоя бец 2). Требуемый перепад давления насоса в этом контуре подмешивания на осМ вании расчета потерь давления Др = 80 000 Па. Подача насоса, если все оста, i ь контуры подмешивания отключены, получается следующей:
= Г^= /80000 мз/ч>
Vcges V 57 582 1 б*75 ’
тогда как расчетный расход равен 0,628 м3/ч.
В процессе расчета исходят из того, что перепад давления в насосе, равный i расчетного случая 80 000 Па, наблюдается и при рассматриваемом отключ' -л Это действительно тогда, когда используется насос, регулируемый по персть давления. В случае применения нерегулируемого насоса необходимо определи
11.2. Влияние отключающих воздействий
199
новую рабочую точку из графического представления характеристики насоса и параболы сопротивления при С = 57 582.
Степень повышения подачи насоса, которая в приведенном ранее примере составила почти 2 раза по отношению к исходному значению, зависит от изменения потери давления в контуре котла ( ДР(с-о) по сравнению с AP(c-d)ioo на рис.11-4) и от отношения потери давления в контуре котла к потере давления в контурах подмешивания. Контур котла нужно рассматривать как конур с переменным расходом, а контур подмешивания — как конур с постоянным расходом. Для этой цели в разделе 5.6 был введен параметр сети Ь.
В качестве ориентира рекомендуется выполнить проверочный расчет описанным ранее способом, если параметр сети Ь, то есть отношение потери давления в участке постоянного расхода к потерям в участке переменного расхода, меньше 3. При этом за значение потери в участке постоянного расхода следует принимать наименьшую из потерь в контуре подмешивания.
Большое изменение подачи насоса вызывается изменением перепада давления между распределителем и коллектором, который обусловлен изменяющимся расходом в контуре котла. Вследствие изменения перепада давления между распределителем и коллектором изменяются граничные условия в точках присоединения контуров подмешивания. Влияние изменяющегося перепада давления можно исключить при использовании схемы, приведенной на рис. 11.5 и предусматривающей использование перепускного вентиля, регулируемого по перепаду давления, и дополнительного насоса в первичном контуре. При этом за счет перепускного вентиля поддерживается постоянный перепад давления и, кроме того, примерно постоянный расход в котле. Благодаря тому что перепад давления между распределителем и коллектором поддерживается постоянным, подсоединенные контуры подмешивания работают при постоянных граничных условиях.
Рве. 11.5. Схема системы с контуром подмешивания с насосом РР в первичном контуре
200
Глава 11. Трехходовые вентили в многоконтурных схемах
Приведенную на рис. 11.5 схему, в которой благодаря установке насоса в подающей магистрали создается условиеpc>pD, можно в какой-то степени считать схемой впрыска.
Рис. 11.6. Эквивалентная схема для схемы, изображенной на рис. 11.5
Эквивалентная схема, изображенная на рис. 11.6, показывает, что при этом возникает новое условие применения для рабочих характеристик трехходовых вентилей. В эквивалентной схеме условие рс > pD моделируется установ эквивалентного насоса Pv а трехходовой вентиль заменяется эквивалента вентилями DRt (вход регулирующего потока) и DBt (вход линии подмени ния). Хотя контуры 2-D-P^C-DR^l и 2-DB(-l и соединены параллел но они имеют одну особенность: в контуре 2-D-C-1 дополнительно возни воздействие насоса. Это позволяет ожидать, что расход в состоянии «веш DBt закрыт» будет больше, чем в состоянии «вентиль DRt закрыт», поско.' в первом случае оба насоса, Mipl и Pv совместно определяют устанавливают! расход.
Рисунок 11.7 отображает устанавливающееся смещение суммарного расхода выходе вентиля АВ. В крайних точках хода штока получаются различные расх различие зависит от отношения перепада давления Ар^у между распредели и коллектором и потери давления ApVB в контуре подмешивания. При отнош превышающем 0,5 (см. рис. 11.7), рекомендуется избегать схемы, привел* на рис. 11.5. Решения, не создающие проблем, рассматриваются в следу главе.
11.2. Влияние отключающих воздействий
201
Объемный расход V/V,
Рис. 11.7. Рабочие характеристики схемы, приведенной на рис. 11.5
Глава 12
Схемы с насосами в пе и вторичном контурах
РВИЧНО1У|
На рис. 11.7 показано, что для суммарной характеристики АВ в участке потребителя 1-М1й7>)-2 (см. рис. 11.6) постоянство расхода уже не обеспечивается при соответствующем отношении ^PlJV к ApVB. Далее описаны две возможности избежать недостатков схемы, приведенной на рис. 11.6, и восстановить постоянство расхода у потребителей.
12.1. Гидравлическая развязка и проходной вентиль
В главе 8 разъяснялось, как с использованием гидравлического закорачш можно в выбранном участке сети исключить влияние остальной части сети за счет установки байпасной линии. На схеме, приведенной рис. 12.1, в, наблюдается равенство давлений в точках 1 и 2, которое сохраняется практически при всех нагрузках и, таким образом, приводит к исключению всех гидравлических возд< твий остальной части сети на точки 1 и 2. Как указывалось ранее, следует избегал решений, соответствующих схемам на рис. 12.1, а и б. Они часто встречаются з практике и всегда вызывают проблемы. Решение в соответствии изображением ра рис. 12.1, в обеспечивает постоянный расход в участке 1-VB-2 при всех нагрузкж. Подмешивание воды из обратной линии в направлении 2—> 1, необходимое для гулирования температуры в подающей линии, обеспечивается за счет уменьши н.н хода штока регулирующего вентиля R V. Вопросы о целесообразности препятствования нежелательному потоку в направлении 1—>2 посредством установки обра клапана и о том, отрицательно ли влияет изменение перепада давления в первг контуре между точками С и D, подробно рассматриваются в разделе 17.2.
В главе 8 было обосновано, что из-за наличия байпаса между точками 1 и 2 валентная характеристика Е (см. рис. 12.1, в) достигает сопротивления, ра
12.2. Распределитель без перепада давления — гидравлический разделитель
203
нулю, и уже не имеет значения для дальнейшего последовательного подсоединения регулирующего вентиля RV. Из этого следует, что регулирующий вентиль 7? Vследует рассчитывать таким образом, чтобы он компенсировал весь перепад давления между точками Си D (см. раздел 4.9, пример 4.1).
в
Рис. 12.1. Двухконтурные схемы с насосами в первичном контуре:
а — с регулируемой перепускной линией между С и D и трехходовым вентилем (не рекомендуется);
б — с дроссельным регулированием и трехходовым вентилем
(не рекомендуется);
в — с гидравлической развязкой в точках 1 и 2 и проходным вентилем
12.2. Распределитель без перепада давления — гидравлический разделитель
В схеме, представленной на рис. 12.2, имеется перемычка 1-2 между распредели-ж.тем и коллектором. В расчетном случае между точками 1 и 2 существует равенс-~ давлений. При этом в расчетном случае принимается, что нет перепуска из
204
Глава 12.Схемыснасосами в первичном и вторичном контурах
точки 1 в точку 2 и нет обратного потока из точки 2 в точку У. Какое направление потока установится в перемычке, зависит от того, какой расход будет подаваться из контура котла в точку У и какой расход будет отбираться потребителями из точки 1. Если, например, будут включены оба насоса котлов, а смесительные вентили потребителей прикрыты, то возникнет перепуск из точки У в точку 2 Если, например, при разогреве системы смесительные вентили полностью открыты и включен только один насос котла, возникнет обратный поток из точки 2 в точку 1. Если не работают оба котла, то во избежание внутренних потерь на охлаждение соответствующего котла целесообразно его гидравлически отсоединить от остальной сети. Это требование выполняется посредством установки обратного клапана.
Рис. 12.2. Традиционный распределитель/коллектор, преобразованный в распределитель без перепада давления за счет установки перемычки между точками 1 и 2
Местоположение байпасной линии является определяющим для обеспечения < кционирования. В схеме соответствующей рис. 12.2, во все контуры подмег
ния поступает теплоноситель с одинаковой температурой в подающей Л1 в оба котла также поступает теплоноситель с одинаковой температурой в с
ной линии. На практике иногда встречаются схемы, представленные на рис.
которых распределитель/коллектор традиционного
исполнения преобразуется
пределитель без перепада давления за счет установки соединительного труба
C-^D. При этом возникают сложности в случае возникновения обратного потока !
в
поскольку в отдельные контуры подмешивания поступает теплоноситель с разл температурой в подающей линии. Выравнивающий поток D—>C поступает гл. образом в самый крайний контур подмешивания (патрубок 3 на рис. 12.3).
12.2. Распределитель без перепада давления — гидравлический разделитель
205
Рис. 12.3. Проблемное исполнение распределителя без перепада давления
Рис. 12.4. Распределитель без перепада давления (DLV) в виде отдельного блока вертикального исполнения (гидравлический разделитель, или гидравлическая стрелка)
I На рис. 12.4 показано каскадное включение двух котлов. Оба котла оснащены ельными насосами и подключены отдельными трубопроводами подающей и ратной линии к распределителю без перепада давления. Для распределителя
206
Глава 12. Схемы с насосами в первичном и вторичном контурах
вертикального исполнения, который поставляется в виде готового блока, используется устойчивое название «гидравлическая стрелка» (или «гидравлический разделитель»). К гидравлическому разделителю подключаются отдельные контуры подмешивания потребителей в исполнении «трехходовой вентиль + насос контура подмешивания». Благодаря гидравлической развязке в точках С и D достигается то, что на расходы в котлах не влияют какие-либо воздействия в контурах потребителей и расход в котле остается постоянным независимо от того, включаются один или два котла. Разумеется, предпосылкой для этого является незначительное общее сопротивление подающей и обратной ветви. Этот результат достигается тогда, когда соединительные трубопроводы подводятся по отдельности вплоть до гидравлического разделителя (см. раздел 17.4).
На рис. 12.4 каждый котел оснащен трехходовым вентилем. Его задача состоит в подмешивании теплоносителя из подающей линии в обратную линию контура котла, для которого требуется определенная минимальная температура в обратной линии. С этим неизбежно связано дросселирование расхода, поступающего в гидравлический разделитель. Эта схема, которая защищает котел от коррозии вследствие выпадения конденсата, в особенности при долговременных низких температурах в обратной линии, получила название пусковой схемы.
Рис. 12.5. Установка с двумя котлами с гидравлическим разделителем и регулированием температуры в обратной линии котла
На рис. 12.5 приведено довольно детальное изображение каскадного включенм котлов с гидравлическим разделителем, исполненное в виде пусковой схемы. Раз личные варианты прохождения потоков в гидравлическом разделителе (перепуЫ и обратный поток) показаны на рис. 12.6.
12.2. Распределитель без перепада давления — гидравлический разделитель 207
Потребитель
Подающая линия
Потребитель
Обратная линия
а
Рис. 12.6. Рабочие состояния гидравлического разделителя: а — перепуск (из подающей линии в обратную); б — обратный поток (из обратнойлинии в цодающую)
Рис. 12.7. Контуры подмешивания с насосом в первичном контуре: а — с распределителем с перепадом давления и трехходовым вентилем (не рекомендуется);
б — эквивалентная схема для о;
в — с распределителем без перепада давления и с трехходовым вентилем
208
Глава 12. Схемы с насосами в первичном и вторичном контурах
Как детально описывалось ранее, использование трехходового вентиля в схеме, представленной на рис. 12.7, а, ошибочно в случае, когда в распределителе/коллекторе действует условиерс >pD- Недостаток этой схемы виден из рис. 12.7, б: параллельные участки 2-D-C и 2-В-1 гидравлически не выровнены, поскольку в параллельной ветви С-D насос выступает в роли дополнительной помехи. Чем меньше перепад давления в эквивалентном насосе (то есть заданное значение для перепускного клапана), тем скорее будет достигнуто гидравлическое равновесие. Если потребитель снабжается через распределитель без перепада давления (рис. 12.7, в), то для распределителя действительно условие рс ~рГ)- Благодаря этому для реализации регулирования подмешиванием можно использовать трехходовой вентиль. Для расчета трехходового вентиля, который на рис. 12.7 заменен вентилями А и В, действительны упрощенные условия, описанные в разделе 5.6, поскольку сопротивление участка переменного расхода С-1 + 2-D явно меньше сопротивления участка потребителя с постоянным расходом, так что получается параметр сети b > 4.
12.3. Промежуточный тепловой аккумулятор
На рис. 12.8, а оба насосных контура (насос Рр первичного контура и насос Р вторичного контура) гидравлически разъединены посредством перемычки С-D, имеющей малое сопротивление. Благодаря этому достигается постоянство расхода в первичном контуре. Это требование особенно значимо в случае, когда в качестве теплогенератора WE используется тепловой насос. Перемычка имеет увеличенное сечение, а потому ее можно использовать в качестве промежуточного теплового аккумулятора, в котором при дисбалансе между произведенным и использованным количеством теплоты кратковременно происходит ее накопление. Такое решение приводит к увеличению продолжительности работы и уменьшению частоты включений компрессора теплового насоса VD, что продлевает срок его службы.
На рисунке также обозначены: VD — компрессор теплового насоса; tR — температура в обратной линии;— температура в обратной линии системы отопления; VWE —расход в теплогенераторе; Ё//л — расход в системе отопления.
На рис. 12.8 показаны две различные возможности включения промежуточного теплового аккумулятора в общую систему.
В варианте на рис. 12.8, а промежуточный тепловой аккумулятор заполняется сверху более горячим теплоносителем из подающей линии, и вследствие разницы в плотности из аккумулятора вытесняется находящийся в нем более холодный теплоносителе из обратной линии. За счет соответствующего исполнения присоединительны! патрубков на аккумуляторе возникает выраженная зона раздела теплоносителя в подающей и обратной линиях. В аккумулятор встроены два температурных датчша Когда зона раздела достигает нижнего датчика, считается, что аккумулятор накопиа теплоту, и тепловой насос отключается. После отбора теплоты вторичным контур» зона раздела перемещается вверх, и по достижении ею верхнего датчика теплов-4 насос вновь включается. Промежуточный аккумулятор, работающий по этому принципу, называется аккумулятором с послойным накоплением теплоты.
12.3. Промежуточный тепловой аккумулятор
209
б
Рис. 12.8. Гидравлическое разъединение теплогенератора и потребителя теплоты посредством промежуточного теплового аккумулятора PS: а — промежуточный аккумулятор с послойным накоплением теплоты; б — промежуточный аккумулятор смесительного типа
В варианте на рис. 12.8, б более теплая вода из подающей линии теплового насоса поступает в промежуточный тепловой аккумулятор снизу и смешивается с более холодной водой из обратной линии системы отопления. В результате температура аккумулятора повышается. По достижении верхней точки отключения регулятора тепловой насос выключается. Промежуточные аккумуляторы, работающие по этому принципу, называются аккумуляторами смесительного типа. Они используют
210
Глава 12. Схемы с насосами в первичном и вторичном контурах
имеющийся объем аккумулятора менее эффективно, чем аккумуляторы с послойным накоплением теплоты, поэтому далее рассматриваются только последние
б
Рис. 12,9. Промежуточный аккумулятор с послойным накоплением теплоты: а — накопление теплоты;
б — отдача теплоты
Различные условия работы аккумулятора с послойным накоплением теплотж при накоплении и отдачи теплоты представлены на рис. 12.9. Изображенный рис. 12.9, а режим накопления теплоты позволяет вывести два важных услогш нормального процесса переключения между режимами:
1. Накопление теплоты, то есть перемещение зоны раздела вниз, можетпроисп кп только тогда, когда расходы VWE и принеполнойтепловойнагрузкеразл-х<^
Поскольку расход VWE сознательно поддерживается постоянным, то во вторичшЛ контуре допустимо применение только тех схем, которые обеспечивают переменный расход VHA, иначе аккумулятор теплоты не будет функционировать.
12.3. Промежуточный тепловой аккумулятор
211
2. Тепловые насосы (и конденсационные котлы) по функционально-техническим причинам нуждаются в ограничении максимальной температуры в обратной линии (tR на рис. 12.8, а). Для этого используется нижний датчик аккумулятора, который отключает тепловой насос, прежде чем температура в обратной линии повысится до критического уровня.
Однако второе условие перестает действовать, если внутри самого вторичного контура происходит недопустимое повышение температуры в обратной линии системы отопления tR НА. Это означает, что внутри контура потребителя не должны использоваться схемы, которые при неполной тепловой нагрузке приводят к повышению температуры в обратной линии. Недопустимо также применение схем с перепускной линией, к которым относятся схемы с перепускным вентилем между распределителем и коллектором, гидравлический разделитель и распределительные схемы с трехходовым вентилем. Дроссельные системы, напротив, оказывают положительное влияние.
Оптимальное использование объема промежуточного аккумулятора теплоты достигается тогда, когда аккумулятор заполняется теплоносителем с максимально возможной постоянной температурой. Благодаря этому достигается минимальная частота переключений компрессора (для тепловых насосов) или горелки. Исследования, проведенные на испытательном стенде [6], показывают, что врзмоАны отклонения от ожидаемого хода процесса.
В промежуточном аккумуляторе имеются 9 точек измерения, расположенных вертикально (рис. 12.10, схематичное представление). На рис. 12.10 показаны изменения температуры во времени в отдельных точках измерений в процессе отдачи теплоты; изначально аккумулятор был равномерно нагрет до температуры 50 °C.
Сначала снижается температура в точке измерения 9 (самой нижней) до температуры в обратной линии системы отопления, равной 33 °C, затем последовательно снижается температура в остальных точках измерения. Если в точке измерения 1 (самой верхней) температура снижается на разность между температурами включения и выключения, равную xs, то насос нагрева аккумулятора включается снова (момент времени А). Исходя из равномерности прохождения отдельных кривых и крутизны падения температуры, можно сделать вывод о качестве образования зоны раздела. Прохождение кривых, показанное на рис. 12.10, б, отображает удовлетворительный процесс. На рисунке также обозначены: WP — тепловой насос; tvwp — температура в подающей линии теплового насоса; tR wp — температура в обратной линии теплового насоса.
Совсем иначе выглядит распределение температуры при нагреве теплового аккумулятора (рис. 12.10, а). Заметно, что температура в точке 1 не только не может удержаться на значении температуры нагрева аккумулятора, но, наоборот, понижается, а повышение температуры в остальных точках измерения не достигает требуемого значения 50 °C. Причина этого заключается в том, что повышение температуры в конденсаторе теплового насоса при неполной тепловой нагрузке, а значит, и при сравнительно низкой температуре в обратной линии оказывается недостаточным 1тя создания требуемой температуры заполнения аккумулятора.
212
Глава 12. Схемы с насосами в первичном и вторичном контурах
Рис. 12.10. Изменение температуры в промежуточном тепловом аккумуляторе: а — во время нагрева;
б — во время разбора горячей воды
К моменту времени В в самой нижней точке измерения 9 достигается такая температура, как и в других точках измерения: в первом приближении аккч лятор нагрет, однако еще не до требуемой температуры. В период времени Л-в различных точках измерения действительно наблюдаются разные темпера’ -
12.3. Промежуточный тепловой аккумулятор
213
таким образом, имеются признаки послойного нагрева. Однако в каждый из моментов времени периода В—>С устанавливается примерно одинаковая температура во всех точках измерения промежуточного теплового аккумулятора, так что в это время аккумулятор утрачивает свойства послойного накопителя. Температура на выходе tVWP постоянно превышает температуру регулирования, замеряемую в точке измерения 1. Следует ожидать, что произойдет аварийное отключение, если максимально допустимая температура на выходе из конденсатора теплового насоса tv wp будет превышена прежде, чем регулируемая величина достигнет точки С.
Время
Рис. 12.11. Изменение температуры в слоях при нагреве теплового аккумулятора при регулировании температуры на выходе из теплогенератора
Отключения можно избежать, если регулировать температуру на выходе из контура теплового насоса, поддерживая ее постоянной. С этой целью в схему, представленную на рис. 12.11, установлен трехходовой вентиль.
Требование поддержания постоянного расхода в конденсаторе теплового насоса с< людается, как и ранее.
Нагрев промежуточного теплового аккумулятора оказывается теперь упорядоченным (см. рис. 12.11). В нем не происходит перемешивание, подобное показанному на рис. 12.10, а.
214
Глава 12. Схемы с насосами в первичном и вторичном контурах
12.4. Гидравлическая развязка и трехходовой вентиль
Из предыдущего раздела ясно, что в схемах с насосом в первичном контуре, в которых в местах подсоединения X и У схемы потребителя возникает положительный перепад давления (рис. 12.12, а), использование трехходового смесительного вентиля имеет недостатки, вместо этого для регулирования подмешивания контура потребителя следует предусмотреть схему, представленную на рис. 12.12, б.
Рис. 12.12. Схемы подмешивания с насосами в первичном контуре: а — без гидравлической развязки с трехходовым вентилем (не рекомендуется);
б — с гидравлической развязкой в точках С и D и с проходным вентилем;
в — с гидравлической развязкой в точках С и D и с трехходовым вентилем
Как показывает приведенный в разделе 17.2 гидравлический анализ схемы этого вшв. здесь, возможно, возникнут сложности, если при неполной нагрузке значительно в менится перепад давления между точками X и У. Это возмущающее влияние можЛ исключить установкой регулятора перепада давления (DDR на рис. 12.12, б).
Установка обратного клапана RS в перемычку С-D ухудшает степень гидравлической развязки. Это необходимо для гидравлики лишь тогда, когда прцщр.ми налггчА
12.4. Гидравлическая развязка и трехходовой вентиль
215
нагрузке температура в подающей линии вторичного контура t должна быть равна температуре в подающей линии в первичном контуре и при этом может возникнуть нежелательное направление потока C-^D.
Во всех остальных случаях неполной тепловой нагрузки препятствие для прохождения потока из точки С в точку D образуется регулированием температуры первичного теплоносителя за счет соответствующего ограничения хода штока . Более подробно этот вопрос, включая необходимые меры по регулированию, рассматривается в разделе 17.2.
В некоторых случаях при использовании решения, приведенного на рис. 12.12, все же возникают проблемы. Например, в случае длинных соединительных трубопроводов (Х-С) + (D-Y) регулирующее воздействие вентиля RV при малых расходах связано с соответствующим ему большим временем запаздывания, таким образом, можно получить неудовлетворительные с точки зрения техники регулирования результаты. Сохраняя гидравлическую развязку в точках С и D, благодаря установке трехходового вентиля можно достичь эксплуатации соединительных трубопроводов с постоянным расходом (участки постоянного расхода выделены на рис. 12.12, в жирными линиями). Трехходовой вентиль устанавливается таким образом, чтобы он работал в качестве оказывающего благоприятное влияние смесительного органа.
Рис. 12.13. Базовая и эквивалентная схемы установки кондиционирования: Декомпенсируется насосом Р,; Др2 компенсируется насосом Р2. Расчетные значения для трехходового вентиля: ApSK — потеря давления при постоянном расходе; Др— потеря давления при переменном расходе
216
Глава 12, Схемы с насосами в первичном и вторичном контурах
На рис. 12.13 приводится пример применения из техники кондиционирования воздуха. Цель здесь заключается в том, чтобы поддерживать постоянный расход как в испарителе холодильной установки VD, так и в охладителе воздуха LK. Трубопровод С-D обеспечивает гидравлическую развязку обоих насосных контуров.
На рисунке обозначены значения для расчета трехходового вентиля: Држ — потеря давления при постоянном расходе; Држ — потеря давления при переменном расходе. Поскольку рс ~pD, то гидравлическое сопротивление контура потребителя C-LK-D равно нулю. В остальной части гидравлической схемы точки С и D могут быть объединены в одну точку, поскольку давление в них одинаково. Эквивалентная схема, в которой трехходовой вентиль заменен вентилями Уи W, показывает, что сопротивления двух параллельных ветвей E-W-F и E-C-D-V-F примерно одинаковы. Таким образом, гидравлическое уравновешивание не требуется. Параметр сети b = \рSK /Лрsv вследствие незначительной потери давления как правило, будет таким большим, что расчетная потеря давления Др > 1000 Па может быть выбрана без учета авторитета вентиля Pv либо параметра вентиля а (см. пояснения в разделе 5.6).
Глава 13
Свойства базовых схем
Распределительные сети систем водяного отопления и кондиционирования представляют собой замкнутые контуры, отдельные части которых состоят из элементов базовых схем, представленных в главе 7.
Рис. 13.1. Разделение сетей:
1 — сети теплогенератора;
2 — распределительные сети;
3 — сети потребителя
218
Глава 13. Свойства базовых схем
Существует множество возможных комбинаций элементов, однако не каждая комбинация дает подходящее решение. Принцип действия таких общих систем можно оценивать с помощью различных критериев, целесообразно их разделение в соответствии с решаемыми задачами или по принципу действия.
в г
Рис. 13.2. Структура систем:
а и б — одиночные системы; в и г — двойные системы
Так, например, принято классифицировать системы по функциям выработки, ] пределения и отдачи энергии. Рисунок 13.1 иллюстрирует разделение по этим треи функциям. Комбинируя различные элементы схем, необходимо проверять, кж воздействует на них неполная тепловая нагрузка, в частности: расходы, переп м давления, расходы на энергию перемещения теплоносителя и перепады температур. Часто благоприятное для гидравлики решение, которое является основой для фуи-1 кционирования процесса регулирования, оказывается невыгодным с точки зрении
Свойства базовых схем
219
энергетических затрат. Так, представленное на рис. 13.4 исполнение обеспечивает оптимальный гидравлический режим благодаря наличию многих участков постоянного расхода, но при частичной тепловой нагрузке энергопотребление насосов не снижается, поскольку подача насосов постоянна при любом уровне нагрузки. Таким образом, это исполнение не является энергетически выгодным решением.
На рис. 13.1 приведено разделение системы на подсистемы в зависимости от выполняемой функции: выработки, распределения или передачи энергии. Далее общая схема может классифицироваться в зависимости от того, в каких местах этих трех подсистем передается энергия от циркуляционных насосов, необходимая для циркуляции теплоносителя. На рис. 13.2 и 13.3 и в табл. 13.1 приведен обзор наиболее часто применяющихся вариантов схем. Одиночной системой при этом будет называться такая схема, в которой энергия насосов подается только в одну из трех подсистем. Аналогично в двойной и тройной системах энергия насосов подается в каждую из двух или трех частей сети соответственно. На рис. 13.2, а энергия насоса подается исключительно в сеть потребителя. На рис. 13.2, виг энергия насосов поступает и в сеть теплогенератора, и в сеть потребителей.
© Выработка энергии j
Рис. 13.3. Структура систем: д — и — тройная система
220
Глава 13. Свойства базовых схем
Таблица 13.1
Наименование Рисунок Примеры и границы применения
Одиночца^ система 13.2, а Расположение цасоса в контуре потребителей 3-Используется в простых системах отопления зданий Предпосылкой для этого является то, что теплогенератор допускаед эксплуатацию с переменным расходом. В случае наличия нескольких контуров потребителей граница применения задается отношением сопротивления сети теплогенератора 1 и сети потребителей 3 (см. раздел 11.2)
13.2, б Расположение насоса в сети теплогенератора 1. Используется для коллекторов напольного отопления, для коллекторной поэтажной разводки радиаторов и для подсоединения калориферов. Если теплогенератор не допускает эксплуатации с переменным расходом или нужно избежать изменения перепада давления в подводящих патрубках потребителей, то проходные вентили потребителей необходимо заменить трехходовыми
Двойная система 13.2, б Один или несколько насосов располагаются в контурах потребителей 3 и один насос — в сети теплогенератора 1. Используется проходной регулирующий вентиль для регулирования подмешиванием. Перепад давления в точках передачи к потребителю регулируется при помощи одного перепускного клапана, регулируемого по перепаду давления; то же верно и для нескольких контуров потребителей. Гидравлическая развязка сети теплогенератора 1 и сети потребителей 3 обеспечивается перепускной линией. Теплогенератор эксплуатируется с постоянным расходов что невыгодно с энергетической точки зрения, посколь энергопотребление насоса при частичной тепловой нагрузке не снижается. Эксплуатация теплогенератора с переменным расходо! возможна, если перепад давления регулируется регулирующими вентилями путем дросселирования, приче для каждого контура потребителей требуется свой вентиль перепада давления
13.2, г Сеть теплогенератора 1 и сеть потребителей 3 гидравлически развязаны при помощи перемычки. Переп давления между распределителем и коллектором поддерживается постоянным и близок к нулю. Регулирование подмешиванием, в отличие от рис. 13.2, в, осуществля трехходовыми вентилями. Теплогенератор работает с постоянным расходом, неполной нагрузке происходит перепуск через перемычкт Эксплуатация теплогенератора с переменным расходом возможна при регулировании частоты вращения рабоч колеса насоса
Свойства базовых схем
221
Тройная система 13.3, а Эксплуатация каждого котла с постоянным расходом возможна благодаря наличию отдельных котловых насосов. Сеть теплогенератора 1 и распределительная сеть 2 разделяются при помощи гидравлического разделителя. Во время пуска трехходовые вентили в сети теплогенератора ограничивают минимальную температуру в обратной линии котла. В гидравлическом разделителе при частичной тепловой нагрузке поток может проходить в обоих направлениях (перепуск и обратный поток)
13.3, б Регулирование подмешиванием в контуре потребителя осуществляется проходным вентилем (см. рис. 13.2, в)
13.3, в Регулирование подмешиванием в контуре потребителя осуществляется трехходовым вентилем на распределителе без перепада давления
13.3, г Регулирование подмешиванием в контуре потребителя осуществляется схемой впрыска
13.3, д Регулирование подмешиванием в контуре потребителя осуществляется струйным насосом. Это особый случай, поскольку струйным насосом энергия для транспортировки теплоносителя в систему не подается, а лишь используется имеющаяся энергия перепада давления для получения эффекта подмешивания
Дальнейшая классификация может выполняться на основании соотношений давлений в распределителе и коллекторе. На рис. 13.4, а представлен распределитель с перепадом давления, посколькуps7*pe В схемах 61 и 62 на рис. 13.4 под действием насоса в первичном контуре соблюдается условиер7 > ps. Таким образом, распределитель вновь имеет перепад давления, но уже с другим знаком по сравнению со схемой на рис. 13.4, а. Представленные на рис. 13.4 схемы 61 и 62 иногда называют схемами впрыска, а иногда это наименование относят только к схеме 2, таким образом, этот термин является не вполне однозначным.
Классифицировать сети можно также по изменению давления. Целесообразно разделять их на участки постоянного и переменного расхода, причем для участков постоянного расхода допускаются определенные колебания расходов. В схеме, представленной на рис. 13.5, а, расход во всех участках переменный. На рис. 13.5, б постоянный расход аблюдается только в участках потребителей, а на рис. 13.5, в — еще и в контуре теплогенератора. На рис. 13.5, г расход постоянен в сети теплогенератора и в распределительной сети. Разделение на участки постоянного и переменного расхода часто не столь очевидно, как в приведенных выше примерах. И в сетях с переменным расходом • всех участках (рис. 13.5, а) можно обнаружить участки постоянного расхода, когда роходные вентили будут действовать асинхронно (см. пояснения в разделе 4.7).
Для регулирования тепловой производительности поверхностей нагрева пот-бителей (отопительных приборов) в соответствии с потребностями можно льзовать два способа регулирования:
дроссельное регулирование, когда изменяется расход теплоносителя, проходящего через прибор;
.5 регулирование температуры в подающей линии.
222
Глава 13. Свойства базовых схем
3 ^2
Рис. 13.4. Отношение давлений в распределителе/коллекторе:
а — распределитель с перепадом давления;
б — распределитель с перепадом давления (схема впрыска); в — распределитель без перепада давления
Способ дроссельного регулирования можно реализовать с точки зрения гидравлики, используя различные решения. На рис. 13.6, а для этого используется проходной вентиль, а на рис. 13.6, в — трехходовой вентиль с функцией подмешивание Воздействие на теплоотдачу поверхностей нагрева потребителей в обоих сл одинаково: на рис. 13.6, а оно достигается при помощи дроссельной схемы, а п рис. 13.6, в — при помощи распределительной схемы. С точки зрения технмж регулирования различие состоит в том, что в случае 13.6, в и при малой те главой нагрузке расчетная скорость теплоносителя в трубопроводах к потребителе сохраняется, что обеспечивает более приемлемое время запаздывания. Важнее признаком различия рассмотренных решений является поведение гидравлшж. в точках X— Y подсоединения потребителей к распределительной сети в случае1 использования дроссельной схемы наблюдается переменный расход, а в случи использования распределительной схемы — постоянный. Это различие часто <«И зывается решающим. В соответствии с изложенными в разделе 12.3 поясненш схему, приведенную на рис. 13.6, в, нельзя подключать к промежуточному тепл му аккумулятору, поскольку он может выполнять функции накопления и отд теплоты, только если отбор из теплового аккумулятора происходит с переме' i расходом.
Свойства базовых схем
223
Рис. 13.5. Разделение сети на участки переменного и постоянного расхода
Способ регулирования температуры в подающей линии можно реализовать при помощи схемы с трехходовым вентилем и насосом потребителя. Предпосылкой для этого является то, что температура в подающей линии сети теплогенератора выше, чем требуемая температура в подающей линии сети потребителей при частичной тепловой нагрузке. Расход потребителей при этом остается примерно постоянным,
224
Глава 13. Свойства базовых схем
если не действует какой-либо дополнительный дросселирующий орган (например, термостатический вентиль). В этом и заключается отличие гидравлического решения, представленного на рис. 13.6, б, от двух других вариантов. Однако если рассматривать также точки X и Y, то способы, отображенные на рис. 13.6, а и б, окажутся равноценными, поскольку в обоих случаях в этих точках наблюдается переменный расход. Из этого также следует, что обе схемы можно подсоединять к промежуточному тепловому аккумулятору.
Рис. 13.6. Виды схем:
а — дроссельная; б — подмешивания; в — распределительная
С уменьшением нагрузки схема, приведенная на рис. 13.6, б, благодаря действа» насоса подмешивает охладившийся теплоноситель из обратной линии в подающую и тем самым при неполной нагрузке понижает температуру в подающс! линии перед потребителем. В этом случае речь идет о схеме подмешивания Однако, как описывалось ранее, подмешивание можно выполнять также щж помощи перемычки между подающей и обратной линиями (см., наприме; рис. 12.1, в).
При выборе для применения той или иной схемы решающей часто оказывается в тепловая характеристика. Если при неполной нагрузке в схеме наблюдается not шение температуры в обратной линии, то для эксплуатации традиционного кош это является преимуществом, к этому даже стремятся, так как тем самым может бы-» устранена опасность коррозии из-за конденсации отходящих газов. И наобо в случае использования конденсационного котла или теплового насоса погашения температуры в обратной линии нужно избегать, потому что в кон денег ционном котле из-за этого понижается степень конденсации отходящих газо -а тепловые насосы могут отключиться вследствие срабатывания устройте безопасности.
Свойства базовых схем
225
Температурное воздействие дроссельной схемы показано на примере радиатора (рис. 13.7). В нем температура теплоносителя приближается к комнатной температуре Г тем быстрее, чем меньше расход теплоносителя. Зависимости температуры от тепловой нагрузки изображены на рис. 13.8.
Рис. 13.7. Изменение температуры в дроссельной схеме в зависимости от тепловой нагрузки
tv— температура в подающей линиг tR — температура в обратной линии £, —температура помещения
Рис. 13.8. Изменение температуры: а — в дроссельной схеме; б — в схеме подмешивания; в — в распределительной схеме
Благодаря свойственному этой схеме понижению температуры в обратной линии понижением нагрузки она выгодна для конденсационной техники и тепловых lacocoB. Такая характеристика требуется и при подключении к системе централи-юванного теплоснабжения.
'хема подмешивания дает известные кривые нагрева для температуры в подающей обратной линиях (рис. 13.8, б). На самом потребителе разность температур tE - tF уменьшается пропорционально возрастанию тепловой нагрузки. Однако разность емператур в точках подключения Хи У повышается с понижением нагрузки. Таким бразом, с термодинамической точки зрения, схема подмешивания оказывает такое не влияние в точках подключения X и У, как и дроссельная схема, приведенная на ис. 13.6, а. Она оказывается столь же пригодной для конденсационных котлов, яловых насосов и при снабжении от системы централизованного теплоснабжения, го и дроссельная схема.
226
Глава 13. Свойства базовых схем
т = const
Рис. 13.9. Теплоотдача через границу систем в точках X-Y
В распределительной схеме (см. рис. 13.6, в) для расхода потребителя условия такие же, как и в дроссельной схеме (см. рис. 13.6, а). То есть при снижающейся тепловой нагрузке наблюдается такая же зависимость температуры в обрати линии tp отображенная на рис. 13.8, в. В соответствии с рис. 13.9 для определения температуры в обратной линии в точке Y при теплоотдаче Q, приведенной к точкам подключения X и У, справедливо выражение
&X-Y= — > аз* J
т-с
а вследствие постоянного расхода из первичной сети
= const- Q. (13 -
Это означает, что пропорционально снижающейся тепловой мощности уменьшается значение перепада температур Xtx_Y (рис. 13.8, в). Здесь, в отличие г-дроссельной схемы и схемы подмешивания, температура в обратной линии в точ :1 У, то есть в точке перехода в распределительную сеть, с понижением тепловой ьэ-грузки повышается. Распределительная схема, в отношении температуры в обрат я 4 линии, выгодна для эксплуатации традиционных котлов, но невыгодна для конденсационных котлов, тепловых насосов и при снабжении от системы центральн ем теплоснабжения.
Обзор характерных воздействий трех изображенных на рис. 13.8 видов схем ттм веден в табл. 13.2.
Свойства базовых схем
227
Таблица 13.2
Область воздействия Дроссельная схема Схема подмешивания Распределительная схема
Гидравлика Изменяются расход и перепад давления в распределительной сети. Перепад давления в точках подключения потребителя растет при уменьшении расхода. Довольно большая расчетная потеря давления в регулирующем вентиле, для того чтобы ограничивать деформацию характеристики вентиля. Пригодна для подсоединения к промежуточному тепловому аккумулятору Приблизительно постоянный расход в сети потребителей, если не появится какое-либо дополнительное дросселирующее воздействие. Расчет трехходового вентиля не вызывает затруднений в случае достаточно большого параметра 6. Переменный расход на входе в распределительную сеть, поэтому пригодна для подсоединения к промежуточному тепловому аккумулятору. В случае использования нескольких контуров подмешивания пределы применения определяются перепадом давления в распределителе или коллекторе. При необходимости трехходовой вентиль заменяется проходным или используется распределитель без перепада давления. Благодаря постоянному расходу в сети потребителей дает приемлемое время запаздывания для регулирования потребителя Отсутствует изменение расхода и перепада давления в распределительной сети. Гидравлически оптимальное решение. Непригодна для подсоединения к промежуточному тепловому аккумулятору
Регулирование При малых тепловых нагрузках коэффициент передачи повышается в зависимости от авторитета вентиля, возникает опасность неустойчивой работы. При уменьшении расхода в распределительной сети увеличивается время запаздывания Благодаря постоянству расхода в распределительной сети теплоноситель с измененной температурой быстро поступает к потребителю. Работа тепло- или хладогенераторов при постоянном расходе выгодна с точки зрения регулирования, а также частично с точки зрения эксплуатации
228
Глава 13. Свойства базовых схем
Таблица 13.2 (продолжение)
Область воздействия Дроссельная схема Схема подмешивания Распределительная схема
Теплотехника Температура в обратной линии понижается при уменьшении тепловой нагрузки, поэтому схема пригодна для конденсационных котлов и тепловых насосов Аналогично дроссельной схеме Температура в обратной линии повышается при уменьшении тепловой нагрузки, поэтому схема непригодна для конденсационных котлов и тепловых насосов
Экономия энергии В случае дросселирующего воздействия регулирующих вентилей возможно снижение частоты вращения рабочего колеса насоса (экономия энергии) В сети потребителей расход даже при неполной тепловой нагрузке остается постоянно большим, что энергетически невыгодно. В распределительной сети наблюдается переменный расход, поэтому, как и в случае дроссельной схемы, возможна экономия энергии, потребляемой насосами В распределительной сети даже при снижающейся нагрузке расход остается постоянным, экономия энергии, потребляемой насосами, невозможна
Глава 14
Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
14.1. Цели использования
На рис. 14.1 показаны возможные варианты установки регуляторов давления в зависимости от решаемых задач. Они различаются местом измерения ретулируемой величины.
Рис. 14.1. Варианты установки регуляторов давления
230
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
Регулятор DR определяет давление после вентиля. Его задача заключается в том. чтобы в случае колебаний давления pv на входе поддерживать как можно более стабильное значение давления после вентиля за счет соответствующего ретулиру-ющего воздействия.
Регулятор URi определяет давление перед вентилем. Для того чтобы система могла оставаться заполненной до самой верхней точки, должно обеспечиваться минимальное давление в месте установки регулирующего вентиля pmiri = р • g • h. Если давление в обратной линии станет ниже этого значения, то шток перепускного ретулятора L7?, переместится в направлении закрытия. За счет этого увеличивается потеря давления в вентиле, а тем самым и давление перед вентилем. Таким образом можно будет обеспечить требуемое минимальное давление pmm.
В то время как регулятор UR\ должен препятствовать снижению давления ниже установленного, задача ретулятора Й?2 заключается в том, чтобы препятствовать недопустимому повышению давления. Оба регулятора одинаковы по конструктивному исполнению, но, безусловно, по-разному влияют на потребителя. Регулятор CT?j посредством регулирующего воздействия вызывает изменение подаваемого потребителю расхода, в то время как ретулирующее воздействие на регуляторе UR2 никаких изменений подаваемого потребителю расхода не вызывает. Действие обоих риуляторов характеризуется их названиями: «перепускной регулятор с дроссельной функцией» ( URl) и «перепускной ретулятор с функцией перепуска» ( UR2) На практике часто используются названия «регулятор давления» или «редуктор давления» (DR) и «перепускной клапан» (или вентиль) (UR\ и ЙТ?2).
В гидравлических схемах применяются в основном ретуляторы давления, в которых в качестве регулируемой величины используется не одно значение давления, как описано ранее, а перепад давления. 4"“'
Задачи подобного типа встречаются в трех отписанных далее случаях.
J
Рисунок 14.2, а относится к случаю расчета термостатического вентиля. Наряду с учетом авторитета вентиля, влияющего на характеристику регулирования, определенную роль играют также акустические факторы. При высоких значениях Apj_3 возникает опасность того, что повышение перепада давления в терморегулирующем вентиле станет таким большим, что вследствие кавитации в зоне затвора вентиля возникнут значительные шумы. Часто в таких случаях для разгрузки вентиля используют повышенную потерю давления, которую можно настроить в регулируемом резьбовом соединении в обратной линии радиатора ERV. Опасность возникновения шумом наступает при очень малых ходах штока термостатического вентиля, то есть прм малом расходе. Рисунок 14.3 позволяет установить, что в соответствии с парабола! сопротивления регулируемого резьбового соединения ERV с уменьшением расхода уменьшается и потеря давления, таким образом, потребность в разгрузке вентиля прм малом расходе отпадает. Эта функция разгрузки действовала бы только тогда, есля бы исходная расчетная потеря давления могла сохраняться и при уменьшающемся расходе. На рис. 14.3 представлена принятая характеристика регулятора £)£)/?, которая это требование выполняет. При каждом уменьшении расхода рабочая точка дот
14.1. Цели использования
231
достигаться на все более крутой характеристике сопротивления — это означает, что ход штока регулируемого резьбового соединения должен был бы настраиваться в зависимости от имеющегося расхода так, чтобы перепад давления Лр2_3 мог поддерживаться постоянным. Регуляторы, поддерживающие постоянным перепад давления между двумя точками измерения, называются регуляторами перепада давления. В задаче регулирования, отображенной на рис. 14.2, а на самом деле имеется высшая цель — поддерживать постоянный перепад давления не между точками измерения 2 и 3, а между точками 1 и 2. Рисунок 14.2, б отображает решение, при реализации которого можно избежать недопустимого повышения перепада давления в термостатическом вентиле при уменьшении хода штока.
Рис. 14.2. Варианты монтажа:
а — термостатический вентиль и регулируемое резьбовое соединение в обратной линии радиатора ER V;
б — термостатический вентиль и регулятор перепада давления DDR
Рис. 14.3. Достижение приблизительно постоянного перепада давления Лр2-з в регулируемом резьбовом соединении в обратной линии радиатора ERVза счет характеристики регулятора перепада давления DDR
232
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
Для средних и крупных котлов, для отопительных конденсаторов тепловых насосов и испарителей холодильных установок по эксплуатационным причинам часто требуется, чтобы номинальный расход в них при неполной тепловой нагрузке изменялся незначительно. Выполнение этого требования всегда приводит к одновременному улучшению характеристики регулирования. На рис. 14.4 использовано основное правило для гидравлических схем:
в том участке сети, расход в котором должен поддерживаться постоянным, необходимо установить насос.
Ск = const
Рис. 14.4. Установка насоса Р в первичном контуре и перепускного клапана, регулируемого по перепаду давления для достижения VK = const
Выполнения этого правила, однако, оказывается недостаточно, как будет пояснено далее. На рис. 14.5 представлена эквивалентная характеристика Е, возникшая в результате последовательного соединения элементов РмК. Если определенный расход VK должен поддерживать постоянным, то из рис. 14.5 следует, что этого можно добиться только за счет поддержания перепада давления Api_2 постоянным. Это граничное условие выполняется за счет того, что устанавливается перемычи с регулятором, который поддерживает постоянным перепад давления между точками 1 и 2 на рис. 14.4. На рис. 14.2, б регулятор перепада давления DDR установлея последовательно с термостатическим вентилем, этот вид соединения называют дроссельной схемой. На рис. 14.4 регулятор перепада давления установлен в перемычку к котлу, он осуществляет функцию перепуска. Иногда его называют перепускным вентилем, регулируемым по перепаду давления. Если расход, с -бираемый потребителем, переменный, но при этом расход VK должен оставаться постоянным, то разница потоков должна перепускаться в направлении 2—>1 через регулятор перепада давления.
Этого можно достичь только при р2 > р}. Данное условие достигается за счет воздействия насоса Р. На графике, представленном на рис. 14.5, это условие выполняется благодаря прохождению Е в 1-м квадранте. Характеристика Е позволяет такяг
14.1. Цели использования
233
сделать следующий вывод о требуемом воздействии регулятора перепада давления: как только расход VK уменьшается, перепад давления возрастает. Получить такое увеличение расхода в регулирующем вентиле возможно лишь тогда, когда в ответ на повышение перепада давления регулятор будет открываться. График на рис. 14.5 иллюстрирует также границы этого решения. Если перепад давления Apt_2 становится меньше значения открытия (ОР1 на рис. 14.5), то регулятор не действует. Он не может воспрепятствовать дальнейшему увеличению расхода, если оно происходит из-за слишком сильного воздействия насоса PS (см. рис. 14.4). Таким образом, регулятор перепада давления может препятствовать только уменьшению расхода VK, но не его повышению. Он допускает только перепуск в направлении 2->1, но не обратный поток в направлении 1—>2. Более подходящее решение представлено на рис. 14.6, где функцию регулирования перепада давления выполняет распределитель без перепада давления. При этом перепад давления при номинальной тепловой нагрузке устанавливается равным нулю. В этом случае может происходить как перепуск, так и обратный поток. При этом расход VK ограничивается не только снизу, как в решении в соответствии с рис. 14.4, но и сверху.
Рис. 14.5. Построение эквивалентной характеристики Е для элементов РмК
Если в каком-то участке сети должно достигаться постоянство расхода, то, как было сказано ранее, предпосылкой для этого является установка насоса в этом участке сети. Однако одного этого мероприятия недостаточно — необходимо выполнить еще одно условие: после насоса следует обеспечить возможность для перепуска.
OP — der Offnungspunkt — точка открытия. — Примеч. перев.
234
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
В схемах, приведенных на рис. 14.4 и 14.6, возможность перепуска обеспечивается перепускным клапаном либо распределителем без перепада давления.
Рис. 14.6. Перепуск и обратный поток в распределителе без перепада давления
Рис. 14.7. Схематичное изображение конструкции и компоновки регулятора расхода:
1 — корпус регулятора;
2 — седло регулятора;
3 — конус;
4 — шток конуса;
5 — металлический сильфон;
6 — регулировочное кольцо;
7 — пружина;
8 — дифференциальный регулятор;
9 — импульсные трубки;
10 — измерительная диафрагма
14.2. Принципиальное строение
235
Решение, отображенное на рис. 14.4 и 14.6, для поддержания постоянного расхода в участке сети за счет установки насоса и возможности перепуска можно использовать только тогда, когда на этот участок не оказывается какого-либо гидравлического воздействия, то есть при постоянстве сопротивления участка. Если же сопротивление участка сети изменяется, для того чтобы добиться постоянства расхода, можно использовать регулятор перепада давления в сочетании с измерительной диафрагмой — в качестве регулятора расхода. Так называемое эффективное давление, которое представляет собой зависящий от расхода перепад давления, поддерживается в измерительной диафрагме постоянным за счет воздействия регулирующего органа (рис. 14.7). Вместо измерительной диафрагмы можно использовать любое постоянное сопротивление, например балансировочный вентиль.
14.2. Принципиальное строение
Реакция на гидравлическое воздействие в системах водяного отопления и кондиционирования благодаря несжимаемости среды происходит с малым запаздыванием и, тем самым, с малой постоянной времени. Для устойчивости регулирования необходим регулирующий орган с малым временем хода. Этому требованию удовлетворяют регулирующие органы, приводимые в действие давлением среды. Регу-тяторы давления и регуляторы перепада давления, работающие по этому принципу, к тому же не нуждаются в дополнительной энергии и имеют низкую стоимость. Давление среды воздействует на измерительную мембрану, на которой вследствие уравновешивающего усилия цилиндрической нажимной пружины сравниваются заданное и фактическое значения регулируемой величины. На рис. 14.8 показано принципиальное строение вентиля, регулирующего давление на основе принципа перепуска. Входное давление среды рр которое, насколько это возможно в технике регулирования, должно поддерживаться постоянным, воздействует на эластичную резиновую мембрану, имеющую эффективную площадь Ам. Сверху на мембрану ействует атмосферное давление.
В итоге на мембрану действует направленная вверх сила
= (14.1)
Для достижения устойчивого регулирования требуется определенный ход штока ентиля, который происходит за счет противодействующего воздействия пружины с силой Fp Когда фактическое значение регулируемой величины рЕ возрастает, то следствие увеличения силы FM мембрана и связанный с ней шпиндель перемещаются вверх до тех пор, пока противодействующее усилие пружины FE и усилие мембраны FM не сравняются. Посредством соответствующего изменения предва-ительного сжатия пружины можно изменять заданное значение регулируемой величины.
236
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
Рис. 14.8. Принципиальное строение Рцс. 14.10. Перепускной вентиль
регулятора давления, с компенсацией давления
управляемого мембраной
Рис. 14.9. Перепускной вентиль с управляющим клапаном
14,2. Принципиальное строение
237
Значительная доля стоимости регулятора давления приходится на нажимную пружину. Затраты на изготовление пружины зависят, помимо прочего, от требуемого хода штока и, таким образом, от номинального диаметра и заданного значения регулируемой величины (требуемого давления). Для того чтобы иметь возможность при больших номинальных диаметрах и соответствующих значениях давления или перепада давления использовать более дешевые пружины другого размера, фактическое значение регулируемой величины передается не на мембрану, связанную со шпинделем вентиля, как показано на рис. 14.8, а на мембрану управляющего вентиля меньших размеров (перепускной вентиль с управляющим клапаном, рис. 14.9). Пружина, соединенная с основной мембраной, выполняет только одну функцию — обеспечивает закрытие вентиля при равенстве давлений р7 и рд, действующих на мембрану. Если входное давление повышается, то управляющий клапан открывается. Из-за повышения давления pz повысится и разность давлений р7 - рд и вызовет соответствующее увеличение хода штока главного вентиля.
Определенная по уравнению (14.1) сила воздействия на мембрану направлена на открытие вентиля (см. рис. 14.8). Ей противодействует сила, действующая на конус вследствие разности давлений рЕ ирд. Поскольку регулируется входное давление среды рр то оно претерпевает лишь незначительные изменения. Однако выходное давление рд зависит от гидравлического режима на участках сети, следующих за вентилем. Изменяясь, оно изменяет усилие, действующее на затвор, вызывает этим изменение хода штока и, наконец, изменение регулируемой величины рЕ. Влияние выходного давления рд на результат регулирования может быть в значительной степени исключено, если усилие воздействия мембраны будет увеличено за счет увеличения ее площади. Это приведет к увеличению стоимости регулирующего вентиля. Более эффективного устранения влияния выходного давления/^ можно добиться за счет конструкционных мероприятий по компенсации влияния давления рд на площадь конуса.
В случае решения, представленного на рис. 14.10, давлениерд действует через полый шпиндель на торцевую внутреннюю поверхность металлического сильфона. На торцевую поверхность сильфона снаружи и изнутри воздействуют обусловленные давлениямирл ирЕ силы, направленные противоположно и компенсирующие друг друга.
В регуляторе перепада давления на мембрану с обеих сторон действуют силы, обусловленные обоими давлениями. При выборе регуляторов перепада давления необходимо учитывать, какой тип срабатывания регулятора требуется. В случае задачи, представленной на рис. 14.2, б, регулятор перепада давления должен открываться, если перепад давления уменьшается, в то время как для задачи на рис. 14.4 регулятор должен открываться, если перепад давления повышается. Это сказывается на конструктивном исполнении регулятора и способе подсоединения импульсных трубок. Исполнение в соответствии с рис. 14.11, а соответствует требованиям перепускной схемы, приведенной на рис. 14.4, а исполнение в соответствии с рис. 14.11, б — требованиям дроссельной схемы, изображенной на рис. 14.2, б.
238
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
Рис. 14.11. Регулятор перепада давления:
а — открывающийся при повышении перепада давлений (для перепускной схемы);
б — закрывающийся при повышении перепада давлений (для дроссельной схемы) ’
14.3. Характеристики регулирования
На мембрану регулятора перепада давления, представленного на рис. 14.12 (перепускная схема), действует сила Fw обусловленная перепадом давления Др. Емт противодействует сила сжатия пружины Ff Сила сжатия пружины может быть изменена за счет соответствующего ее предварительного сжатия путем вращении регулировочного колеса. При этом изменяется величина хода предварительно сжатияД. Если конус вентиля поднимается вследствие повышения перепада давления, то из-за сжатия пружины сила сжатия Ff возрастает. Максимально возможное увеличение силы сжатия пружины ДЕ зависит от ее жесткости с и пределов хо штока. В той же степени, в какой изменяется сила сжатия пружины при изменения хода штока, изменяется и сила воздействия на мембрану
Гм=^Р'Ам- (14J»
Если пренебречь силой, действующей на конус вентиля, то получится
Fm - Ff ~ ' ^м-
(143>
14.3. Характеристики регулирования
239
Из уравнения (14.3) следует, что регулируемая величина Др пропорциональна силе сжатия пружины и потому изменяется с изменением хода штока. К моменту, когда будет исчерпан весь диапазон хода штока, регулируемая величина изменится на d (Др) - Это так называемый диапазон пропорциональности регулятора.
Рис. 14.12. Схема строения пружинного регулятора перепада давления (перепускная схема)
Для любого регулятора давления или перепада давления, в котором, как показано на рис. 14.8 или 14.12, для уравновешивания сил, действующих намембрану, используется нажимная пружина, характерно изменение регулируемой величины в зависимости от хода штока. Чем меньше диапазон пропорциональности, тем выше точность регулирования, но также выше склонность к неустойчивости регулирования.
На рис. 14.13 по оси абсцисс отложен нормированный ход регулирования. Вместо него изготовители указывают расход — величину, которая является определяющей при расчете любого регулятора. Из-за погрешностей при изготовлении профиля конуса вентиля, а также из-за того, что площадь мембраны Ам, на которую оказывается воздействие, является лишь приблизительно постоянной, как правило, получается, что характеристика Др = f(V/Vl00) имеет нелинейное прохождение (рис. 14.13).
240
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
сжатии
Рис. 14.13. Характеристика регулирования регулятора перепада давления в перепускной схеме:
1 — при меньшем предварительном сжатии пружины Др
2 — при большем предварительном сжатии пружины Д2
На рис. 14.13 представлены характеристики, полученные при различных предварительных сжатиях пружины f и / . Максимальное изменение регулируемо! величины относительно значения при нулевом ходе штока для обоих заданных значений одинаково, однако при начальном ходе штока характеристика 2 оказывается предпочтительнее. Поэтому по возможности следует выбирать регулятор характеристики которого находятся в верхней части поля характеристик регуля-торов, представляемого изготовителем.
Повышение точности регулирования, то есть уменьшение диапазона пропорциональности, возможно за счет уменьшения жесткости пружины с. Это, однако, приводит к существенному увеличению затрат на изготовление. Этим и объясняется большой разброс цен на имеющиеся в продаже регуляторы давления и регуляторы перепада давления.
14.4. Влияние на гидравлику
На рис. 14.14 представлены гидравлические характеристики ветвей Х/Р и UV, которые объединены в эквивалентную характеристику Е. Характеристика P/К получается суммированием по вертикали характеристик Р и К (последовательное соединение!.
14.4. Влияние на гидравлику
241
а характеристика Е — суммированием по горизонтали характеристик К/P и UV (параллельное соединение). Характеристики размещены по квадрантам с учетом направления главного потока (HSR). Направление потока в регулирующем вентиле UV противоположно HSR, а потому его характеристика находится во 2-м квадранте.
Рис. 14.14. Построение эквивалентной характеристики Е
Точка открытия ОР регулятора перепада давления настраивается при помощи регулировочного колеса так, чтобы при желаемом номинальном расходе V100 регулирующий вентиль еще оставался закрытым. При уменьшении отдаваемого в сеть потребителей расхода VE он откроется. Максимальным открытие станет тогда, когда сеть потребителей перестанет нуждаться в теплоте ( VE =0, этому соответствует точка А на эквивалентной характеристике Е).
Минимальный расход, устанавливающийся в котле и насосе, получается посредством горизонтальной проекции точки А на характеристику P/К. Объемный расход в котле и насосе колеблется между номинальной и нулевой нагрузками в пределах AV.
242
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
Если бы в схеме отсутствовала перепускная линия с регулятором перепада давления, то расход в контуре котла изменялся бы в пределах от 0 до 100 %. Благодаря действию регулятора перепада давления это изменение ограничено. Степень влияния регулятора можно оценить на основании рис. 14.14.
Изменение расхода ДЙ уменьшается, когда прохождение эквивалентной характеристики Е становится более пологими, то есть когда и характеристика UV проходит более полого. Предпосылкой для более пологого хода характеристики регулирования является меньший диапазон пропорциональности регулятора.
Изменение расхода Д V зависит не только от величины диапазона пропорциональности регулятора. Из рис. 14.14 видно, что при меньшем наклоне характеристики P/К значение ДЙ увеличивается. Прохождение характеристики P/К зависит от прохождения характеристик К и Р. Характеристика К определяется расчетом Наклон характеристики насоса Р может быть в определенной степени изменен пологая характеристика насоса (обычно рассматривается как желательная) приводит к относительно пологой характеристике P/К, а тем самым и к неудовлетворительному результату.
14.5. Определение размеров
Как и все регулирующие вентили, регуляторы перепада давления рассчитываются, исходя из пропускной способности k . Требуемое значение пропускной способности
*vs=2W. (14.4)
\^Puv
При этом за расчетный расход в регулирующем вентиле Й^100 принимается расхож в следующих за ним потребителях при номинальной тепловой нагрузке. Для определения потери давления в регулирующем вентиле при полном открытии известна лишь точка открытия ОР, указанная на рис. 14.14. На основе документации изготовителя из поля характеристик можно определить перепад давления при расходе Й^100.
На рис. 14.15 показано влияние регулирующего органа слишком малых размеров В точке В вентиль полностью открылся. При увеличении расхода вентиль вел г" себя как постоянное сопротивление: дальнейшее прохождение его характеристики представляет собой параболу сопротивления. Получающаяся эквивалентная характеристика Е проходит в области В"-А значительно круче, чем показано п рис. 14.14.
Следствием этого оказывается то, что задача минимизации колебаний расходе в контуре котла и насоса более не может быть выполнена.
14.5. Определение размеров
243
Как говорилось ранее, при подборе проходных вентилей в качестве регулирующих необходимо избегать завышения их размеров и, зная нужное значение пропускной способности kvs, следует выбирать вентиль, имеющий ближайшее меньшее значение. Эта рекомендация недействительна в случае подбора регуляторов перепада давления. При слишком малых размерах вентили практически утрачивают регулирующие способности. Незначительное завышение размеров, напротив, не является критичным. Точность регулирования при этом может даже повыситься. Если не требуется использование всего диапазона хода штока, то устанавливающийся в действительности диапазон пропорционального регулирования (Р-диапазон) уменьшится. Сильно завышенные размеры из-за уменьшения Р-диапазона могут привести к неустойчивости эксплуатации устройства. Ориентировочное значение kcs можно найти по формуле
ъ
Kvs
^5 • Уцу1ор
j^Puv
(14.5)
где V — расход, м3/ч; Др — перепад давления, бар.
Рис. 14.15. Эквивалентная характеристика Е при использовании органа регулирования слишком малого дидметра
244
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
14.6. Воздействие регуляторов перепада давления
14.6.1. Регулятор перепада давления в перепускной схеме
Поля рабочих характеристик проходных вентилей (см. рис. 4.22 и 4.23) действительны при граничном условии, согласно которому перепад давления Apj_2 на регулируемом участке постоянен. Рисунок 14.16 показывает, что в экстремальном случае расчетный перепад давления ЛР1_2юо может повыситься до Apj_2max. Такое повы-
шение вызывает ограничение диапазона регулирования (см. рис. 4.37) и связанное с ним ухудшение поведения системы при регулировании. Особенно неблагоприятно оно влияет на вентили, расположенные в конце сети. К этому добавляется еще одно явление, которое в равной степени распространяется на все вентили в контуре. Для термостатических вентилей радиаторов следует учитывать верхний предел допустимого перепада давления, чтобы избежать появления шумов. Чтобы принять меры против недопустимого повышения перепада давления в вентилях, необходимо знать причины его возникновения. Рисунок 14.16 позволяет установить, что повышение перепада давлений складывается из двух составляющих, а и Ъ.
Рис. 14.16. Распределение давления в двухтрубной системе при номинальной и нулевой тепловой нагрузке
14.6. Воздействие регуляторов перепада давления
245
Рис. 14.17. Распределение давления при установке перепускного клапана (нагрузка нулевая): В — на насос; С — на насос и последнего потребителя
Рис. 14.18. Распределение давления при установке перепускного клапана (нагрузка нулевая): В — на насос; С — на насос и последнего потребителя; D — на насос, последнего потребителя и потребителя Y
246
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
Составляющая а возникает в результате реакции насоса на уменьшение расхода Напор при нулевой подаче соответствует значению перепада давления Ар1-?тэт Если, как показано на рис. 14.17, в начале сети установлен перепускной вентиль регулируемый по перепаду давления, то повышение перепада давления в насо исключается (кривая давления В на рис. 14.17). Сейчас этот эффект энергетическ более выгодно реализуется путем использования насосов, регулируемых по пере паду давления.
Составляющая b (рис. 14.16) возникает в результате снижения потери давлены в распределительных трубопроводах. Установка перепускного вентиля в нача сети исключает повышение перепада давления на величину а, но не влияет i величину Ь.
Повышение перепада давления сильнее всего сказывается на последнем венти. Ситуацию могла бы улучшить установка дополнительно к перепускному венти. в начале сети еще одного вентиля в конце участка потребителей, для того что расчетная потеря давления в последнем потребителе поддерживалась в рамь возможностей техники регулирования. Расчет перепускного вентиля в конце се должен выполняться с учетом допустимой скорости теплоносителя в последы участке. Устанавливающийся объемный расход вызывает требуемый перепад д лений в основном благодаря использованию трубопроводов меньшего диаме в конце сети и в меньшей степени — из-за больших диаметров труб вблизи нас» Это вытекает из графиков распределения давления, изображенных на рис. 14 Таким образом, максимальное повышение перепада давления устанавливается потребителя, расположенного между началом (потребитель Хна рис. 14.18) и кон сети (потребитель Z). В основу схемы, приведенной на рис. 14.18, положено то это максимальное повышение происходит для потребителя Y. Если на этом по бителе дополнительно установить перепускной вентиль, пропускная способн kv которого соответствует повышенному расходу в предыдущем участке сет, будет получено лучшее приближение распределения давления (характерно D) к распределению давления при номинальной нагрузке.
Установка нескольких перепускных вентилей по всей длине ветви позволяет л поддерживать расход в распределительной сети и, соответственно, получить ( стабильное распределение давления.
Если давление в сети не изменяется или изменяется незначительно, то для it лики это выгодно. Однако невыгодно то, что даже при малой нагрузке потреб энергии насосами остается практически постоянным. Согласно действующим мании Правилам по отопительным установкам (Heizungsanlagenverordnung использовании котлов мощностью более 50 кВт по энергетическим соображ предписывается использовать насосы с регулированием частоты вращен бочего колеса. Это правило дает ожидаемый эффект только в тех случаях, при частичной нагрузке подача насосов уменьшается. Однако при использс перепускных вентилей это условие не выполняется. При современном ; техники регулирования использовать перепускные вентили в распределит^ сетях не рекомендуется.
14.6. Воздействие регуляторов перепада давления
247
14.6.2. Регулятор перепада давления в дроссельной схеме
Рассуждения о возможности уменьшения напора насоса при частичной тепловой нагрузке посредством уменьшения частоты вращения рабочего колеса, приведенные в главе 10, здесь следует повторить еще раз.
Классический, десятки лет используемый способ заключается в том, чтобы из так называемой неблагоприятной точки (это крайний участок ветви распределительной сети) изменять частоту вращения рабочего колеса насоса так, чтобы поддерживать в этой точке постоянный требуемый перепад давления (см. рис. 10.12 или 14.19). Однако проблемы, связанные с этим способом регулирования, в случае, показанном на рис. 14.19, отсутствуют. В данном случае рассматривается распределение давления при нулевой нагрузке и синхронном поведении всех потребителей, то есть при одновременном снижении нагрузки до нуля всеми потребителями. В действительности такая ситуация возникает лишь в исключительных случаях. Если, например, исходить из того, что все потребители, за исключением потребителя 1, имеют нулевое потребление, а потребитель 1 требует полной мощности, то при регулировании из неблагоприятной точки установится требующийся потребителю п перепад давления Лр5Р. Установившийся у потребителя 1 перепад давления &pSP оказывается недостаточным для снабжения, и он не получает достаточной тепловой мощности. Для обеспечения потребителя 1 требуемой мощностью следовало бы использовать необходимый перепад давления Apj в точках его подключения в качестве параметра для изменения частоты вращения рабочего колеса насоса.
Это означает, что неблагоприятная точка в зависимости от нагрузки должна смещаться от потребителя п к потребителю 1. Если для схемы, приведенной на рис. 14.19, необходимо обеспечить снабжение потребителей с учетом заданной нагрузки, то перепад давления в насосе необходимо поддерживать примерно постоянным, не прибегая к изменению частоты вращения рабочего колеса.
Решение, позволяющее эффективно снижать частоту вращения рабочего колеса и для рассмотренного варианта нагрузки, представлено на рис. 14.20. Участок потребителя 1, включая регулирующий вентиль, рассчитывается не на перепад давления Дрр возникающий в нем в случае номинальной нагрузки, а на перепад давления kpSP, возникающий в конце сети. Перед участком потребителя 1 установлен регулятор перепада давления DDR, которым должен компенсироваться излишек перепада давления Z между Apj и iapSP (рис. 14.21, а). Снижение перепада давления в насосе, а тем самым и снижение частоты вращения рабочего колеса в рассматриваемом случае неполной нагрузки возможно лишь тогда, когда можно уменьшить значения Z, требующиеся при номинальной нагрузке (на рис. 14.21 — с Z дoZ’). Это возможно, если регулятор перепада давления при номинальной нагрузке имеет потерю давления 6pDDR = 2Z (см. рис. 14.21, а), большую по сравнению с отерей давления 6pDDR = 2Z* (рис. 14.21, 6) при неполной нагрузке.
248
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
Рис. 14.19. Распределение давления при регулировании из неблагоприятной точки (от 2 до п потребителей имеют нулевую потребность в теплоте)
Рис. 14.20. Исключение недостаточного снабжения потребителей за счет установки дифференциального регулятора давления
14.6. Воздействие регуляторов перепада давления
249
Рис. 14.21. Перепады давления, подлежащие компенсации в регуляторе перепада давления потребителя 1: а — величина Z при номинальной нагрузке;
б — величина Z* при нулевой нагрузке потребителей 2 — п и номинальной нагрузке потребителя 1
Это означает, что при номинальной нагрузке для получения большей потери давления регулятор перепада давления должен иметь меньший ход штока, чем при частичной нагрузке. Иначе говоря, размеры регулятора перепада давления для случая номинальной нагрузки должны быть завышены. При номинальной нагрузке он будет иметь очень малый ход штока и при этом создаст требуемую потерю давления 2Z; в описанном ранее случае частичной нагрузки он откроется, и потеря давления уменьшится до 2Z*.
Результат решения, заключающегося в установке в начале сети регулятора перепада давления завышенных размеров, приближенно представлен на рис. 14.22 I (идентичен рис. 10.13). Характеристика регулирования, то есть необходимый пе
250
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
репад давления в насосе в зависимости от подачи насоса, получается автоматически. Для того чтобы исключить сложный путь передачи измеренных значении и выбора из результатов измерений в неблагоприятных точках в концах отдельных ветвей, современная насосная техника предлагает решение, заключающееся в съеме сигналов для изменения частоты вращения рабочего колеса насоса не в конце сети, а в самом насосе. Для этого необходимо устройство регулирования, которое, как при регулировании температуры в подающей линии по отопительной кривой по запрограммированной характеристике регулирования и измеренной подаче насоса (или аналогичной величине) устанавливало бы соответствующий перепад давления насоса.
Рис. 14.22. Характеристика регулирования при регулировании из неблагоприятной точки
Для оценки эффективности этого способа возвратимся к рассуждениям, изложенным ранее в разделе 3.3 и главе 10. В разделе 3.3 было установлено, что в двухтрубных системах не существует строгой зависимости между объемной подачей и требуемым перепадом давления в насосе. В зависимости от того, в каком месте сети вследствие дросселирующих воздействий устанавливается некоторый расход образуется поле разброса характеристик регулирования (см. рис. 3.10).
В главе 10 объясняется, что ширина поля разброса (верхняя и нижняя гран на рис. 14.23, идентичном рис. 10.16) зависит от х, то есть от соотношения расчетной потери давления в распределительной сети и потери давления в то подключения потребителя. Чем меньше значение х, тем меньше падение давлеяш в распределительной сети. В распределительных сетях, имеющих малые потере давления, хотя и получается сравнительно узкая полоса разброса (см. рис. 14 Я но верхняя граница, отражающая неблагоприятный случай, лищь незначитедьлв
14.6. Воздействие регуляторов перепада давления
251
отличается от характеристики регулирования насоса, регулируемого по перепаду давления. В этом случае принимают решение в пользу более дешевого способа регулирования перепада давления.
(VBn открыт)
Рис. 14.23. Верхняя и нижняя границы характеристики регулирования для различных значений х при расчете сети
В сетях, имеющих высокие потери давления, полоса разброса шире. Верхняя граница лишь незначительно отличается от характеристики регулирования с постоянным перепадом давления, а нижняя граница, напротив, приближается к характеристике сети при полной нагрузке. Использовать этот способ имеет смысл только тогда, когда удается сместить верхнюю граничную характеристику по направлению к нижней граничной характеристике. Аналогично ранее описанному способу регулирования из неблагоприятной точки, это достигается установкой регулятора перепада давления на предшествующем участке сети. При этом все присоединительные патрубки потребителей должны рассчитываться на потерю давления в участках потребителей в конце сети ( Лрга на рис. 14.24).
В случае неполной нагрузки, при единственном открытом вентиле VBI (рис. 14.24), крутая характеристика сети (точка R кривой) понижается до пологой параболы (точка 5 кривой), когда регулятор перепада давления за счет увеличения хода штока уменьшает потерю давления до значения &pDDR. В качестве расчетного значения потери давления для регулятора перепада давления выбирается разность между соответствующим значением перепада давления в точках подключения и t\pVR.
Для необходимого завышения размеров регулятора перепада давления до проведения дальнейших исследований можно применять данные из табл. 14.1.
252
Глава 14. Регуляторы давления и регуляторы перепада давления
Верхняя характеристика
регулирования
Характеристика при полной нагрузке
Требуемый перепад давления на насосе
Нижняя характеристика регулирования
Рис. 14.24. Понижение верхней характеристики регулирования от R до S благодаря установке регулятора перепада давления
Таблица 14.1
^Pddr/^Pvb >5 4 3 2 1 0,5
V/Vioo 4 4 3 2 2 Регулятор перепада давления DDR не требуется
Способ регулирования, заключающийся в поддержании постоянного перепада давления в насосе, отличается меньшими инвестиционными затратами по сравнен с методом изменения перепада давления по характеристике регулирования. П вышенные расходы на реализацию последнего, которая включает в себя у станов регулятора перепада давления, оправданы для систем с высоким сопротивление» распределительных сетей (выражается в больших значениях х). Сравнительно экономического анализа не существует.
Глава 15
Регулируемый струйный насос
На рис. 15.1 показана схема, которая может найти применение при подсоединении к первичной сети, когда тепловая мощность потребителей должна изменяться в результате регулирования температуры в подающей линии. Способ действия схемы подробно рассматривается в разделе 17.2. Заранее будем считать верным следующее высказывание: гидравлически безупречное решение может быть получено только тогда, когда отношение смешения объемного расхода Ц из первичной сети к расходу У3 подмешиваемой через перемычку воды из обратной линии создается не как обычно, при помощи трехходового вентиля, а при помощи проходного вентиля (7? V на рис. 15.1). Кроме того, в целях обеспечения гидравлической развязки первичной сети и сети потребителей необходимо предусмотреть перемычку KS, имеющую как можно более малое сопротивление. Если в точках передачи из первичной сети используется регулятор перепада давления, что целесообразно в большинстве случаев, то в точках передачи А и В перепад давления положителен. Действие регулятора перепада давления отображается эквивалентным насосом.
Рис. 15.1. Схема присоединения потребителя с регулированием температуры в подающей линии при подключении к первичной сети
254
Глава 15. Регулируемым струйный насос
Гидравлическая развязка первичной сети и схемы потребителей в точках С и D приводит к хорошо понятным проектировщику гидравлическим взаимосвязям. Это достигается благодаря примерно одинаковому в любых рабочих режимах давлению в точках С и D. Гидравлическая развязка означает, что действие эквивалентного насоса ЕР заканчивается в точках С и D, так что имеющийся перепад давления в этих точках уже полностью компенсирован. Если это произошло, то насос потребителя должен создавать новый перепад давления, для того чтобы иметь возможность компенсировать потерю давления Ap'h в схеме потребителей. В той же степени, в какой этот принцип имеет преимущества с точки зрения ясности процессов и надежности в эксплуатации, он неудовлетворителен с позиций энергосбережения: имеющаяся положительная разность давлений компенсируется, а после того как это удалось, то ее придется сразу же восстанавливать, затрачивая на работу насоса дорогостоящую электроэнергию.
Рис. 15.2. Контур регулирования подмешиванием со струйным насосом
С позиций энергосбережения решение, приведенное на рис. 15.2, отображает рациональную возможность посредством установки струйного насоса использовать имеющуюся положительную энергию перепада давления для того, чтобы получить в сети потребителей требуемый объемный расход Ё4 и через перемычгЛ подсасывать охлажденный поток из обратной линии V3. Принцип действия струнных насосов известен давно. В восточно-европейских странах струйные насосы также использовались в отопительной технике. Благодаря техническому решении, позволяющему посредством сервопривода изменять геометрические отношения сечений в струйном насосе, регулируемые струйные насосы нашли применение и в современной отопительной технике.
Рисунок 15.3 демонстрирует альтернативные возможности техники струйных насосов и традиционной техники, предусматривающей использование треххо^Я вого вентиля и насоса в контуре подмешивания. Использование струйных насос он не ограничивается только работой от сети централизованного теплоснабжен 4*. когда в точках подключения имеется перепад давления. Для систем со многие контурами регулирования вместо множества насосов контуров подмешинлне при использовании техники струйных насосов устанавливается только о. центральный насос. Если это насос с сухим ротором, то благодаря более высокому КПД (по сравнению с КПД насосов с мокрым ротором в отдельных конгу потребителей) его использование является энергетически выгодным.
Регулируемый струйный насос
255
а — с регулируемым струйным насосом;
б — с насосом потребителей и проходным регулирующим вентилем: 1 — запорный вентиль;
2 — грязеуловитель;
3 — редуктор давления;
— регулятор расхода;
5 — предохранительно-сбросной клапан;
6— циркуляционный насос;
* — потребители (отопление);
• — балансировочный вентиль;
— обратный клапан;
О — датчик температуры в подающей линии;
У У — датчик температуры наружного воздуха;
12 — регулятор температуры в подающей линии (регулятор отопления);
13 — проходной вентиль
с электроприводом;
14 — струйный насос
с электроприводом
256
Глава 15. Регулируемый струйный насос
На рис. 15.3, а приведена схема теплового пункта с зависимым присоединением системы водяного отопления к тепловой сети, использованием регулируемо струйного насоса и регулированием расхода в обратной линии
На рис. 15.3, б приведена схема теплового пункта с зависимым присоединением системы водяного отопления к тепловой сети с насосом потребителей, регулированием подмешиванием посредством проходного вентиля 13 и регулирование» расхода в обратной линии.
Технология струйных насосов еще слишком редко применяется в повседневн практике. Как сказал один из изготовителей, причину этого следует искать в пов -шейных затратах времени на определение нужной модели и сложных технических зависимостях рабочих характеристик.
Бросается в глаза то, что в проекте 2073 VDI «Гидравлические схемы в системах отопления, системах вентиляции и кондиционирования» (Hydraulische Schaltungen in Heiz- und Raumlufttechnischen Anlagen, 1997 г.) техника струйных насосов даже не упоминается.
На тепловую мощность радиаторов можно влиять через средний температурю напор Д£т. Она зависит от двух величин: температуры воды в подающей и с -ратной линиях. Если мощность должна быть изменена посредством изменен температуры в обратной линии, то для этого необходимо изменять массов! расход в радиаторах1. Этот способ называется дроссельным регулирована Если, напротив, массовый расход поддерживается постоянным, а изменя температура в подающей линии, то говорят о регулировании температуры в ши ющей линии2. Со времени широкого использования термостатических венти. радиаторов для изменения массового расхода в сочетании с предшествующем емд регулированием температуры в подающей линии существует комбинация двух упомянутых способов3. Подобная ситуация наблюдается и в технике струйных насосов. Характерным для нее является то, что изменение объемного расхода зависит от хода регулирования струйного насоса (см. рис. 15.2).
15.1. Принцип действия струйного насоса
Распределение скорости (w), показанное на рис. 15.4, возникает из-за различ поперечных сечений потока в регулируемом участке 1—5, на котором у станов i орган регулирования. Оно имеет максимум в самом узком месте регулируем •» участка. В соответствии с законом Бернулли, повышение скорости означает жение давления р. Если бы к точке 3 трубопровода был подсоединен трубоп • к? »ж это означало бы, что, когда давление в точке 3 оказывается ниже, чем в тот Я вода из обратной линии подсасывается в точку 3. Это состояние не отражен *
1 Количественное регулирование — Примеч. науч. ред.
2 Качественное регулирование. — Примеч. науч. ред.
3 Количественно-качественное регулирование — Примеч науч. ред.
15.1. Принцип действия струйного насоса
257
рис. 15.4 — оно было бы достигнуто лишь тогда, когда вследствие дальнейшего уменьшения сечения в зоне седла продолжало снижаться давление р3.
Перепад давления между входом 2 и выходом 4 (рис. 15.4) представляет собой остаточную потерю давления . При заданной разности давления разница между ДРн и Дры представляет собой величину, которая может считаться потерей давления в регулируемом участие.
На рис. 15.5 представлено одно из конструктивных решений. В самом узком месте, между регулирующей иглой и седлом, давление подаваемого потока жидкости уменьшается до более низкого значения р3, что приводит к подсасыванию потока подмешивания V3. Оба потока жидкости в смесительной трубе сливаются в общий поток V4.
Под давлением/^ рабочий поток проходит через рабочее сопло струйного насоса (рис. 15.6). Вследствие превращения энергии давления в кинетическую энергию в зоне низкого давления рабочего сопла (р3) происходит всасывание потока подмешивания V3. На выходе из диффузора (точка 4) высокая кинетическая энергия снова превращается в энергию давления. Для возникающих в трех точках присоединения высоких перепадов давления и для практического применения
действительно следующее (эта тема подробно рассматривается в разделе 15.2):
— перепад давления, который служит для преодоления потерь давления в участке потребителя;
Дрн — перепад давления в точках подсоединения к распределительной сети.
258
Глава 15. Регулируемый струйный насос
Рис. 15.5. Конструкция регулируемого струйного насоса
Разность между Дря и АрЛ представляет собой собственные гидравлические потери струйного насоса ( ApfcZ на рис. 15.4).
Свойства струйного насоса характеризуются тремя показателями:
относительным перепадом давлений1 л =
коэффициентом смешения2 ц = Ёз/Ц;
отношением сечений3 8 = АТ]АМ, где Ат— сечение рабочего сопла, которое можно изменять, изменяя ход регулирования, Ам — сечение смесительной форсунки.
При подключении к первичной сети уже заданы перепад давления рабочего погожа Арн и потеря давления потребителя ДрЛ, а тем самым и относительный перепад давлений л.
1 Соколов Е. А., Зингер Н. М. Струйные аппараты. 3-е изд., перераб., М.: Энергоатомиздаг. 1984. - С. 177.
2 Соколов Е. А. Теплофикация и тепловые сети. Учеб, для вузов. 7-е изд., стер. М.: МЭГ-. 2001. - С. 472.
3 Соколов Е. А., Зингер Н. М. Струйные аппараты. 3-е изд., перераб., М.: Энергоатомиздаг. 1984. - С. 177.
15.1. Принцип действия струйного насоса
259
Рис. 15.6. Перепады давления в струйном насосе
Коэффициент смешения ц для расчетного состояния определяется температурами tv tvntR (рис. 15.8). По правилам подмешивания получается:
Vj (tv -tR)
(15.1)
Когда в расчетном случае температура в подающей линии t равна температуре в схеме потребителей, то есть подмешивание с расходом Ё3 не осуществляется, ц = 0.Если в области неполной тепловой нагрузки с понижением мощности должен быть повышен коэффициент смешения ц, это достигается уменьшением хода регулирования струйного насоса. При этом уменьшается отношение сечений 8.
Взаимосвязь трех показателей представлена на одном поле (см. рис. 15.7). Графическое представление выполнено для различных отношений сечений 8. С увеличением отношения сечений прохождение характеристик становится более крутым. Поскольку собственное сопротивление струйного насоса с понижением отношения сечений сопел увеличивается, то ясно, что возможный относительный перепад давлений л будет уменьшаться. Если при расчете требуются большие значения коэффициента смешения р, их можно получить только за счет уменьшения от-
260
Глава 15. Регулируемый струйный насос
носительного перепада давлений, а это означает, что допустимая потеря давления в схеме потребителей уменьшается. В области, расположенной над граничной кривой, техника струйных насосов применяться не может.
Рис. 15.7. Поле характеристик струйного насоса: л — относительный перепад давлений; ц — коэффициент смешения;
8 — отношение сечений
Графики, приведенные на рис. 15.7, можно использовать не только для расчетов. Когда ход регулирования струйного насоса уменьшается, то уменьшается и отношение сечений сопел 8. Прохождение характеристики струйного насоса сравнимо с прохождением граничной кривой: с уменьшением хода регулирования коэффициент смешения ц возрастает.
Характеристика, для которой с возрастанием коэффициента смешения, то есть с понижением тепловой нагрузки потребителей, снижается и относительный перепад давлений л, наряду с прочим означает, что перепад давления ДрА, действующий на схему потребителей, уменьшается. Такое поведение исключает проблемы, которые возникают при малых тепловых нагрузках при использовании традиционных центробежных насосов: опасность появления шумов в термостатических вентилях.
15.2. Струйный насос и система отопления
Отмеченные на рис. 15.6 точки 1,3 и 4, нанесены на схему системы, изображенную на рис. 15.8. Если вследствие изменения хода регулирования изменяется отношен» сечений сопел 8, это вызывает изменение коэффициента смешения р. Таким образом
15.3. Влияние сопротивления потребителей Суд
261
может быть получена требуемая в данный момент температура в подающей линии. В этом случае изменяется как расход жидкости для подмешивания V3, так и расход подаваемой жидкости Vt. В режиме частичной тепловой нагрузки при уменьшении посредством сервопривода сечения рабочего сопла повысится внутреннее сопротивление струйного насоса, что вызовет его характерное поведение, заключающееся в том, что помимо снижения температуры в подающей линии уменьшится также объемный расход потребителей V4. Это является существенным отличием от традиционного решения «смесительный вентиль + насос потребителя.
£r
Рис. 15.8. Схема подмешивания со струйным насосом — перепады давления и объемные расходы
Одна из составляющих относительного перепада давлений, ЛрА = р4 - р3, складывается из потерь давления и i^pKS, которые вызываются переменными и различными объемными расходами V4 и V3. Влияние расхода V3 можно исключить, если возникающая потеря давления станет пренебрежимо малой в результате применения как можно более короткого трубопровода большого диаметра. Тогда будет действовать равенство ApJ, « ДрА. При этом ДрЛ равна потере давления в контуре потребителей kpVB. Потеря давления возникающая в контуре потребителей, зависит, однако, не только от объемного расхода V4, но и от сопротивления С4 3 контура потребителей. Поэтому следует ожидать, что на рабочую характеристику струйного насоса будет влиять сопротивление участка потребителей Сга.
15.3. Влияние сопротивления потребителей CVB
Регулирующие воздействия в двухтрубных системах в большинстве случаев вызывают существенное повышение сопротивления контура потребителей CVB (см. пример в разделе 3.3). На рис. 15.9 в нормированной форме представлены изменения сопротивления. Кривые с параметрами < 1,0 (0,75 и 0,5 на рис. 15.9)
262
Глава 15. Регулируемый струйный насос
наблюдаются при дополнении системы параллельными участками; характеристики >1,0 появляются при регулирующих воздействиях проходных вентилей, например термостатических вентилей. Повышение параметра до значения более 3,75 не является необычным.
Рис. 15.9. Изменение сопротивления сети потребителей
Относительный ход штока Л/й100
Рис. 15.10. Влияние изменения сопротивления сети потребителей на коэффициент смешения р [7]
15.4. Влияние перепада давления рабочего потока
263
На рис. 15.10 представлены характеристики одного из исполнений струйного насоса при постоянном перепаде давления Аря рабочего потока, когда сопротивление системы изменяется в соответствии с графиками, приведенными на рис. 15.9. В этом случае при расчете струйного насоса принято, что при полном ходе регулирования коэффициент смешения ц = 0. Таким образом, в расчетном состоянии вода из обратной линии не подмешивается. Часть характеристик проходит в области отрицательных коэффициентов смешения. Отрицательные значения свидетельствуют о том, что струйный насос утратил свою функцию подмешивания. За счет регулирования температуры в подающей линии область отрицательных значений исключается, так как под действием регулятора ход регулирования уменьшается до тех пор, пока не установится требуемый коэффициент смешения. С точки зрения процессов регулирования, здесь возникает ситуация, подобная наблюдаемой в точках присоединения потребителей к первичной сети при использовании проходного регулирующего вентиля и насоса подмешивания (пояснения приведены в разделе 17.2.1): активно задействованный диапазон хода регулирования ограничивается, а коэффициент передачи регулируемого участка повышается, что может привести к неустойчивости регулирования.
15.4. Влияние перепада давления рабочего потока
Определяющие показатели одного из типов струйных насосов, зависящие от относительного хода, представлены на диаграмме изготовителя (рис. 15.11). Диаграмма действительна для постоянного перепада давления Аря. Рассчитывать струйный насос необходимо, исходя из минимального значения перепада давления Аря. Важно знать, в какой степени изменяются значения, указанные на рис. 15.11, при повышении Аря.
Коэффициент смешения ц при повышении Аря остается неизменным. Это означает, что объемные расходы Vt и V3 изменяются в той же степени, что и объемный расход Й4. В источнике [7] приводятся сведения об изменении расхода Й4 в зависимости от Аря при постоянном сопротивлении потребителей CVB, полученные в результате выполненных на испытательном стенде измерений для одного из типов струйных насосов. При повышении перепада давления в 2,25 раза объемный расход V4 повышается примерно в 1,3 раза (рис. 15.12). В той же степени повышается объемный расход рабочего потока Vt. Если коэффициент смешения остается неизменным, то и температура в подающей линии при увеличении объемного расхода не изменяется. Реакцию на ход регулирования струйного насоса можно ожидать лишь после того, когда вследствие повысившегося объемного расхода Й4 температура в обратной, а тем самым и в подающей линии превысит заданную. Избежать влияния переменного перепада давления &рн, если потребуется, можно за счет встраивания регулятора расхода (см. рис. 15.3, позиция 4). Влияние перепада давления рабочего потока оценивается неоднозначно. Один из изготовителей придает струйному icocy функцию ограничения, и тогда регулятор расхода встраивать не нужно
264
Глава 15. Регулируемый струйный насос
Относительный ход штока h/hm
Рис. 15.11. Поле характеристик струйного насоса (график фирмы Samson)
Относительный ход штока h/hm
Рис. 15.12. Влияние перепада давления рабочего потока
15.5. Особенности техники струйных насосов
265
V4, At
Рис. 15.13. Эксплуатационные характеристики, полученные при использовании традиционного способа подмешивания и способа подмешивания с использованием струйного насоса
15.5. Особенности техники струйных насосов
Существенные различия эксплуатации систем с традиционной техникой подмешивания и техникой струйных насосов отражены на рис. 15.13. До тех пор пока для уменьшения внутренней тепловой нагрузки потребителей не применяются дросселирующие воздействия, при использовании традиционной техники объемный расход потребителей Vi остается постоянным во всем диапазоне тепловых нагрузок, в то время как при использовании струйного насоса он плавно уменьшается до нуля. При использовании традиционной технологии подмешивания перепад температур At уменьшается пропорционально снижению нагрузки, а при использовании струйного насоса можно упрощенно принять, что перепад температур во всем диапазоне нагрузок остается примерно постоянным.
266
Глава 15. Регулируемый струйный насос
Настраиваемые на устройствах регулирования температуры в подающей линии отопительные кривые tv = выбирают, исходя из предпосылки, что
объемный расход в контуре потребителей остается постоянным. Но если в контуре потребителя происходит дросселирование, то отопительные кривые проходят круче. Для традиционной техники этот факт не влияет на настроенную отопительную кривую, а для техники струйных насосов это необходимо учитывать посредством соответствующего повышения температуры в подающей линии при неполных тепловых нагрузках.
Центробежные насосы имеют неблагоприятное для гидравлики свойство: с уменьшением подачи их напор повышается, в то время как необходимый для потребителя перепад давления уменьшается. Эта разница между имеющимся и требующимся перепадами давления, как показано в упрощенной форме на рис. 10.10, повышает перепад давления в термостатических вентилях, что может вызвать возникновение шумов. Этот гидравлический недостаток может быть смягчен, если при помощи электронного регулирования будет поддерживаться постоянный перепад давления в насосе (характеристика «насос, регулируемый по перепаду давления» на рис. 15.14). Дальнейшее улучшение может быть достигнуто, когда с уменьшением подачи перепад давления в насосе будет снижаться еще больше. Возможная степень снижения (требуемая характеристика насоса на рис. 15.14) зависит от того, как сеть потребителей реагирует на регулирующие воздействия. Как подробно описано в разделе 10.4.2, требуемая характеристика насоса должна лежать выше характеристики сети потребителей при полной тепловой нагрузке. Кроме того, имеет значение т l в каком месте сети происходят дросселирующие воздействия.
Таким образом, для требуемой характеристики насоса получается полоса разброса. В случае электронного регулирования характеристика должна учитывать самый не
15.5. Особенности техники струйных насосов
267
благоприятный случай. Подъем характеристики насоса на требуемый при неполной нагрузке уровень устройствами управления насоса выполняется довольно просто.
Непосредственное сравнение поведения струйного и центробежного насосов при гидравлических воздействиях в протяженных и разветвленных сетях потребителей в соответствии с рис. 15.14 предполагает, что характеристика струйного насоса в виде графика л = /(Й4) известна. Только в этом случае можно оценить, обеспечит ли струйный насос достаточное снабжение потребителей (требуемая характеристика насоса на рис. 15.14). Из печатной документации по насосам такие сведения с достаточной степенью достоверности получить не удается. Ответственность за появляющиеся временами трудности, связанные с недостаточным снабжением отдельных потребителей, изготовители возлагают на недостатки гидравлического уравновешивания сетей потребителей.
На основании результатов измерений, выполненных автором, можно ожидать, что струйный насос при увеличивающемся дросселировании в сети потребителей (повышающийся параметр Сга/CVB100 на рис. 15.15) несколько улучшит свои свойства, если при этом относительный перепад давлений л в нем будет повышаться.
Рис. 15.15. Влияние изменений сопротивления сети потребителей на относительный перепад давлений л
Величина, которую можно использовать при сравнении с центробежным насосом, — это относительный перепад давлений л. При постоянном перепаде давления Арн относительный перепад давлений л соответствует тому перепаду давления, который предусмотрен для снабжения сети потребителей. Изменение л в зависимости от хода регулирования представлено на рис. 15.15. Из графика видно, что применение струйного насоса по сравнению с применением центробежного насоса имеет то преимущество, что с уменьшением хода регулирования (и тем самым с понижением нагрузки) перепад давлений не увеличивается, а уменьшается.
Глава 16
Гидравлическое уравновешивание
Под требованием о гидравлическом уравновешивании в общем понимается требование обеспечения всех потребителей расчетным объемным расходом при расчетных условиях. На практике это требование часто не выполняется. Стандартом DIN 18380 устанавливается еще одно требование, согласно которому обеспечение подачи отдельным потребителям требуемого количества теплоносителя должно достигаться не только для расчетного случая, но и в ожидаемых изменяющихся эксплуатационных условиях.
Первое мероприятие для того, чтобы выполнить гидравлическое уравновешивание для расчетного состояния, должно предприниматься еще на стадии расчета. Проблема подробно рассмотрена в разделе 16.1. Неопределенности расчета и отступления от проекта при исполнении систем, прежде всего протяженных, обусловливают то, что расчетное гидравлическое уравновешивание оказывается недостаточным. В таком случае должно осуществляться гидравлическое уравновешивание при пуско-наладке смонтированной системы. Если гидравлическое уравновешивание оказывается не реализованным и вследствие этого наблюдается недостаточное снабжение отдельных потребителей, то для устранения этого явления, как правило, используют более мощный насос. Это энергетически неверная мера, которая к тому же может привести к проблемам возникновения шумов.
Дополнительная задача, связанная с гидравлическим уравновешиванием, возникает в случае использования трехходового вентиля. При регулировании подмешиванием в соответствии со схемой, приведенной на рис. 16.1, помимо прочего, должен оставаться постоянным объемный расход Эта исходная предпосылка, однако, при распространенном в настоящее время использовании термостатических вентилей уже не выполняется, хотя ее принятие и упрощает принципиальные рассуждения. Поскольку, как правило, гидравлическое сопротивление контура котла выше сопротивления в соседней перемычке, то при закрывании регулируемого сечения входа Л объемный расход будет повышаться. Поэтому в большинстве случаев
Гидравлическое уравновешивание
269
рекомендуется для повышения сопротивления перемычки устанавливать в нее дополнительный балансировочный вентиль А V. Однако, как описывалось в главе 5, в случае регулирования сопротивление сети потребителей, расход в которой постоянен, оказывается столь большим (выражается через параметр сети Ь), что гидравлическое уравновешивание оказывается ненужным.
Гидравлическое уравновешивание для всех многоконтурных схем является предпосылкой для надлежащего прохождения процесса регулирования. Как было изложено в главе 12, для схем с насосами в первичном и вторичном контурах в перемычке (трубопровод NS на рис. 16.2) могут возникать потоки разных направлений. Для того чтобы иметь возможность регулировать температуру в подающей линии контура потребителей, поток должен протекать в направлении D—»C, а поток в направлении C-+D должен быть исключен. В расчетном случае регулирования, когда максимальная температура в подающей линии во вторичном контуре tvs должна быть равна температуре теплоносителя подаваемого из первичного контура, не должно происходить никакого подмешивания из обратной линии в направлении С. Это состояние должно обеспечиваться при пуско-наладке системы. Гидравлическое уравновешивание можно выполнить благодаря балансировочным вентилям в первичном (Л Vp) и вторичном (ЛК) контурах (см. также раздел 17.2).
Рис. 16.1. Гидравлическое уравновешивание при помощи балансировочного вентиля ЛК
Рис. 16.2. Гидравлическое уравновешивание в многоконтурных схемах с использованием балансировочных вентилей ЛУр и AV
270
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
Для того чтобы добраться до сути проблемы, рассматривается упрощенная модель двухтрубной системы (рис. 16.3). Для этой схемы влияние отдельных местных сопротивлений не учитывается, и для расчетного состояния принимается, что падение давления R одинаково велико во всех ветвях распределительной сети. Кроме того, для каждого из потребителей требуется одинаковый объемный расход.
Каждый из трех потребителей в соответствии с теорией элементарных струй, принятой в гидравлике, определяется как замкнутый контур. Длина трубопроводов этих контуров различна. Действительно /3 > 1г > 1Г Из этого следует, что и расчетные суммарные потери давления отдельных контуров Apges = RI также различны. Справедливо
APgesp > APgesl •
Г
Рис. 16.3. Принципиальная схема двухтрубной системы
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
271
Насос установлен на участке, общем для всех трех контуров. Его напор нужно определять, исходя из условий самого неблагоприятного контура, то есть контура, имеющего самую большую суммарную потерю давления. На рис. 16.3 это контур 3. Остальным контурам требуется незначительный перепад давления Apges, но на них создается Apges3. Как следствие, в потребителях 1и2 протекает завышенный объемный расход и, соответственно, в потребителе 3 — заниженный расход. Для того чтобы исключить недостаточное снабжение потребителя 3, когда недостаточность снабжения уже проявляет себя на практике, часто прибегают к замене насоса таким же, но с большим напором. Это мероприятие приводит к напрасно завышенным затратам энергии на работу насоса. Дополнительно возникает опасность того, что хотя для потребителя 3 и будет обеспечен требуемый объемный расход, но на участках потребителей 1 и 2 из-за завышенного расхода возникнут шумы при протекании среды. Правильное решение состоит не в том, чтобы заменить насос насосом с большим напором, а в том, чтобы благодаря гидравлическому уравновешиванию обеспечить для всех потребителей требуемое расчетное значение объемного расхода.
Из основного уравнения гидравлики Apges = CV2 и различных расчетных суммарных потерь контуров Apges3 > Apges2 > Apgesl ПРИ одинаковом объемном расходе во всех трех контурах следует:
С3 > С2 > cv
Это сопротивления, которые получаются в результате расчета потерь давления. Если объемные расходы , V2 и V3 должны быть равными по значению, то расчетные потери давления необходимо повысить до значения Apges3, или, иначе говоря, повысить сопротивления Ct и С2 до значения сопротивления С3. Этого можно достичь разными путями: либо увеличить сопротивление регулируемого резьбового соединения в обратной линии радиатора RV{ или RV, либо установить вентили V и V2 с большим сопротивлением С, то есть с меньшей пропускной способностью k.
V
Изготовители предлагают два различных исполнения вентилей радиаторов для изменения пропускной способности Л : одно исполнение имеет разные регулирующие сечения в седле (ступенчатое изменение величины Л ), а второе — обычное регулирующее сечение и возможность изменения дополнительного дроссельного сопротивления, соединенного последовательно с регулирующим сопротивлением и расположенного внутри корпуса вентиля (предварительно настраиваемый термостатический вентиль). В обоих случаях для получения требуемого расхода может быть увеличена потеря давления в вентиле. Из этого иногда делается вывод, что определяющий характеристику регулирования авторитет вентиля Р либо параметр вентиля а также повышается, то есть улучшается. Однако это действительно только для вентиля со ступенчатым изменением пропускной способности kv. Способ повышения потери давления в вентиле посредством дополнительного дроссельного сопротивления равнозначен способу создания дополнительной потери давления в регулируемом резьбовом соединении в обратной линии радиатора. Определяющая авторитет вентиля потеря давления в регулирующем поперечном сечении вентиля благодаря дополнительному дроссельному сопротивлению не повышается,
Ш
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание
а, наоборот, понижается, таким образом, авторитет вентиля ухудшается. С точки зрения регулирования это решение имеет недостатки. Учет воздействия на авторитет вентиля в целом еще дает развернутую оценку обеих возможностей. В разделе 16.3 рассматриваются дополнительные воздействия, которые могут возникнуть во время пуска системы.
16.1.1. Автоматическое уравновешивание при помощи термостатических вентилей
Если гидравлическое уравновешивание не было осуществлено и в результате увеличился объемный расход, например, в потребителе 1 (рис. 16.3), то из-за повысившейся теплоотдачи потребителя 1 произойдет уменьшение хода регулирования термостатического вентиля. Эти зависимости отображены на рис. 16.4 и 16.5. Для требуемого номинального объемного расхода V100 и расчетной потери давления ApAusl в вентиле V,, которая слишком мала, получается рабочая точка 1 на рис. 16.4. Вследствие устанавливающейся повышенной потери давления в контуре 1 объемный расход повышается до рабочей точки 2. Для того чтобы достичь требуемого номинального объемного расхода V100, вентиль должен установиться на меньший ход регулирования /z3. Рисунок 16.5 показывает, что при этом пропускная способность & уменьшается с расчетного значения k т до &*100. С точки зрения регулирования, важно, что тем самым ограничивается диапазон регулирования и ухудшается поведение при регулировании. Это воздействие видно также на рис. 16.6. Термостатические вентили являются пропорциональными регуляторами, то есть они не могут поддерживать регулируемую величину — температуру помещения £ — абсолютно постоянной. Изменение регулируемой величины L между обеспечиваемой номинальным ходом и ходом h/hwx = 0 представляет собой диапазон пропорционального регулирования термостатического вентиля. Рисунок 16 6 показывает, что вследствие ограничения диапазона регулирования уменьшается также диапазон пропорционального регулирования. Здесь Aptets — действительный перепад давления, ApAus|eg — расчетный перепад давления.
Рис. 16.4. Рабочие точки термостатического вентиля радиатора
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
273
Хотя с точки зрения техники регулирования это означает лучшее соблюдение настроенного значения регулируемой величины, но одновременно это связано с увеличением опасности неустойчивости процесса регулирования. Отсюда очевидно, что выполненное термостатическим вентилем автоматическое уравновешивание идет в ущерб устойчивости регулирования. По этой причине способность терморегулирующего вентиля к автоматическому уравновешиванию не должна использоваться. Однако еще более критичной, чем только что упомянутое влияние, является его реакция при пуске системы.
Рис. 16.5. Термостатический вентиль радиатора: 1 — расчетная точка;
3- рабочая точка
При пониженной температуре в помещении Л во время пуска системы ход штока устанавливается максимально возможным, и поэтому гидравлические условия в системе значительно изменяются по сравнению с расчетными условиями, поскольку в соответствии с рис. 16.6 устанавливается больший диапазон пропорциональности и более высокая связанная с ним пропускная способность kvs. Вентили, которые установились на более высокое по сравнению с расчетным значение пропускной способности kvs, обусловливают повышенный объемный расход за счет остальных потребителей. Требуемые объемные расходы более не обеспечиваются, и поэтому гидравлического уравновешивания больше нет.
Из сказанного следует, что хотя за счет термостатических вентилей и осуществляется автоматическое гидравлическое уравновешивание, если, конечно, смириться с ухудшением качества регулирования, и достигается соблюдение номинальных объемных расходов, однако во время пуска в любом случае нужно быть готовым к возникновению проблем.
274
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание
Рис. 16.6. Диапазон пропорционального регулирования термостатического вентиля радиатора в расчетном (Дпепп) и рабочем (Р*) состоянии
16.1.2. Влияние диапазона пропорциональности термостатических вентилей
Как рассматривалось ранее, устанавливающийся диапазон пропорционального регулирования влияет на устойчивость регулирования. Рисунок 16.6 показывает, что любое ограничение номинального хода вызывает уменьшение диапазона пропорционально » регулирования. Если гидравлическое уравновешивание не было выполнено, это приведет к уменьшению устанавливающегося номинального хода регулирования.
Дальнейшее уменьшение номинального хода, связанное с невыгодным уменьшением диапазона пропорционального регулирования, происходит вследствие влияния завышенных размеров радиаторов. Качественные зависимости показаны на рис. 16.7. Здесь обозначены расчетный (Рпепп) и действительный (Риь) диапазона пропорционального регулирования. В 1-м квадранте приведена характеристика радиатора. Для того чтобы привести тепловую мощность радиатора завышенных размеров к требуемой номинальной мощности Q/Qioo = X О, должен быть значительно уменьшен расход в радиаторе.
Как известно, расход в радиаторе для системы с расчетными температурами 90/70/20 °C необходимо уменьшить вдвое, для того чтобы его тепловую мощности уменьшить лишь примерно на 18 %. В 4-м квадранте показано требуемое мевг-шение хода вентиля, а в 3-м квадранте — действительно установившийся диапазон пропорционального регулирования.
Как уже говорилось, двухтрубные системы при частичной тепловой нагрузке обнаруживают характерное поведение, выражающееся в повышении перепада давлен* Apt_2 в местах присоединения потребителей к распределительной сети (рис. It А
> н/ К)1Ж
T.f. влияние завышенных размеров (мопшостей) радиаторов
'кетйО'жно ъйолюдать уменьшение выбранного диапазона пропорциональности. Из описанных факторов влияния — не выполненное гидравлическое урав-ш.-<шивание, завышение площади нагревательных поверхностей и повышение ада давления в точках подключения — последние два фактора едва ли можно Жхтючить и потому тем более следует выполнить гидравлическое уравновешивание (В улучшения свойств системы.
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
275
Это повышение приводит к уменьшению авторитета вентиля и тем самым к уменьшению качества регулирования. Согласно накопленному опыту, более критичным оказывается влияние, которое проиллюстрировано на рис. 16.8, где Рпепп — расчетный и Puts — действительный диапазоны пропорционального регулирования. Повышение перепада давления влечет за собой повышение объемного расхода. Для того чтобы исключить это повышение, должен быть уменьшен ход регулирования. Рисунок 16.8 показывает, что уменьшение хода регулирования связано с уменьшением диапазона пропорционального регулирования.
Рис. 16.7. Влияние завышенных размеров (мощностей) радиаторов
Обобщая, можно отметить, что при наложении описанных ранее воздействий на практике можно наблюдать уменьшение выбранного диапазона пропорциональности. Из описанных факторов влияния — не выполненное гидравлическое уравновешивание, завышение площади нагревательных поверхностей и повышение перепада давления в точках подключения — последние два фактора едва ли можно исключить и потому тем более следует выполнить гидравлическое уравновешивание для улучшения свойств системы.
276
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание
Рис. 16.8. Влияние повышения перепада давления Apt_2 в регулируемом участие
Рис. 16.9. Принципиальная схема ветви двухтрубной системы
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
277
16.1.3. Уравновешивание при расчете; использование термостатического вентиля и резьбового соединения в обратной линии радиатора
Как объяснялось ранее, гидравлическое уравновешивание должно выполняться не посредством автоматических регулирующих воздействий термостатических вентилей, а за счет создания необходимого гидравлического сопротивления для достижения требуемого объемного расхода посредством соответствующего выбора термостатического вентиля и резьбового соединения в обратной линии радиатора. Возможности для этого поясняются с помощью рис. 16.9.
В находящихся рядом с насосом ветвях образуется перепад давления Ар1-2, значение которого при определенных обстоятельствах может привести к недопустимым шумам в термостатическом вентиле. Возникновение шумов зависит от перепада давления в вентиле. Перепад давления менее 20 000 Па рассматривается как несущественный. Тем не менее следует иметь в виду, что максимальный перепад давления в вентиле наблюдается не в расчетном состоянии, а в положении, близком к точке закрытия. Таким образом, расчетная потеря давления в терморегулирующем вентиле не позволяет сделать вывод о действительной, критической в отношении шумов, потере давления в вентиле.
Если в схеме, приведенной на рис. 16.9, оба термостатических вентиля почти закроются, то в них устанавливается перепад давления Apt_2, наблюдаемый в точках подключения. Если его возможное значение превышает 20 000 Па, то опасность возникновения шумов можно исключить посредством установки регулятора перепада давления DDR, который ограничивает перепад давления в точках 3 и 4 регулируемого участка до безопасного значения 20 000 Па (рис. 16.9). При этом часто выбираемом решении на регуляторе перепада давления DDR могут быть настроены даже значения свыше 20 000 Па. При этом исходят из того, что опасность развития шумов в термостатических вентилях при значениях, превышающих 20 000 Па, возникает, потому что после вентиля подключен резонатор в виде радиатора. Однако в месте установки регулятора перепада давления этот резонатор отсутствует.
Например, на рис. 16.9 заданное значение для регулятора перепада давления выбрано гак, чтобы получилось Др3_4 = 22 000 Па. В связи с пропорциональным поведением регулятора ограниченные изменения заданного значения не учитываются. При расчете потери давления на участке З-Л-4 было установлено, что потеря давления на трение в трубах и в местных сопротивлениях (без учета термостатического вентиля V и резьбового соединения в обратной линии радиатора RV) равна 2000 Па. Требование о гидравлическом уравновешивании означает, что суммарная поеря давления в обоих конструктивных элементах, V и RV, должна составлять 22 000 - 2000 Па = 20 000 Па. При этом остается открытым вопрос, каким образом это значение распределяется между этими двумя конструктивными элементами.
278
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание
Далее п исываются два альтернативных варианта:
Вариант а. Регулируемое резьбовое соединение в обратной линии радиатора ДУ остается полностью открытым, потеря давления в нем составляет 200 Па. Отсюда для термостатического вентиля Уостается расчетная потеря давления 20 000 - 200 = 19 800 Па. Если вентиль закрыт, то перепад давления в нем Др3_4 = 22 000 Па. При этом вентиль рассчитывается с авторитетом
р 19800 = о,86.
' 22 000
Это необычно высокое и поэтому благоприятное значение. С точки зрения техники регулирования, результат положительный!
Вариант б. На вентиль приходится потеря давления 4000 Па, представляющая собой ориентировочное значение, иногда рекомендуемое для расчета вентилей. Вентиль рассчитывается с авторитетом
который лежит ниже рекомендуемого для расчетов диапазона 0,3...0,5.
Таким образом, с точки зрения техники регулирования вариант 2 оказывается неудовлетворительным решением. Однако изложенные в разделе 16.1.4 пояснения показывают, что при определенных условиях вариант 2 при пуске систем приводит к удовлетворительным результатам. В этом варианте резьбовое соединение в обратной линии радиатора настрацвде i на цотерю давления, равную 22 000 - 4000 = 18 000 Па.
Помимо рассмотрения с позицией регулирования, необходимо учитывать и вероятность возникновения шумов. Вариант 2 кажется сначала предпочтительней, поскольку вентиль рассчитывают, исходя из меньшей потери давления. Однако, как описано ранее, не расчетное состояние является критерием для оценки опасности возникновения шумов, а состояние вентиля перед точкой его закрытия. Поскольку при этом объемный расход стремится к нулю, то и в резьбовом соединении в обратней динии радиатора при варианте 2 более не создается потери давления.
Оба варианта равноценны в отношении опасности возникновения шумов, в обо случаях перепад давления повышается до значения < 22 000 Па. Принципиальные взаимосвязи можно установить на основании графиков, приведенных на рис. 16 1 • В варианте 7 потеря давления в резьбовом соединении в обратной линии радиат i мала, а расчетная потеря давления в вентиле довольно велика. Потеря давленм в вентиле увеличивается лишь незначительно, так что, как правило, имеюшаяо линейная характеристика вентилей изменяется ограниченно. В варианте 2 ими» лй обратные расчетные условия. Потеря давления возрастает в большей степени, чв
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
279
в варианте 1. Соответственно, линейная характеристика вентиля также искажается сильнее, что с точки зрения регулирования является менее благоприятным. Рисунок 16.10 также показывает, что увеличение потери давления в вентиле при уменьшенном путем дросселирования объемном расходе Vx примерно одинаково в обоих вариантах, и в точке закрытия ( V = 0 ) потеря давления достигает одинаковых максимальных значений.
Рис. 16.10. Распределение потери давления между вентилем (Apv) и резьбовым соединением в обратной линии радиатора (Дрйг) в вариантах а и б
Рис. 16.11. Установка регуляторов перепада давления
280
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание
Оптимальным решением являлась бы установка автоматической регулирующей арматуры, которая даже при малом объемном расходе создавала бы достаточную потерю давления. На рис. 16.11 показано такое решение, в котором каждое резьбовое соединение в обратной линии радиатора заменено регулятором перепала давления.
Графики, приведенные на рис. 16.12, показывают, что при этом решении потеря давления в вентиле остается примерно постоянной (влияние пропорциональных характеристик обычно применяемых регуляторов перепада давления на рисунке не учтено), благодаря чему существующая характеристика вентиля сохраняется и во время его работы. Это является преимуществом не только с точки зрения регулирования, но и с точки зрения опасности возникновения шумов, посколыгт даже вблизи точки закрытия термостатического вентиля перепад давления более не повышается.
Рис. 16.12. Воздействие регулятора перепада давления на потерю давления Дрт в термостатическом вентиле радиатора
Достигается это преимущество за счет регулятора перепада давления, в этом случае потеря давления, в отличие от случая применения постоянного дросселя fT (см. рис. 16.9), в точке закрытия вентиля не снижается до нуля, а, наоборот, и ж повышается по сравнению с расчетным значением.
Дополнительные факторы, влияющие на принятие решения о том, каким образ® распределить подлежащий дросселированию перепад давления 20 000 Па мс аг' вентилем и резьбовым соединением в обратной линии радиатора, появляются ~» пуске системы (см. раздел 16.1.5).
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
281
16.1.4. Уравновешивание при эксплуатации
Выполняемое на стадии проектирования расчетное гидравлическое уравновешивание (см. описание в разделе 16.1.3) является недостаточным, когда имеются расхождения между проектом и фактическим исполнением. В таких случаях необходимо посредством измерений определить объемные расходы, установившиеся в отдельных участках сети, и отрегулировать их за счет гидравлических воздействий до заданных значений. Оптимальными были бы контроль и регулирование для каждого из потребителей. Для снижения трудозатрат это мероприятие в большинстве случаев ограничивается балансировкой отдельных участков ветвей.
Для измерения объемных расходов применяются так называемые регулирующие вентили для ветви (рис. 16.13). Наряду с возможностью измерения объемных расходов они имеют функции запирания и опорожнения трубопроводов. Независимо от его запирающего действия такой вентиль можно предварительно настроить по шкале. На вентиле имеются патрубки для снятия давления перед запорным конусом и после него. Исходя из измеренного перепада давления и выбранной величины предварительной настройки, можно по диаграмме настройки (рис. 16.14) определить объемный расход.
Рис. 16.13. Принципиальное строение регулирующего вентиля для ветви (иллюстрация фирмы Oventrop)
Таблица 16.1
DN 20
Потеря давления Др, мбар
а
2
0.25 0.5 0.75 1. 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2 21 22 23 2.4 2.5 2.6 2.7 28 29 3 31-32 3.3 3.4 3.5 36 3.7 3.8 3.9 4. 4.1 42 43 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 49 Оброты
0,35 0,50 0,63 0,72 0,76 0,81 0,85 0,89 0,93 0,97 1.01 1,05 1,10 1.14 1.18 1,22 1,26 1,30 1,35 1,40 1,45 1,50 1,55 1,80 1,66 1,74 1,82 1,93 204 2,15 2,25 2,36 2.47 2,58 2,69 2,80 2,91 3,01 3,12 3,23 3,34 3,44 3.55 Пропускная способность kD
-*го -л-л-л-л rOCOCJCOXk 4k 4*СЛ QJ СТ) CD GJ CD ПО ГО CD GJ GJ GJ 4* 4к4кСЛ <Л О) СТ) CD СО Q -* КЗ СО 4к СП 03 '••J СО Q -* W С» -* Б о со 03 W О -4 СО -Ь. СО СО-* G>O>O>-* 4кОЭКЭ -4 К) СО СЛ 4к W СЛ СЛ ОЗ 03 СИ СЛ O3CD -* 03 СО 4* ООЭ 00 О)-* О го СО ГО О G3-* •'4 КЗ-* Коэффициент £
5. 5.1 5.2 5.3 5.4 5.5 5.6 5.7 5.8 5.9 6. 6.1 6.2 8.3 6.4 6.5 6.6 6.7 68 6.9 7. J Оброты
3,65 3,78 3,90 4,02 4,15 4,27 4,40 4,52 4,65 4,77 4,89 5,02 5,15 5,28 5,36 5,44 5,50 5,56 5,61 5,66 5,71 Пропускная способность k„
26 24 23 22 20 19 17 17 16 15 15 14 13 12 12 12 12 11 11 11 11 Коэффициент С,
Оброты
Пропускная способность kt
Коэффициент С,
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
283
Далее приведем таблицу настройки регулирующего вентиля для ветви, изображенного на рис. 16.13 (табл. 16.1).
Для осуществления уравновешивания в протяженных системах применяются способы, предлагаемые специализированными предприятиями на коммерческой основе. Принцип данного процесса показан на простом примере, приведенном на рис. 16.15. Кроме регулирующих вентилей для ветви с RVt по RV„ — необходим центральный регулирующий вентиль RV(). Энергетически целесообразно сначала настроить тот регулирующий вентиль, в котором отклонение истинного объемного расхода от заданного в процентах является наименьшим, на полностью открытое состояние. Для дальнейшего рассмотрения принимаем, что такое состояние имеется в вентиле RV3. Объемный расход в вентиле RV3 настраивается до заданного значения за счет того, что вентиль RVB соответствующим образом дросселируется. Поскольку отношение фактического объемного расхода к заданному расходу в вентиле R V2 больше, то его нужно больше дросселировать. В результате отношение фактического объемного расхода к заданному расходу в вентиле RV2 станет меньше, но дросселирование оказывает воздействие на ветвь 3, отношение фактического объемного расхода к заданному расходу в вентиле RV3 снова повысится. Дросселирование вентиля R V2 продолжают до тех пор, пока расходы в вентилях RV2 и R V3 не сравняются. Этим достигают правильного распределения объемного расхода на ветви 2 и 3, абсолютные фактические значения объемных расходов будут превышать заданные значения.
Затем дросселируется вентиль RVX до тех пор, пока в нем не будет достигнуто такое же отношение фактического объемного расхода к заданному значению, как, например, в вентиле RV3, который в дальнейшем при уравновешивании всех остальных ветвей используется в качестве вентиля для сравнения. Однако следует учитывать, что после каждого дросселирования остальных регулирующих вентилей необходимо заново определять отношение расходов в вентиле RV3. По окончании уравновешивания этим способом во всех регулирующих вентилях, с RVt по RV3, наблюдаются одинаковые отношения фактического объемного расхода к заданному расходу, но абсолютные значения фактических объемных расходов оказываются слишком большими. Объемные расходы регулируются до требуемого значения за счет соответствующего дросселирования центрального регулирующего вентиля. Если система состоит из нескольких модулей, как отображено на рис. 16.15, то описанный ранее способ должен использоваться для соответствующего дросселирования центрального регулирующего вентиля (RV0 на рис. 16.15). Если структура системы соответствует приведенной на рис. 16.15, то есть не имеет дополнительных разветвлений, то достижение требуемых абсолютных значений расхода по соображениям энергосбережения нужно обеспечивать не за счет центрального регулирующего вентиля RV0. Вместо этого для установления требуемых абсолютных значений расхода следует уменьшить число оборотов насоса.
284
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание
Рис. 16.15. Гидравлическое уравновешивание при помощи регулирующих вентилей RV0~RV3
Описанным способом, который в несколько измененном виде предлагается специализированными предприятиями на коммерческой основе, гидравлическое уравновешивание выполняется так, чтобы в действительности достичь вычисленных в ходе проектирования значений объемных расходов. Однако стандарт DIN 18330 правомерно устанавливает дополнительное требование о том, чтобы снабжение требуемым количеством теплоносителя обеспечивалось не только при расчетных, но и при изменяющихся рабочих условиях. В следующем разделе будут детально рассмотрены особенности работы системы при пуске и вытекающие из этого мероприятия.
16.1.5. Особенности работы системы при пуске
Далее рассматриваются состояния, которые возникают при пуске системы, например, после ее ночного отключения. При этом за основу принимается то, чта термостатические вентили рассчитаны на диапазон пропорционального отклонения 1К. Это лежит в рамках рекомендаций. Принимается, что термостатически вентили имеют линейную характеристику и при полном открытии диапазон про-' порционального отклонения достигает 3 К. При этом пропускная способность к возрастает в три раза. Сопоставим три варианта воздействия на объемный расхай на примере схемы из четырех радиаторов (табл. 16.2-16.4).
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
285
В варианте А (см. табл. 16.2) все резьбовые соединения в обратной линии радиатора полностью открыты; потеря давления в них равна всего лишь 200 Па. Необходимая для уравновешивания потеря давления создается термостатическими вентилями. Она повышается от 4000 Па в вентиле 1 до 19 000 Па в вентиле 4. В точках присоединения к ветвям X и Y устанавливается перепад давления 19 200 + 5000 = 24 200 Па. Для того чтобы избежать проблем с образованием шумов в термостатических вентилях, перепад давления в точках присоединения X и Y поддерживается постоянным при помощи регулятора перепада давления. Вновь устанавливающиеся в системе объемные расходы определяются с использованием программы гидравлического расчета (см. описание в главе 18). В расчетном состоянии во всех радиаторах получаются заданные значения расхода, равные 100 л/ч. При открытии вентилей при пуске (разогреве) системы в соответствии с диапазоном пропорционального регулирования от 1 до 3 К устанавливаются новые значения объемных расходов. В самом близком к насосу радиаторе 4 объемный расход повышается до 238 л/ч, самый последний радиатор 1 снабжается недостаточно — расход составляет 56 л/ч. Это означает, что уравновешивание, выполненное для расчетного состояния, не действует в состоянии пуска системы. Причину следует искать в том, что из-за высокой доли потери давления в вентилях при дальнейшем открытии вентилей сопротивление присоединительных участков значительно уменьшается. Установка регулятора перепада давления этому воспрепятствовать не может — потребовалась бы установка дополнительных ограничителей объемного расхода в отдельных потребителях. Экономичнее и целесообразнее проектное мероприятие — расчет вентилей на их максимальный диапазон пропорционального отклонения.
В варианте В (см. табл. 16.3) все вентили одинаково рассчитаны на потерю давления 4000 Па, требуемый в точках присоединения АиВ перепад давления создается за счет соответствующего дросселирования резьбового соединения в обратной линии радиатора. Того же результата можно достичь применением так называемых термостатных вентилей с предварительной регулировкой. Гидравлическое воздействие теперь совершенно иное, чем в варианте А.
Объемные расходы при пуске системы по варианту А приведены в табл. 16.2; все регулируемые резьбовые соединения в обратной линии радиатора открыты.
Повышение объемного расхода происходит лишь в незначительной степени, до 108 л/ч во всех вентилях. Этот положительный результат обусловлен тем, что на вентили приходится незначительная доля имеющегося перепада давления и повышенные сопротивления резьбовых соединений в обратной линии радиатора превалируют над влиянием увеличения хода регулирования вентилей.
Для расчета термостатических вентилей на основе приведенных ранее результатов действительны следующие положения: рекомендация, заключающаяся в назначении термостатическим вентилям как можно большей потери давления (вариант А),
286
Глава 16. Гидравлическое уравновешивание
Таблица 16.2. Объемные расходы при пуске системы. Вариант А: все регулируемые резьбовые соединения в обратной динци радиатора открыты
4000
9000
14000
19000
Вентиль V
Потеря давления Лр, Па
RV
200
200
200
200
Распределительный трубопровод
5000
5000
5000
5000
Подключение ’ радиатора
4200
9200
14200
19200
kv при Р» 1 К
0.5
Л„при Р = ЗК
л/ч
(1 К)
л/ч
(3 К)
0,333
0.267
0.229
юо
0.6^7
позволяет получить максимально возможные значения авторитета вентилей; Tin образом, это оказывается благоприятным с точки зрения регулирования. О.
в отношении поведения системы при пуске вариант А невыгоден.
Объемные расходы при пуске системы по варианту В приведены в табл. 16.3; п<у давления во всех вентилях равны.
На принятие решения «за» или «против» использования термостатических тилей со ступенчато изменяемыми величинами kvs могут дополнительно nov. 1 следующие факторы: наличие таких вентилей на складе продавца либо возможь очистки таких вентилей при загрязнении.
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей
287
Таблица 16.3. Объемные расходы при пуске системы. Вариант В: во всех вентилях равные потери давления
Потеря давления Др, Па
V,
К)
108
Распределительный трубопровод
Вен тиль V
Подключение радиатора
V, л/ч (1К)
Л„при Р = ЗК
Л„при Р= 1 К
юо
1200
19200
4000
10200
14200
15200
Исследование на данном примере должно показать влияние различных принципов выбора терморегулирующих вентилей. Положенное в основу граничное условие, говорящее, что регулятор перепада давления поддерживает в ветви потребителей постоянный перепад давления, на практике реализовать не удается. При увеличении объемного расхода имеющийся перепад давления в расположенном перед данной ветвью насосе и сети снижается, а потеря давления в полностью открытом регуляторе перепада давления возрастает. Оба эти эффекта приводят к тому, что фактический перепад давлений, имеющийся в распоряжении для ветви потребителей, уменьшается. Поэтому в действительности получаются несколько лучшие результаты, нежели полученные при расчете для данного примера.
288
Глава 16. Гидравлическое уравновешивай»
Объемные расходы при пуске системы по варианту С приведены в табл. 16.4: условия как в варианте А, но сопротивление распределительной сети меньше.
Таблица 16.4. Объемные расходы при пуске системы. Вариант С: как вариант А, но сопротивление рапределительной сети меньше
Потеря давления Др, Па
Вентиль V
RV
Распределительный трубопровод
Подключение !
радиатора
*„при Р = 1 К
Л„при Р = ЗК
V, л/ч (1К)
V,
А
А
А
А
4000
4500
5000
5500
200
200
200
200
4200
5000
500
500
500
4700
5200
5700
0.5
0.5
0.5
1.5
1.5
1.5
100
100
100
100
131
168
203
237
О 5
Ж
В основу варианта С положен тот же принцип расчета, что и для варианта А, то все резьбовые соединения в обратной линии радиаторов полностью открыта термостатических вентилях предусмотрена максимальная потеря давления. Ро тат соответствует, по меньшей мере в тенденции, результатам варианта А. Та получается явное повышение объемного расхода, но, по сравнению с варианта для последнего потребителя недостаточность снабжения оказывается мену Этот результат обусловливается различными сопротивлениями распределите.'^ сети. В варианте С потеря давления во взаимосвязанных участках прямого и
16.1. Уравновешивание в сетях потребителей 289
ного трубопроводов принята равной 500 Па. Этот вариант примерно соответствует условиям, существующим в отопительных системах зданий.
В данном случае недостаточности снабжения ожидать не следует. Если нужно исключить опасность возникновения недопустимых шумов, то необходимо в дополнение к регулятору перепада давления на ветви предусмотреть ограничитель объемного расхода. В варианте А потери давления в участках распределительной сети приняты явно более высокими — 5000 Па. Вытекающий из этого результат недостаточного снабжения последнего потребителя примерно соответствует ситуации в распределительной сети централизованной системы теплоснабжения. В этом случае существует настоятельная необходимость ограничения расходов потребителей для того, чтобы избежать недостаточного снабжения потребителя, расположенного в конце сети.
Глава 17
Примеры расчетов
17.1. Расчет однотрубной отопительной системы
Для выбора мощности радиаторов однотрубных систем отопления (рис. 17.1) необходимо задать только температуру в подающей линии на входе в первый радиатор (tVI) и желаемую температуру в обратной линии в конце ветви (tR str). Из этих данных и суммы тепловых мощностей радиаторов в ветви можно определить необходимый массовый расход wzstr теплоносителя в ветви. Для расчета площади поверхности недостает температуры в подающей линии для каждого радиатора (за исключением первого), а также температуры в обратной линии в каждом из радиаторов, исходя из чего определяется средний логарифмический температурный напор 1, значение которого необходимо для расчета радиат ров.
Температуру в подающей линии второго радиатора при заданной мощности первого радиатора можно определить как
ty2 = — AZpi = tyi НК1 , (17 I)
™str С
где Atpl — разность температур в подающей и обратной подводках радиатора Q.HK1 ~ тепловая мощность радиатора 1; mstr — массовый расход теплоносителя в ветви; с — удельная теплоемкость теплоносителя.
Аналогичным образом можно определить температуру в подающей линии подк ченных далее радиаторов.
1 Формула среднего логарифмического температурного напора приведена на с. 295. — Приме*, нарч.ред.
17.1. Расчет однотрубной отопительной системы
291
Температура в обратной линии, устанавливающаяся в радиаторах (например, температура tR1 в радиаторе 1 на рис. 17.1), при заданной тепловой нагрузке зависит от массового расхода воды в радиаторе. Однако этот массовый расход зависит от гидравлических условий, то есть от сопротивления Снк участка с радиатором и сопротивления перемычки.
Радиатор и перемычка соединены параллельно в точках А и В (рис. 17.2). Для соединения справедливо
&Рнк ~ &Pks-
(17-2)
Рис. 17.2. Данные для расчета радиатора и перемычки
292
Глава 17. Примеры расчетов
Если принять гидравлический показатель экспоненты тп = 2, то получится
Снк ’ ^нк - Cks ' Vks
(17-3)
Следствием принятия гидравлического показателя экспоненты т = 2 является неточность результата. Возникающая при этом ошибка при определении объемного расхода в случае однотрубной системы составляет менее 5 % для стальных труб и менее 10 % — для медных, что еще допустимо для практического применения этого способа.
Из уравнения (17.3) следует
На основании условия
и уравнения (17.4) получим
Унк
Vks
4tr = ™ks+™hk
™нк _ । + К'нк ^str у ^KS
(17.4)
(17.5)
(17.6)
Теплоотдача QHK радиатора с учетом обозначений, приведенных на рис. 17.1. составляет
Q.HK ~ ™НК ‘ С ^НК ~ ^str ’с
(17.7
Из уравнений (17.7) и (17.6) можно определить перепад температур в радиаторе
Мнк-
Ынк
= Д,(1+ &
I У cks J
(17.8
Величину Atp, входящую в уравнение (17.8), можно определить, используя расчетные данные из уравнения (17.1):
Мр = &нк . (175)
Сопротивление Снк участка радиатора определяют, исходя из последовательной соединения сопротивления вентиля радиатора (CHKV), местного сопротивлешв (СЕИ.) и сопротивления соединительных труб (Сл):
с = С + С + с НК HKV EWHK RHK'
17.1. Расчет однотрубной отопительной системы
293
Сопротивление перемычки CKS определяют, исходя из последовательного соединения местных сопротивлений (два тройника) и сопротивления трубы:
с = С + С KS EWKS RKS'
Сопротивление CHKV вентиля радиатора можно определить, исходя из пропускной способности kv, либо на основании диаграмм изготовителя.
- । pv при Хр = 2К
------Пределы применения вентиля при 1 < хр>ЗК
Рис. 17.3. Диаграмма расчета термостатического вентиля радиатора
294
Глава 17. Примеры расчетов
Справедливо
Ю5
Если пропускная способность k вентиля не указана, а вместо нее имеется диаграмма изготовителя, например, представленная на рис. 17.3, то сопротивление CHKV можно определить из отношения
сЖ
V1
При этом может быть выбрана любая пара значений Ар и V, лежащая на прямой параметров вентиля.
Если, например, предусмотрен вентиль типа С, который, будучи установленным, должен работать с диапазоном пропорционального регулирования хр = 2К, то для пары параметров, Др, V лежащих на этой прямой, сопротивление
С = = 10 °°в Па = ю ООО 000.
V2 (0,1 м3ч)2
Наглядным является определение коэффициента местного сопротивления С, вентиля из этого значения гидравлического сопротивления. В соответствии с уравнением (1.18) для присоединительного трубопровода диаметром 1/2”, имеющего сопротивление CeEW= 927,6 (см. табл. 1.3), получается:
С ^1000 000 =1078
CeEW 927,6
Это значение во много раз больше значений коэффициентов С,, частично приводимых в таблицах вентилей радиаторов в диапазоне от 4 до 6.
Для того чтобы в однотрубной системе достичь приемлемых значений теплового напора, а тем самым и приемлемых площадей поверхности радиаторов, температуре в обратной линии не должна быть чрезмерно пониженной. Чем меньше объемны! расход в радиаторе, тем ниже падает температура в обратной линии, а тем самым и тепловой напор. Из этого ясно, что термостатический вентиль, имеющий рассчитанное ранее значение коэффициента С,, для однотрубной системы является непригодным. Следует помнить, что для этой системы используются специальные термостатические вентили со сравнительно низкими сопротивлениями. Если кв практике для двухтрубной системы выбираются стандартные значения расчетной потери давления, равные приблизительно 4000 Па, то для однотрубных систем можно без всякого ущерба для процесса регулирования выбрать явно меныпме значения расчетной потери давления.
Сопротивления CR и CEW можно определить с использованием уравнений (1.11) и (1.18).
17.1. Расчет однотрубной отопительной системы
295
Пример расчета: по ветви однотрубной отопительной системы должна передаваться тепловая мощность 20 000 Вт при температуре в подающей линии 90 °C и температуре в обратной линии ветви 80 °C. Требуемый для этого массовый расход в ветви равен mstr =1772 кг/ч. При выбранном диаметре труб 25 мм в соответствии с DIN 2440 падение давления составляет 340 Па/м. Необходимо определить нормативную тепловую мощность (при температурах 90/70/20 °C) первого радиатора, если, согласно расчету потребности в теплоте при комнатной температуре, равной 20 °C, требуемая мощность составляет 2700 Вт. Выбран диаметр соединительных трубопроводов радиатора dHK = 20 мм. Исходя из условий монтажа, имеются следующие значения: =7,5; =0,5; CKKV = 16 180; 1,5м;/ж= 1,0м.
Из уравнения (17.8) получаем
Для сопротивлений Снк и действительно
Снк = Chkv + cr + Cew = 16180 + CeRlHK + CeEW C, = = 16180 + 349 • 0,1 + 279,3 • 7,5 = 18 624;
CKS =CR+ CEW = CeRlKS + CeEW^ = 108 • 1,5 +111,1 • 0,5 = 217,55-
Примечание
Значения CeR и C fW, выбираются из табл. 1.2 и 1.3.
Получаем
2,7 кВт • ч • 3600 с • кг • К 1772кг-ч-4,19 кДж
18 624 '"j
217,55 J
= 13,4 К.
Итак, температура в обратной линии радиатора составляет:
tK = 90,0 - 13,4 = 76,6 °C.
Средний логарифмический температурный напор
At™ т
^нк
tR -ti
13,4
, 90-20
In------
70-20
= 63,05 К.
Поправочный коэффициент для тепловой мощности/при гидравлическом показателе экспоненты радиатора, равном 1,3, и среднем арифметическом температурном напоре системы (с 90/70/20 °C), равном 59,44 К, составит
Г 63,05 У’3 1.59,44,1
= 1,0797.
296
Глава 17. Примеры расчетов
Необходимая нормативная тепловая мощность QN радиатора при требуемой тепловой мощности 2700 Вт
Qn =
2700 Вт
1,0797
= 2500 Вт.
При принятии решения в пользу одной из отопительных систем: двух- или однотрубной — наряду с прочим играет роль поведение их гидравлики при неполной нагрузке.
В разделе 3.3 подробно рассмотрено поведение двухтрубных систем при отключениях. Если в них производятся отключения потребителей или, что с точки зрения гидравлики одно и то же, имеются постоянно работающие вентили, например термостатические вентили радиаторов, и они близки к закрытию, то хотя суммарный объемный расход в системе и снижается, но единичные объемные расходы в оставшихся радиаторах повышаются.
Вентиль закрыт
Рис. 17.4. Параболы сопротивлений: индекс 100 — вентиль открыт; индекс 0 — вентиль закрыт
17.2. Подсоединение к первичной сети
297
Чем больше термостатических вентилей радиаторов системы закрывается или чем ближе они к положению закрытия, тем выше опасность возникновения в вентилях недопустимых, шумов протекания среды.
В однотрубной системе отопления радиатор и перемычка соединены параллельно, и при полном открытии вентиля радиатора эквивалентная характеристика 5)00 получается суммированием по вертикали характеристик НК 100 и KS (рис. 17.4). Если вентиль закрыт, то характеристика НК1т (полное открытие вентиля) превращается в характеристику НК0 (вертикаль, проходящую через нулевую точку). При суммировании характеристик НК0 и KS по горизонтали образуется характеристика 50 для состояния полностью закрытого вентиля. Характеристика 50 проходит круче, чем характеристика 5100. Это означает, что при закрытом вентиле эквивалентное сопротивление повышается. Поскольку из-за этого повышается также и суммарное сопротивление ветви, то массовый расход ветви mstr уменьшается. Распределение массового расхода между участками радиатора и перемычки происходит в соответствии с отношением сопротивлений CnK/CKS. Однако поскольку отношение сопротивлений тех радиаторов, вентили которых не регулировались, остается неизменным, то массовый расход в вентиле радиатора изменяется в той же степени, что и снижающийся массовый расход в ветви. Из этого следует, что потеря давления в вентиле радиатора уменьшается.
Таким образом в однотрубной отопительной системе, в отличие от двухтрубной, отключение радиаторов или закрытие вентилей радиаторов не вызывает невыгодных изменений.
17.2. Подсоединение к первичной сети
Контур потребителя подсоединен в точках X и Y к первичной двухтрубной сети (рис. 17.5). В точках подсоединения X и Y действуют отличительные признаки двухтрубной системы отопления, состоящие в том, что в расчетном случае в различных присоединительных патрубках потребителей наблюдаются различные перепады давления, которые по направлению к концу сети уменьшаются. Кроме того, при неполной тепловой нагрузке перепад давления будет повышаться. Перепады давления в точках подсоединения изменяются в зависимости от гидравлических воздействий в первичной сети (например, от регулирования частоты вращения насоса первичной сети) и в остальных потребителях (например, от воздействия регулирующих органов). Поскольку изменение перепада давления в точках подсоединения оказывает влияние на характеристику схемы потребителей, то имеется гидравлическая зависимость схемы потребителей от остальной части системы. Для того чтобы упростить рассмотрение, схема потребителей условно отделена от остальной части сети в точках X и Y. При этом в качестве граничного условия принимается, что рх > pY и перепад давления рх - pY переменный.
Для схемы, приведенной на рис. 17.5, должно быть выполнено регулирование температуры в подающей линии. Обычно подмешивание осуществляется при помощи
298
Глава 17. Примеры расчетов
трехходового вентиля, а в этой схеме степень подмешивания теплоносителя из обратной линии через перемычку KS определяется проходным регулирующим вентилем. Требуется выяснить, можно ли действительно при использовании этой схемы осуществлять подмешивание в направлении В—>А.
tv — температура подающей линии ta — температура наружного воздуха
KS — перемычка
Pi — насос контура потребителя
VB — потребитель
Рис. 17.5. Подсоединение потребителя к первичной сети
Кроме того, необходимо уточнить, может ли для потребителя при номинальной нагрузке быть обеспечена такая же температура теплоносителя в подающей линии, как и температура теплоносителя, поступающего из первичной сети, что возможно, только если при номинальной нагрузке из обратной линии не происходит подмешивание в направлении В—>А.
Возможно ли, чтобы при неблагоприятных условиях возник поток в направлении А—>В? Если все же движение теплоносителя в таком нежелательном направлении произойдет, то можно ли устранить это нарушение установкой обратного клапана в перемычку?
Рис. 17.6. Эквивалентная схема сети, изображенной на рис. 17.5
При гидравлическом анализе рассматривается эквивалентный насос РР (рис. 17.6). который создает перепад давления рх - рг имеющийся с первичной стороны.
17.2. Подсоединение к первичной сети
299
Схема потребителей и обе ее параллельные ветви объединяются в эквивалентный трубопровод (эквивалентный элемент РЕ{ на рис. 17.6). Этот эквивалентный трубопровод соединен последовательно с регулирующим вентилем RVи эквивалентным насосом РР.
В
Рис. 17.7. Последовательность шагов построения эквивалентного элемента РЕХ
В табл. 17.1 и на рис. 17.7 показана последовательность отдельных шагов построения эквивалентных соединений.
Таблица 17.1
Шаг 1-й элемент Вид соединения 2-й элемент Эквивалентный элемент
1 VB Последовательное Л RE'
2 REr Параллельное KS РЕг
На рис. 17.8 представлены отдельные характеристики и образованные из них эквивалентные характеристики. На шаге 1 выполняется последовательное соединение Pt с VB посредством суммирования характеристик по вертикали. Характеристика Р проходит в 1-м квадранте (положительный перепад давления), характеристика VB — в 4-м квадранте (отрицательный перепад давления). Эквивалентная характеристика REV полученная при данном последовательном соединении, соединена параллельно с перемычкой KS и посредством суммирования характеристик по горизонтали образует эквивалентную характеристику РЕ/.
В эквивалентном трубопроводе РЕ{ возникает поток А—>В, направление которого совпадает с направлением главного потока (HSR). В эквивалентном трубопроводе REt направление потока такое же, поэтому объемные расходы в RE1 и Р или, соответственно, VB оцениваются как положительные.
Если при неполной нагрузке поток в перемычке KS будет проходить в направлении В-^А, то он будет противоположен главному потоку и его нужно будет оценивать как отрицательный. Хотя потеря давления в перемычке KS в направлении В-^А
'Обозначения характеристик: Е — Ersatzkennlinie, эквивалентная характеристика; R — Reihenschaltung, последовательное соединение (в ряд); Р — Parallelschaltung, параллельное соединение.«— Примеч. перее.
300
Глава 17. Примеры расчетов
и оценивается как отрицательная, однако в фиктивном эквивалентном трубопроводе наблюдается повышение давления, и поэтому в результате эта потеря давления должна оцениваться как положительная. Характеристика KS проходит во 2-м квадранте (V отрицателен, Ар положителен).
Рис. 17.8. Четырехквадрантная диаграмма схемы, приведенной на рис. 17.6
Если представить, что поток в перемычке KS проходит в направлении А—>В, хотя это и нежелательно, тогда V положителен и Ар отрицателен. В таком случае характеристика KS проходит в 4-м квадранте.
Суммированием по горизонтали характеристик RE{ и KS получается эквивалентная характеристика PEV которая переходит в 4-й квадрант в точке перехода U.
Для дальнейшего анализа имеет значение только прохождение характеристики РЕ при положительном объемном расходе. При дальнейшем анализе бросается в глаза, что
характеристика РЕг проходит как в 1-м, так и в 4-м квадрантах.
Прохождение характеристики между точками DmU происходит с положительным перепадом давления. Это означает, что рв >рА- Следовательно, поток в перемычке KS должен проходить в направлении В->А, как это и требуется в случае неполн i тепловой нагрузки.
Если объемный расход в эквивалентном трубопроводе РЕХ превышает значение I (см. рис. 17.8), то из характеристики PEi следует, что перепад давления отрицателен, то есть рА > рв. При этом поток в перемычке KS должен проходить в направлении А-^В. Естественно, что этот случай нежелателен и его нужно избегать. Обычаи
17.2. Подсоединение к первичной сети
301
с этой целью в трубопровод KS встраивают обратный клапан. Однако необходимо учитывать, что
обратный клапан только препятствует течению в нежелательном направлении А—>В, но он не может обеспечить течение теплоносителя в нужном направлении.
Точка Uявляется точкой изменения направления потока. В этой точке перепад давления Др = 0. Это означает, что в точках А и В существует равенство давлений. Таким образом, расхода в трубопроводе KS нет. Такое состояние должно быть в расчетном случае. (Но в особых случаях вполне может быть также задано условие, согласно которому в расчетном состоянии должно происходить подмешивание холодной воды из обратной линии — в случае, если недопустимо, чтобы температура в схеме потребителей достигала температуры в подающей линии первичного контура.)
Установка в перемычку KS обратного клапана, как описывалось ранее, не влечет за собой изменения направления движения среды на правильное и, возможно, даже ухудшит гидравлические условия. Это иллюстрируется рис. 17.8.
В точке номинальной тепловой нагрузки, то есть при Ар = 0, в эквивалентном трубопроводе РЕХ устанавливается объемный расход Vv. Поскольку при этом объемный расход в перемычке KS равен нулю, то весь расход Vv протекает в контуре потребителей. При другой экстремальной нагрузке, то есть когда регулирующий вентиль закрыт, объемный расход в трубопроводе РЕХ равен нулю. При этом значении объемного расхода, возникающего в эквивалентном трубопроводе, устанавливается перепад давления, отмеченный точкой D. Этот перепад давления наблюдается и в параллельно соединенном эквивалентном трубопроводе REt и в соответствии с характеристикой REt определяет расход Vo в контуре насоса и в контуре потребителей. Рисунок 17.8 четко отображает диапазон колебаний подачи насоса Р(.
Перемычка KS должна бы выполнять гидравлическую развязку потребителя с остальной сетью. Рисунок 17.8 показывает, что такая развязка достигается в недостаточной степени. Если требуется гидравлическая развязка, то диапазон колебаний AVp должен быть пренебрежимо мал. На рис. 17.9 показано получение характеристик для такой же принципиальной схемы. Диапазон колебаний существенно уменьшился, что было достигнуто за счет уменьшения крутизны характеристики KS. Это означает, что
повышение сопротивления перемычки KS влечет за собой ухудшение гидравлической развязки.
Таким образом, однозначно дана оценка установке обратного клапана: он ухудшает гидравлические показатели и при этом не может оказать какого-либо влияния на изменение направления потока в перемычке. То есть от его установки следует отказаться. При подключении потребителей к центральной теплосети, как правило, действуют особые условия, которые принудительно предписывают установку устройства, препятствующего обратному потоку среды. Это требование обусловлено проблемой оплаты потребленной теплоты, которая может возникнуть в случае выхода из строя насоса потребителей Pv Во всех остальных случаях от обратных клапанов следует отказаться.
302
Глава 17. Примеры расчетов
Рис. 17.9. Четырехквадрантная диаграмма при пониженном сопротивлении перемычки KS
Рис. 17.10. Определение отдельных объемных расходов
17.2. Подсоединение к первичной сети
303
На рис. 17.8 и 17.9 определены объемные подачи насоса в двух экстремальных состояниях. На рис. 17.10 показан процесс решения в случае, когда регулирующий вентиль занимает промежуточное положение, которое выражается в том, что потребляемый из первичной сети расход Vprim относится к диапазону от 0 до Vv.
Подаваемый из первичной сети расход Урпт равен расходу в эквивалентном трубопроводе РЕ{. Точка F отображает перепад давления между АиВ. Тот же перепад давления имеется на параллельно присоединенных участках KS и REV Точки GnH представляют разделение расхода на VKS и VPi. Точка I отображает перепад давления в насосе потребителей.
Для построений, выполненных на рис. 17.10, был принят определенный объемный расход Vpr]m, подводимый к потребителю из первичной сети через регулирующий вентиль. Тем не менее, остается открытым вопрос: в результате какого гидравлического воздействия он достигается? Для определения этого объемного расхода необходимо преобразовать всю систему в один гидравлический контур, как показано на рис. 17.6. При этом эквивалентный трубопровод PEt соединяется параллельно с регулирующим вентилем RV и эквивалентным насосом РР. Для наглядности сопротивлением соединительных трубопроводов Х-А и В- Y (по сравнению с сопротивлением регулирующего вентиля ДУ) пренебрегают.
Рис. 17.11. Точка изменения направления потока U и рабочая точка ВР
Характеристика PEt, приведенная на 17.10, перенесена на рис. 17.11. Характеристика резервного насоса РР, проходящая горизонтально, соответствует имеющемуся
304
Глава 17. Примеры расчетов
в данный момент значению перепада давления Дрх_у в точках подключения к первичной сети. Суммарная характеристика RE3 пересекает ось V в точке изменения направления U (где еще нет подмешивания из обратной линии), если перепад давления &рх_у равен потере давления в регулирующем вентиле. Тогда рабочая точка совпадает с точкой изменения направления U. Таким образом, действует следующее
указание по подбору размеров при расчете регулирующего вентиля: перепад давления в точках подключения к первичной сети XuY в расчетном случае равен потере давления в регулирующем вентиле.
Значение ЛрХ-у (50 000 Па), положенное в основу рис. 17.11, соответствует минимальному перепаду давления, при котором полностью открытый регулирующий вентиль может пропускать через себя объемный расход, необходимый для покрытия тепловой нагрузки. Далее рассмотрим, что произойдет при повышении перепада давления. На практике для протяженных распределительных сетей нужно исходить из повышения перепада давления приблизительно до 200 %. На рис. 17.12 отображены характеристики, полученные при повышении перепада давления Лрх-у с 50 000 до 120 000 Па.
Рис. 17.12. Положение рабочей точки ВР справа от точки изменения направления потока U
Суммарная характеристика RE3 переместилась вверх, она пересекает ось V (рабочая точка ВР на рис. 17.12) справа от точки изменения направления U. Получающийся объемный расход VBP протекает также и в эквивалентном трубопроводе
17.2. Подсоединение к первичной сети
305
PEt. Этот расход определяет точку Е. Перепад давления в точке Е равен перепаду давления в перемычкеKS(точка/7). Расположение точкиFb 4-м квадранте означает, что направление потока в перемычке KS противоположно направлению главного потока. Таким образом, поток в перемычке KS протекает в направлении, противоположном желательному, и подмешивание из обратной линии не происходит. Подмешивание может установиться только тогда, когда удастся добиться прохождения характеристики RE3 через точку изменения направления U.
На рис. 17.11 это состояние достигнуто именно за счет того, что перепад давления ДРх-у полностью компенсирован потерей давления &pRV в регулирующем вентиле. Для этого требуется более крутое прохождение характеристики вентиля, что достигается уменьшением хода регулирования. Для того чтобы характеристика, приведенная на рис. 7.10, проходила через точку изменения направления потока U, необходимо уменьшить ход регулирования со 100 до 65 %.
Уменьшение "хода регулирования (определено на рис. 17.10), необходимое для того, чтобы достичь точки, начиная с которой становится возможным подмешивание из обратной линии, при регулировании происходит автоматически. Если подмешивания из обратной линии не происходит, то температура в обратной линии поднимается выше заданного значения.
Рис. 17.13. Требуемая потеря давления &pRV в регулирующем вентиле
В этом случае регулятор выдает сигнал на закрытие вентиля, и, таким образом, на рис. 17.13 обеспечивается требуемое более крутое прохождение характеристики вентиля. Но было бы ошибочным делать из этого вывод, что общее поведение
306
Глава 17. Примеры расчетов
системы, складывающееся из гидравлической характеристики и характеристики регулирования, исключает какие-либо проблемы. Автоматическая корректировка гидравлической характеристики достигается за счет отказа от части диапазона регулирования вентиля. Для регулирования температуры в подающей линии используются вентили с диапазоном регулирования от 0 до 100 %. При повышении перепада давления в точках подключения к первичной сети эта гидравлическая помеха должна компенсироваться воздействием регулирующего вентиля. Потеря части диапазона хода штока вентиля (например, 100 - 65 % = 35 %) при регулировании температуры означает ухудшение характеристики регулирования. Возникающая при этом неустойчивость регулирования может повлечь за собой, например преждевременный износ привода вентиля.
Выводы, вытекающие из результатов гидравлического анализа, обобщены далее.
При довольно малом сопротивлении перемычки KS подключенная за ней схема потребителей гидравлически развязывается. Повышение перепада давления в точках подключения к первичной сети не влияет на подачу насоса схемы потребителей
При уменьшении хода регулирования вентиля расход подмешивания увеличивается.
Повышение перепада давления в первичной сети приводит к изменению направления потока в перемычке, подмешивание из обратной линии прекращается. Установка обратного клапана препятствует течению в нежелательном направлении, но не влияет на подмешивание. Подмешивание может быть достигнуто только уменьшением хода регулирования вентиля.
Связанное с этим ограничение диапазона регулирования легко приводит к неустойчивости процесса регулирования температуры в подающей линии.
Так как повышение перепада давления в точках подключения к первичной сети признано нарушающим воздействием, его необходимо исключить за счет средств регулирования. Способом для достижения этого является регулирование перепада давления в точках подключения к первичной сети (рис. 17.14). При расчете обоих регулирующих вентилей, DDR и RV, необходимо распределить между ними минимальный перепад давления, возникающий в точках подключения к первичной сети Хи У, и тем самым определить пропускную способность kvs для каждого из вентилей.
Гидравлически упорядоченное состояние, представленное на рис. 17.11, то есть состояние, когда рабочая точка и точка изменения направления совпадают, предполагает, во-первых, что проектирование было тщательным, а во-вторых, что монтаж выполнен в точном соответствии с проектом. Поскольку едва ли можно рассчитывать на такое идеальное состояние, то необходимо выполнить настройку системы.
В случае когда в трубопровод подключения к первичной сети встроен регулятор перепада давления (см. рис. 17.14), настройка системы может быть частично выполнена с его помощью. Для этого нужно полностью открыть регулирующий вентиль. Заданное значение на регуляторе перепада давления уменьшается до тех пор, пока датчик температуры в подающей линии не покажет, что через перемычку началось подмешивание.
17.3. Насос подмешивания для котла
307
Рис. 17.14. Улучшение гидравлических условий за счет установки регулятора перепада давления DDR
При настройке возможен случай, когда при полностью открытом вентиле R Утемпе-ратура в подающей линии первичной сети в месте установки датчика температуры в подающей линии не достигается из-за того, что через перемычку происходит подмешивание.
Подмешивание должно подавляться дросселированием подачи насоса контура потребителей, к примеру, посредством установки дросселирующего вентиля на участке A- VB.
17.3. Насос подмешивания для котла
17.3.1. Теплотехнические условия
Согласно работе [8], для котлов мощностью свыше примерно 200 кВт должен поддерживаться минимальный объемный расход. Благодаря этому исключаются недопустимые термические напряжения, обусловленные чрезмерными перепадами температур в теплообменном блоке котла. При объемном расходе ниже допустимого значения возникает также опасность неупорядоченного течения в объеме котловой воды, что может привести к образованию паров.
Минимальный объемный расход для некоторых конструкций котлов иногда задается в виде максимально допустимого перепада температур между подающей и обратной линиями. В качестве ориентировочных значений максимально допустимого перепада температур в работе [8] задаются:
для чугунных котлов — макс. 30 К;
для стальных котлов — макс. 50 К.
308
Глава 17. Примеры расчетов
Рис. 17.15. Насос подмешивания для обеспечения минимального объемного расхода в котле
Для обеспечения минимального объемного расхода может быть применена уже давно используемая схема (рис. 17.15) с насосом подмешивания в байпасной линии котла. Если горелка будет отключена, то после определенного времени выбега будет также отключен и насос подмешивания. Это приведет к движению потока теплоносителя в насосе подмешивания в направлении, противоположном направлению при нагнетании. Вследствие ускоренного в результате этого понижения температуры в подающей линии повысится частота включений горелки. Если это недопустимо либо если движение потока теплоносителя в обратном направлении вредно для насоса, то за насосом следует установить обратный клапан.
Для препятствия коррозии вследствие конденсации дымовых газов можно задать дополнительное требование. Благодаря повышению температуры в обратной линии котла повышается также уровень температуры в котле и тем самым исключается конденсация дымовых газов. Согласно работе [8], для котлов, не относящихся к низкотемпературным, рекомендуются следующие минимальные температуры в обратной линии:
стальной котел с газовой дутьевой горелкой — 60 65 °C;
чугунный котел с газовой дутьевой горелкой — 50-55 °C;
чугунный котел с газовой атмосферной горелкой — 40-45 °C;
чугунный котел с дутьевой горелкой для жидкого топлива — 35-45 °C.
Падению температуры в обратной линии ниже ее минимального значения препятствует специальный контур регулирования (рис. 17.16). Объемный расход VE подаваемой в отопительную систему, при помощи центрального трехходового смесительного вентиля уменьшается до тех пор, пока не будет достигнута либо превышена требуемая минимальная температура котла tKR. Только таким образом в котле может быть достигнута достаточная температура, которая позволяет повысить температуру в обратной линии до ее минимального значения. Необходимость уменьшения объемного расхода VE возникает, в частности, при пуске холодно системы, поскольку в этом случае температура в обратной линии долго остается низкой. Поэтому схема, приведенная на рис. 17.16, называется пусковой схемой.
17.3. Насос подмешивания для котла
309
Рис. 17.16. Схема, обеспечивающая минимальный объемный расход и минимальную температуру в обратной линии котла
Прежде чем анализировать поведение гидравлики, следует определить эксплуатационные требования. При этом необходимо различать стационарные рабочие состояния при различных тепловых нагрузках и состояние пуска.
Вариант установившегося эксплуатационного режима из уравнения теплового баланса для точки подмешивания D (см. рис. 17.16) получается
™вмр _ (Ikr ~Ir) ™е (Ikv~Ikr)
(17.10)
где tR — температура в обратной линии системы; tVK — температура в подающей линии котла; tKR — требуемая температура в обратной линии котла. Для точки смешивания в смесительном вентиле
_ (J-v ~^r) Wvb (J-kv ~Ir)
где tv — температура в подающей линии системы;
Из уравнений (17.10) и (17.11) получается
™вмр _ (Ikr -IrMv ~Ir)
™vb (^kv ~ ^kr Wkv ~^r)
(17.И)
(17.12)
310
Глава 17. Примеры расчетов
Рис. 17.17. Требуемая подача насоса подмешивания VBMP в зависимости от тепловой нагрузки системы Q/Qioo и минимально допустимой температуры в обратной линии £КЙП1П
В уравнение (17.12) входят величины tv и tR, являющиеся функцией относительной нагрузки QjQ100 потребителей, их можно определить из кривых нагрева системы. Если требуемую минимальную температуру tRR использовать в качестве константы, то можно определить требуемую подачу насоса подмешивания, приведенную к известной величине объемного расхода в контуре потребителей VVB, в зависимости от отношения Q/Qioo в виде кривой, которая имеет оптимум. На рис. 17.17 представлена такая кривая для расчетных температур системы 90/70/20 °C. Дополнительные данные приведены в работе [9].
Из анализа рис. 17.17 вытекает общая рекомендация рассчитывать насосы подмешивания для котлов на подачу, равную приблизительно 25 % от номинального объемного расхода в контуре потребителей. Однако случай пуска системы при этом не учитывается.
При пуске холодной системы необходимо исходить из того, что температура в обратной линии долгое время будет оставаться низкой.
Для точки подмешивания также действительно уравнение (17.10).
В расчетном случае для системы отопления (обозначается индексом НА) действительно
Qhaioo = ™vb c(tKv ~£и)- (17.13)
Для контура котла на границе системы в точках CuD действительно:
Qk = ™е ' C(j-tcv ~ Ir)- (17.14)
17.3. Насос подмешивания для котла
311
Из уравнений (17.13) и (17.14) получается
™е _ = (rv ~гд)1оо
^VB ({kv ~*я)
что совместно с уравнением (17.10) дает
УвМР _ КД tnin ~ ^R )(fy ~ ^R )1QQ ^VB (^KV ~ )(^KV - fR )
(17.15)
(17.16)
где tKRmin — требуемая минимальная температура в обратной линии котла; tR — температура в обратной линии системы (временно принимается за константу); {tv - tR)iDQ — перепад температур контура потребителей в расчетном состоянии; tRV — температура в подающей линии котла.
В отличие от случая эксплуатации в установившемся режиме, температура воды tKV, которая установится в котле, неизвестна. Разные принятые температуры в подающей линии котла для выбранных значений tR = 10 °C; (tv - ifi)100 = 20 К и = 60 °C дают
значения, приведенные в табл. 17.2.
Таблица 17.2
t °C ^bmp/^vb Ve/Vvb
70 1,667 0,333
80 0,714 0,286
85 0,533 0,267
90 0,417 0,250
Предположительно, при относительно низких температурах в подающей линии котла необходимый расход на подмешивание должен быть большим. Таким образом, целесообразно стремиться к тому, чтобы температура в подающей линии котла при пуске была как можно более высокой. Но если расход на подмешивание окажется слишком малым, то температура в подающей линии котла превысит температуру отключения регулятора температуры котла, произойдет нежелательное отключение горелки и процесс разогрева системы замедлится. Исходя из табл. 17.2, при выбранных значениях должно быть выбрано отношение VbmpI^vb ~ Это означает, что для расчета решающим является случай пуска. Подача насоса с учетом случая пуска при этом примерно вдвое превышает подачу насоса в установившемся режиме. Из табл. 17.2 при отношении VbmpI^vb ~ получается значение У£ /Йга = 0,26. Это говорит о том, что во время пуска центральный смесительный вентиль дросселируется так, что в схему потребителей может подаваться только 26 % от номинального объемного расхода.
312
Глава 17. Примеры расчетов
17.3.2. Анализ гидравлики
Для оценки поведения гидравлики схема контура котла между точками С и D (см. рис. 17.16) преобразуется в эквивалентный трубопровод Е (рис. 17.18). Обе части схемы, D-K-C и C-P-D, соединены параллельно. Признаком параллельного соединения является то, что при одинаковом перепаде давления между точками С и D объемные расходы складываются. Следует учитывать, что направление подачи насоса противоположно направлению главного потока HSR, так что для отображения характеристики насоса объемный расход является отрицательным, и поэтому положительный перепад давления на насосе должен отображаться в отрицательной области. Таким образом, характеристика насоса изображается в 3-м квадранте.
Рис. 17.18. Построение эквивалентной характеристики Е для контура подмешивания
Рис. 17.19. Определение минимальной и максимальной подачи насоса и расхода в котле по эквивалентной характеристике Е
17.3. Насос подмешивания для котла
313
Суммированием объемных потоков по горизонтали получается эквивалентная характеристика Е (рис. 17.19). Для дальнейшего рассмотрения имеет значение только течение в эквивалентном трубопроводе, соответствующее HSR, то есть прохождение характеристики при положительных значениях V.
В зависимости от отношения нагрузок Q/Qioo> основываясь на характеристиках тепловой производительности, можно определить требуемый объемный расход VE, который должен подводиться к потребителю; он изменяется от V£0 при нулевой до Vfioo при номинальной нагрузке (см. рис. 17.19).
Исходя из VE по характеристике Е можно определить разделение объемного расхода между участками котла и контура подмешивания. При объемном расходе VE = О (нулевая нагрузка) линия, проведенная через точку X, дает максимальную подачу Йрпшх насоса и минимальный объемный расход VKmin в котле. Линия, проведенная через точку Y, при номинальном объемном расходе Й£100 дает минимальную подачу Йртш насоса и максимальный объемный расход VKmax в котле.
17.3.3. Требования к характеристике насоса
Расчетные требования к прохождению характеристики насоса подмешивания поясняются на конкретном примере:
мощность котла 1000 кВт;
перепад температур в котле 20 К;
максимальная температура в подающей линии котла tKV = 90 °C;
расчетные температуры системы 90/70/20 °C;
температура в обратной линии системы отопления при пуске tR = 10 °C = const; требуемая минимальная температура в обратной линии котла tKRmm = 60 °C; потеря давления в контуре котла при номинальном объемном расходе 12 000 Па;
максимально допустимый перепад температур в котле 40 К.
С использованием уравнения (17.12) получаем максимальный требуемый расход на подмешивание в установившемся режиме для известных (из отопительных кривых) значений tv и tR (см. также рис. 17.17):
= 0,094 при -Я- = 0,45.
Ц<8 Q100
Номинальный объемный расход в потребителях при 1000 кВт и At = 20 К равен =43,0 м3/ч.
При этом максимально требуемая подача насоса
VBMP = °-094 • 43,0 = 4,04 м3/ч.
314
Глава 17. Примеры расчетов
При пуске согласно уравнению (17.16) получается
VBMP = °-533 • 43,0 = 22,9 м3/ч.
Максимальный объемный расход VE, который может отводиться в сеть потребителей во время пуска, согласно уравнению (17.15),
V£ =0,267-43,0 = 11,5 м3/ч.
Минимальный объемный расход в котле при максимально допустимом перепаде температур 40 К равен 21,5 м3/ч.
Установившийся режим по сравнению с режимом пуска не играет роли, в дальнейшем он не будет учитываться.
Рис. 17.20. Построение требуемой эквивалентной характеристики Е и фиктивной характеристики насоса F
Теперь, используя правила построения, использованные на рис. 17.19, можно построить характеристику для участка котла, показанную на рис. 17.20 (задана расчетной точкой 1).
17.3. Насос подмешивания для котла
315
Минимальный расход в котле, равный 21,5 м3/ч, определяется положением точки 3. Положение точки 2 (режим пуска) задается условием
=^К + VBMP ’
11,5 = VK -22,9,
7 Л ’
откуда
VK = 34,4 м3/ч.
Рис. 17.21. Определение фактической эквивалентной характеристики Е и объемного расхода в котле и подачи насоса подмешивания
Положением точек 1 и 3 в 4-м квадранте на рис. 17.20 определяется требуемая эквивалентная характеристика Е. Используя эту характеристику и способ построения, показанный на рис. 17.19, в 3-м квадранте на рис. 17.20 можно построить требуемую эквивалентную характеристику F. Из ассортимента изготовителя следует выбирать насос, характеристика которого проходит через отмеченные точки Г, 2* и 3’. На рис. 17.20 показана выбранная характеристика BMP. Из этой характеристики и характеристики К можно построить действительную результирующую характеристику Е (рис. 17.21). Если исходить из объемного расхода VE, известного из величины тепловой нагрузки потребителей, то можно определить его разделение на объемный расход VK в котле (ломаная a-b-с) и объемный расход VBMP подмешивания (ломаная a-b-d), на основании рис. 17.21. Таким образом могут быть построены приведенные на рис. 17.22 графики. Этот рисунок показывает, что все требования по поддержанию минимального расхода в котле и по обеспечению подачи насоса подмешивания выполняются как во время пуска, так и в установившемся режиме.
316
Глава 17. Примеры расчетов
Рис. 17.22. Объемный расход в котле и подача насоса подмешивания
в зависимости от объемного расхода VE, отбираемого потребителем
Поскольку в специализированной литературе до сих пор рассматривался только установившийся режим, можно исходить из того, что подача насоса подмешивания рассчитывалась явно слишком малой.
Заниженные расчетные значения вызывают недопустимое повышение температуры воды в котле, а тем самым и нежелательное отключение горелки котла при пуске системы. Чрезмерных затрат времени на должный расчет насоса подмешивания в соответствии с описанным способом можно избежать, поскольку существуют другие способы с ясными гидравлическими взаимосвязями, требующие значительно меньших затрат времени на проектирование (см. раздел 17.4).
17.4. Каскадное включение котлов
17.4.1. Для чего требуется каскадное включение котлов?
С точки зрения техники регулирования, к исполнению котельных установок предъявляется требование, состоящее в том, что необходимо адаптировать производительность котла в соответствии с изменяющимися потребностями потребителей В простейшем случае такая адаптация осуществляется двухпозиционным регули
17.4. Каскадное включение котлов
317
рованием горелки1. Во время простоя горелки вследствие внутреннего охлаждения котла наблюдаются потери энергии — так называемые потери на остывание. Для того чтобы минимизировать эти потери, принимают меры к тому, чтобы время простоя горелки было уменьшено, а продолжительность нахождения горелки во включенном состоянии (ED) увеличилась. Это осуществляется согласованием тепловой производительности горелки с фактической потребностью в мощности. Наряду с непрерывным (плавным) изменением мощности, которое, однако, можно осуществлять лишь до определенного минимального предела (модулирующая горелка), рассматривается также ступенчатое регулирование. Оно может выполняться посредством ступенчатого регулирования горелки котла или посредством распределения мощности на несколько аппаратов (установки с несколькими котлами).
Для оценки действенности этого способа используется кривая длительности тепловой нагрузки (рис. 17.23).
Рис. 17.23. График продолжительности тепловой нагрузки за отопительный резон, одноступенчатый режим работы горелки котла
Площадь заштрихованной фигуры, расположенной ниже кривой продолжительности тепловой нагрузки, отображает выполненную работу. Горелка каждый раз
Двухпозиционное регулирование горелки, то есть регулирование по принципу ВКЛ./ ВЫКЛ. — Примеч. науч.ред.
318
Глава 17. Примеры расчетов
включается на 100%-ную мощность. Если возле оси ординат графика продолжительности тепловой нагрузки построить прямоугольник, площадью равный площади фигуры под кривой продолжительности, то его основание будет равно времени работы горелки за отопительный сезон1. В течение всего времени эксплуатации котла горелка включается и выключается (тактовый режим). График, изображенный на рис. 17.23, действителен для одноступенчатой горелки.
Рис. 17.24. График продолжительности тепловой нагрузки за отопительный сезон, двухступенчатый режим работы
На приведенном на рис. 17.24 графике мощность разделена на две ступени, каждая по 50 %. Длительность работы горелки 1 увеличивается, продолжительность простоя и связанные с ними потери уменьшаются. Кроме того, в течение эксплуатационного периода от 0 до точки а горелка работает непрерывно, а это означает, что в этот период потери на простой отсутствуют. Поэтому правила по отопительным установкам (Heizungsanlagenverordnung, издание 1994 г.)
1 Соколов Е. Я. Теплофикация и тепловые сети: Учеб, для вузов. 7-е изд., стер. — М.: МЭИ 2001. —С. 74. — Примеч. науч. ред.
17.4. Каскадное включение котлов
319
предписывают, чтобы для уменьшения потерь из-за нахождения в резерве при номинальной тепловой мощности более 70 кВт тепловая производительность горелки регулировалась ступенчато или плавно либо распределялась между несколькими теплогенераторами. Хотя энергетически целесообразнее отдать предпочтение варианту ступенчатой или модулирующей горелки, так как вследствие снижающейся температуры отходящих газов при неполной нагрузке улучшается теплотехнический КПД, но, несмотря на это, по соображениям обеспечения надежности теплоснабжения распространенным решением остается вариант установок с несколькими котлами.
Для дальнейшего рассмотрения выбрано состояние нагрузки X, показанное на рис. 17.24. Теоретически, это состояние позволяет ожидать реализации следующего режима:
потребность в теплоте потребителя больше, чем тепловая производительность 1-й ступени. Поэтому 1-я ступень работает непрерывно, а 2-я — в тактовом режиме.
Помимо отсутствия потерь на простой при непрерывной работе 1-й ступени, достигается еще одно преимущество. Выброс вредных веществ максимален при старте котла. Таким образом, и по экологическим соображениям следует стремиться к тому, чтобы достичь как можно большей продолжительности непрерывной работы одной ступени горелки либо, что равнозначно,
частота включений должна быть минимизирована.
Исходя из соображений, иллюстрируемых рис. 17.24, в технической литературе рассматриваются различные концепции того, в какой последовательности должны включаться отдельные ступени для достижения оптимальных результатов. Однако исследования, проведенные на испытательном стенде Технического института водо-, тепло- и энергоснабжения (г. Эсслинген), показывают, что фактическая частота переключений значительно отличается от теоретических рассуждений, проиллюстрированных рис. 17.24.
Отличия, как будет показано в дальнейшем, обусловлены гидравлическими воздействиями. Однако даже тогда, когда соблюдаются идеальные гидравлические условия, неудовлетворительная эксплуатация наблюдается в том случае, когда взаимодействие гидравлики и устройств регулирования не было учтено.
Схема, представленная на рис. 17.25, соответствует системе, в которой для перемещения среды используется только один насос или в случае нескольких контуров потребителей — несколько соответствующих насосов контуров потребителей. В зависимости от положения смесительных вентилей потребителей при частичной тепловой нагрузке объемный расход в котловом контуре значительно уменьшается. При этом увеличивается время нечувствительности контура регулирования, кроме того, повышается перепад температур в котле, гак называемое управляющее воздействие — и тем самым регулирование ухудшается. Отрицательного влияния следует ожидать, когда, например, вследствие повышения температуры в месте измерения регулируемой величины (7)
320
Глава 17. Примеры расчетов
ведомый котел1 отключается и, следовательно, объемный расход в ведущем котле возрастает. С повышением объемного расхода перепад температур уменьшается, что означает, что температура на выходе из котла снижается. Это может привести к тому, что через короткий промежуток времени из-за этого ведомый котел будет вновь включен и, как следствие, наступит нежелательный тактовый режим. Такой процесс может возникнуть в результате влияния гидравлики. На поведение всей установки дополнительно оказывают воздействие отличающиеся друг от друга термические режимы котлов.
17.4.2. Анализ гидравлических режимов системы
Для анализа гидравлических режимов системы схема, приведенная на рис. 17.25 разделена на три отдельные части (см. рис. 17.26): сеть теплогенераторов (1), распределительную сеть (2) и сеть потребителей (3). При этом энергия перемещения среды подается только насосом подмешивания в сети потребителей (3). Следующим важным свойством схемы является распределение давления, за счет чего в точках подключения С (распределитель) и D (коллектор) задается условие
Pc<Pd-
Базовая схема, приведенная на рис. 17.25, преобразуется в эквивалентную схему (рис. 17.26).
1 При каскадном включении нескольких котлов задается определенная очередность включения котлов либо ступеней мощности. Ведущий котел включается первым, ведомые котлы включаются по очереди за ведущим котлом. Очередность включения котлов, как правил изменяется устройствами регулирования автоматически, по достижении определенной суммарной продолжительности часов работы горелки для обеспечения равномерности износа котлов, установленных в каскаде. — Примеч. науч. ред.
17.4. Каскадное включение котлов
321
Рис. 17.26. Эквивалентная схема установки, изображенной на рис. 17.25
В ней два параллельно соединенных котловых контура объединены в эквивалентный трубопровод 1.100 либо 1.50. Эквивалентная характеристика 3.100 либо 3.50 контура подмешивания определена в соответствии с графическим способом, представленным на рис. 7.13-7.16. Отдельные контуры 1,2 иЗ соединены последовательно. Суммарная характеристика (5) строится суммированием по вертикали эквивалентных характеристик 1,2 и 3. Приняты следующие обозначения:
1.100 — включены оба котла;
1.50 — включен только один котел;
3.100 — ход смесительного вентиля равен 100 %;
3.50 — ход смесительного вентиля равен 50 %.
Исходя из расчетного состояния, оценим воздействия на объемный расход в котле при ходе регулирования смесительного вентиля 50 %, при котором включаются или отключаются один или оба котла.
Рассматриваются следующие режимы:
а Включены оба котла
Эквивалентная характеристика 1.100
Ход смесительного вентиля 100 %
Эквивалентная характеристика 3.100
b Включены оба котла
Эквивалентная характеристика 1.100
Ход смесительного вентиля 50 %
Эквивалентная характеристика 3.50
с Включен один котел
Эквивалентная характеристика 1.50
Ход смесительного вентиля 50 %
Эквивалентная характеристика 3.50
Номинальная тепловая нагрузка
1/2 номинальной тепловой нагрузки потребителей
1/2 номинальной тепловой нагрузки потребителей
322
Глава 17. Примеры расчетов
Рис. 17.27. Построение суммарной характеристики системы Sa для режима а
Рис. 17.28. Построение суммарной характеристики системы Sb для режима b
17.4. Каскадное включение котлов
323
Рис. 17.29. Построение суммарной характеристики системы S для режима с
Рис. 17.30. Суммарные характеристики системы для режимов а, b и с
324
Глава 17. Примеры расчетов
На рис. 17.27 суммированием по вертикали (последовательное соединение) характеристик 1.100, 2 и 3.100 построена суммарная характеристика системы Sa для режима а (номинальная нагрузка). Точка пересечения с осью V дрея номинальный объемный расход 1,88 м3/ч. Таким образом, в расчетном случае расход в одном котле составляет 1,88/2 = 0,94 м3/ч.
Аналогичным образом на рис. 17.28 из характеристик 1.100, 2 и 3.50 получена суммарная характеристика системы Sb. Она соответствует суммарному объемному расходу 0,96 м3/ч. Таким образом, объемный расход в котле уменьшается до 0,96/2 = 0,48 м3/ч.
Ход штока подмешивающего вентиля
Рис. 17.31. Объемные расходы в котле
В состоянии в сохраняется ход регулирования, равный 50 %. При этом исходят из того, что для обеспечения потребителей требуемой мощностью достаточно мощности одного котла, и поэтому один котел отключается. На рис. 17.29 приведена суммарная характеристика системы 5, соответствующая объемному расходу 0,85 м3/ч, который одновременно равен объемному расходу в продолжающем работать котле.
На рис. 17.30 отражены результаты построений для всех трех режимов.
По результатам, приведенным на рис. 17.27-17.29, получаем следующие значения (табл. 17.3).
17.4. Каскадное включение котлов
325
Таблица 17.3
Режим Объемный расход в котле, м3/ч Относительный объемный расход в котле
а 0,94 1,0
ь 0,48 0,51
с 0,85 0,90
Итоги анализа представлены на рис. 17.31. Если, начиная от расчетной точки R, нагрузка потребителей будет уменьшаться, то расход в котле уменьшается до точки Q. После отключения ведомого котла расход в продолжающем работать ведущем котле скачкообразно повысится с Q до Р. Через некоторое время задержки это неблагоприятно повлияет на температуру на выходе из ведущего котла — она понизится, вследствие чего, как описывалось ранее, вероятно повторное включение ведомого котла. В принципе, этот результат с точки зрения процесса регулирования неудовлетворителен, поскольку для устройств регулирования непрерывного действия любое скачкообразное изменение является проблемой.
17.4.3. Поведение системы при регулировании
Концепция решения, представленная на рис. 17.25, предусматривает применение только таких котлов, для которых нет ограничений по минимальному расходу. Эта концепция была подвергнута обстоятельному исследованию на испытательном :тенде в Техническом институте водо-, тепло- и энергоснабжения (г. Эсслинген), юскольку такая схема используется в качестве одного из вариантов решения в Пра-шлах по схемам каскадного включения котлов [ 10].
)ба котла, Kt и К2, включаются либо выключаются управляющими сигналами и У2 регулятора (см. рис. 17.25) в зависимости от общей температуры в по-,ающей линии котлов tKV. При увеличении потребности в теплоте прежде всего величивается продолжительность работы горелки ведущего котла до тех пор, ока в конце концов она не перейдет в непрерывный режим работы. Если пот-ебность в теплоте будет возрастать и дальше, то включится горелка котла К2 по достижении минимальной температуры откроется вентиль A V2. Горелка котла j теперь включена непрерывно, а горелка ведомого котла работает в тактовом ежиме в соответствии с потребностью в теплоте. Это состояние соответствует зстоянию X на рис. 17.24. Если с понижением теплопотребления котел К2 более з требуется, то по истечении заданного времени задержки (NSZ)' вентиль A V2 жроется.
1ремя задержки необходимо для снятия с котлового блока остаточной теплоты. В против-(ом случае после отключения горелки и при отсутствии расхода в котле возможен подъем нем температуры теплоносителя выше допустимого значения. Перегрев котла влечет а собой срабатывание защитного устройства и блокировку котла. — Примеч. науч. ред.
326
Глава 17. Примеры расчетов
Каскадный регулятор Nt состоит из пропорционально-интегрального регулятора (PZ-регулятора) непрерывного действия с подсоединенным последовательно переключателем ступеней.
Регулируемой величиной является общая температура в подающей линии от обоих котлов.
Если в области малых тепловых нагрузок (0->Рна рис. 17.31), когда работает только ведущий котел, происходит дальнейшее открытие смесительного вентиля, то в точке Р требуемая температура в подающей линии tKV уже не будет достигаться и потребуется включение ведомого котла К2. При этом объемный расход в ведущем котле Kt уменьшится до значения Q и перепад температур повысится. Это означает, что температура в подающей линии в точке измерения регулируемой величины повысилась бы уже только из-за снижения объемного расхода в ведущем котле. Помимо прочего — и вследствие этого ведомый котел будет вновь отключен — все это приводит к ненужному тактовому режиму.
Рис. 17.32. Результаты стендовых испытаний схемы, изображенной на рис. 17.25
17.4. Каскадное включение котлов
327
Рисунок 17.32 отображает результаты стендовых испытаний схемы, приведенной на рис. 17.25. Время задержки закрытия запорного вентиля котла (NLZ) выбрано 8 мин, что широко распространено на практике. Тепловая нагрузка соответствует нагрузке X (см. рис. 17.24). Рисунок 17.32 указывает на сильные колебания объемного расхода в котле. Бросается в глаза, что температура на выходе из ведущего котла (кривая 4) изменяется более чем на 20 К. После отключения ведомого котла К2 (метка времени а) сохраняется значительное повышение температуры (4) ведущего котла, к моменту времени b это приводит к отключению ведущего котла.
Таким образом, ожидаемый процесс переключения котлов не достигнут. Обе горелки работают в тактовом режиме.
Рисунок 17.32 иллюстрирует дополнительную особенность: кривые изменения температуры на выходе из обоих котлов (4) и (3) изменяются до разных уровней. Регулируемая величина 7 является смешанной температурой, складывающейся из температур (3) и (4). В момент времени с вентиль AV2 закрывается. Поэтому к датчику температуры (7) поступает только более высокая температура (4). Поэтому при закрытии происходит скачкообразное повышение не только, как ожидалось, объемного расхода V в котле Kv но и регулируемой температуры (7).
Представленный на рис. 17.32 результат с тактовым режимом для обеих ступеней нагрузки, который следует оценивать как негативный, соответствует положениям техники регулирования, согласно которым переменный объемный расход в котле приводит к неудовлетворительным условиям в системе. При использовании схемы, представленной на рис. 17.33, которая также предложена как вариант в работе [10], постоянный объемный расход в котле достигается при всех тепловых нагрузках. При этом применяются
общие правила построения схем:
В той части сети, где должен обеспечиваться постоянный объемный расход, устанавливается насос.
Дополнительно следует учитывать, что
после насоса должна существовать возможность перепуска.
Поскольку в каждом котле должен быть обеспечен постоянный объемный расход, то для каждого котла должен быть установлен свой насос.
Возможность перепуска обеспечивается схемой, приведенной на рис. 17.33, посредством гидравлического разделителя (гидравлической стрелки). При закрытии смесительного вентиля избыточный объемный расход из котлового контура перепускается через гидравлический разделитель в направлении C—>D.
В принципе, термическое воздействие перепуска, проявляющееся в повышении температуры в обратной линии котла, следует оценивать как положительное явление с точки зрения препятствования коррозии котла со стороны отходящих газов. В случаях когда для выработки тепловой энергии используется тепловой насос
328
Глава 17. Примеры расчетов
или конденсационный котел, повышение температуры в обратной линии котла через гидравлический разделитель, конечно, оказывается негативным явлением. Котлы, изображенные на рис. 17.33, дополнительно снабжены вентилями подмешивания. Они представляют собой часть отдельного контура регулирования, который препятствует понижению температуры ниже минимальной допустимой в обратной линии котла. Это состояние наблюдается при пуске холодных систем. Поэтому решение «котловой насос + вентиль подмешивания к котлу» называется пусковой схемой.
Рис. 17.33. Каскадное включение котлов с котловыми насосами, гидравлическим разделителем и смесительными вентилями, обеспечивающими пусковой режим
Благодаря установке гидравлического разделителя обеспечивается гидравлическая развязка контура потребителей (3) от остальной части сети. Это означает, что, в отличие от поведения системы на рис. 17.31, здесь ход регулирования смесительного вентиля не влияет на объемный расход в котле.
В точках Си D гидравлического разделителя давление примерно одинаково при всех нагрузках. Это означает также, что граничное условие для каждого котлового контура в точках присоединения С и D остается неизменным и котловые контуры друг на друга не влияют. Таким образом, при использовании такой схемы обеспечиваются идеальные гидравлические условия.
17.4. Каскадное включение котлов
329
Рис. 17.34. Результаты стендовых испытаний схемы, приведенной на рис. 17.33 (время выбега насоса котла К2 NLZ = 8 мин)
На рис. 17.34 представлены результаты стендовых испытаний. Несмотря на идеальные гидравлические условия, здесь вновь не наблюдается непрерывная эксплуатация горелки котла К.
К моменту а горелка котла К2 отключается, так как регулируемая величина 7 достигает точки отключения. Для того чтобы исключить перегрев котла, насос в контуре котла К2 остается включенным в течение времени выбега (8 мин) вплоть до момента отключения Ь. Поскольку теперь подмешивание более холодной воды из подающей линии ведомого котла отсутствует (кривая 3), то регулируемая величина скачкообразно повышается до температуры в подающей линии котла Kv Вследствие этого также и горелка котла в момент времени с отключается. Несмотря на идеальные гидравлические условия, фактические результаты эксплуатации неудовлетворительны. Причиной этого является скачкообразное изменение регулируемой температуры при отключении насоса котла К2. Очевидным решением проблемы является длительное включение насоса в контуре котла К2 для того, чтобы регулируемая величина после момента времени b продолжала плавно уменьшаться.
330
Глава 17. Примеры расчетов
Насос котла К2
Горелка котла Кг
Рис. 17.35. Результаты стендовых испытаний схемы, приведенной на рис. 17.33 (время выбега насоса котла К2 NLZ-^°°)
Этот режим отображен на рис. 17.35. Таким образом можно достичь того, что горелка ведущего котла К] продолжает непрерывно работать. Этот режим рационален и с энергетической точки зрения, поскольку накопленная в ведомом котле теплота после отключения его горелки подается в систему, таким образом, помимо непрерывной работы горелки котла Kt достигается еще и меньшая частота включений горелки котла К2. Положения Правил по отопительным установкам (Heizungs-anlagenverordnung), которые гласят, что котел К2 должен быть гидравлически отсоединен от сети, когда он не требуется, ни в коей мере не противоречат этому режиму эксплуатации. Само собой разумеется, что когда котел К2 не требуется, его насос отключается. Этого можно достичь очень просто — настройкой соответствующего времени выбега насоса (например, 30 мин).
Найденное решение в виде схемы, приведенной на рис. 17.33, при продолжительной работе насоса в контуре котла К2 действительно тогда, когда, как и при стендовых испытаниях, результаты которых приведены на рис. 17.35, оба котла имеют одноступенчатые горелки. Если предусматривается установка с двумя котлами, то, как правило, это котлы с двухступенчатыми горелками, поскольку благодаря этому при работе в области неполной тепловой нагрузки КПД котлов повышаются. Состояние системы при использовании двухступенчатых горелок поясняется на численном примере (рис. 17.36). При этом исходят из того, что котел Kt эксплуатируется на второй ступени мощности горелки (полная мощность горелки). Температура в обратной линии потребителей составляет 60 °C. При полной мощности горел
17.4. Каскадное включение котлов
331
ки перепад температур достигает 20 К, так что в точке измерения регулируемой величины (7) наблюдается температура 80 °C. Вентиль подмешивания котла Kt полностью открыт, так что массовый расход тК1 от котла Kt полностью поступает в гидравлический разделитель.
Рис. 17.36. Каскадное включение котлов с двухступенчатыми горелками, значения температуры при включении первой ступени мощности горелки ведомого котла К2
Если заданное значение 80 °C (7) далее оказывается недостаточным, регулятор включает следующую ступень тепловой мощности, то есть первую ступень (малая мощность) горелки котла К2. Если первая ступень горелки настроена на 50 % от номинальной тепловой производительности, то при массовом расходе в котле тК2 будет достигнут только половинный перепад температур, то есть 10 К. Таким образом, температура на выходе котла К2 составляет 70 °C. Тем самым в точке измерения 7 получается обратное по смыслу регулирование: несмотря то что в котловом контуре генерируется дополнительная теплота, в точке измерения 7 не только не происходит повышения температуры, но даже, напротив, температура снижается до 75 °C, вследствие чего происходит ненужное включение второй ступени горелки котла К2.
Должный процесс переключений получается тогда, когда расход, подаваемый от котла К2 при работе на первой ступени мощности в гидравлический разделитель ( ^hw на Рис- 17.36), дросселируется наполовину.
Такие результаты были получены во время измерений на испытательном стенде в Техническом институте водо-, тепло- и энергоснабжения (г. Эсслинген) за счет того, что ход регулирования вентиля подмешивания при помощи регулятора был настроен таким образом, что между точками А и В поддерживался постоянный пе
332
Глава 17. Примеры расчетов
репад температур (А?-регулирование). Это Ai-регулирование можно реализовать более выгодным с энергетической точки зрения образом, если изменять массовый расход тHw не с помощью трехходового вентиля, а посредством изменения частоты вращения котлового насоса.
Описанные исследования показали, что реальное эксплуатационное поведение каскадной установки существенно отличается от теоретических предположений. Описанные ранее меры: использование отдельных насосов для каждого из котлов, непрерывный режим работы котловых насосов до тех пор, пока есть потребность в теплоте, и Дерегулирование между точками АиВ (см. рис. 17.36) — позволяю достичь должного процесса переключения ступеней мощности. Тем не менее возникает принципиальный вопрос, является ли для каскада из двух котлов параллельное соединение котлов оптимальным решением?
Рис. 17.37. Каскадное включение последовательно соединенных котлов
Легко выявляемые взаимосвязи в отношении техники регулирования наблюдаются при использовании последовательного соединения, показанного на рис. 17.37 Каждый дополнительный подвод теплоты при подключении следующей ступени мощности ведомого котла проявляется в повышении температуры в общей подающей линии. В соответствии с требованиями Правил по отопительным установкам (Heizungsanlagenverordnung), для того чтобы исключить потери на простои отключенного котла, необходимо, чтобы расход в этом котле отсутствовал. Поток теплоносителя должен проходить через переключающий вентиль UVпо байпасной линии, минуя отключенный котел. Условием регулирования является постоянство объемного расхода в котловом контуре. Это достигается за счет того, что сопротивление участка байпасного трубопровода CNS уравнивается с сопротивлением участка котла Ск
Однако с энергетической точки зрения это решение имеет недостатки. В отличие от параллельного соединения, здесь объемный расход в каждом котле равен общему номинальному расходу, так что потеря давления в котле примерно в 4 раза больше, чем в случае параллельного соединения. Потери давления в котлах суммируются, так как соединение последовательное. Даже при отключенном котле возникает та
17.5. Схема для покрытия пиковых нагрузок
333
же потеря давления в байпасном трубопроводе. Поскольку при этом многократно возникают эксплуатационные затраты на насосы, использовать этот вариант последовательного соединения нецелесообразно.
На рис. 17.38 представлен другой вариант последовательного соединения. Котлы в точках С и D гидравлически развязаны от действия насоса первичного контура РР, так что объемный расход в котлах и перепад давления в насосах первичного контура постоянны. В отличие от схемы, приведенной на рис. 17.33, из котлового контура к гидравлическому разделителю подводится всегда постоянный объемный расход; расход в обратном направлении R—> V в гидравлическом разделителе с подмешиванием в подающую линию отсутствует независимо то того, подключен только один котел или оба. Это позволяет использовать гидравлический разделитель и при плавном регулировании температуры котла.
Рис. 17.38. Каскадное включение последовательно соединенных котлов, гидравлическая развязка в точках С и D
Недостаток схемы, приведенной на рис. 17.37, заключающийся в том, что объемный расход в котле существенно выше, чем при параллельном соединении, что приводит к повышенному энергопотреблению насосов, присущ также и схеме, изображенной на рис. 17.38. Однако эта схема имеет то преимущество, что при отключении ведомого котла потеря давления не возникает в тех системах, на работу которых доминирующее влияние оказывает регулирование отопления в зависимости от температуры наружного воздуха, и ведомый котел включается довольно редко. Поэтому последовательное соединение в соответствии с рис. 17.38 может оказаться по экономическим показателям вполне целесообразным.
17.5. Схема для покрытия пиковых нагрузок
В области водо-, тепло- и энергоснабжения может возникнуть потребность выбора теплогенератора с несколько меньшей мощностью QWE, чем мощность, необходимая для покрытия пиковых нагрузок Qmax (см. рис.17.39), для того чтобы иметь
334
Глава 17. Примеры расчетов
возможность покупать топливо из газоснабжающей сети с меньшими тарифами. При малых тепловых нагрузках в тепловом аккумуляторе SP (рис. 17.39) должна накапливаться тепловая энергия, теплоноситель поступает сверху вниз ( С—>D). При пиковой тепловой нагрузке теплота должна отбираться из теплового аккумулятора дополнительно к теплоте QWE, производимой теплогенератором. С точки зрения гидравлики, участок D-SP-C представляет собой перемычку. Как описывалось ранее, в перемычке могут протекать следующие потоки.
Расход в направлении C->D
Расход отсутствует
Расход в направлении D->C
Накопление теплоты
Нейтральное состояние
Отдача теплоты
Перепад давления положителен
Перепад давления равен нулю
Перепад давления отрицателен
Рис. 17.39. Схема для покрытия пиковых нагрузок
Если известны данные для проектирования: мощность теплогенератора Qw£> тем-пература в обратной линии tR и температура в подающей линии — то может быть определен допустимый объемный расход VWE (рис. 17.39). Если при соответствующей нагрузке потребителей VB этот объемный расход потребуется, то накопление теплоты в промежуточном тепловом аккумуляторе SP не происходит, и поэтому расход в трубопроводе C-SP-D равен нулю. Предпосылкой для этого является условнее =Ргг Это означает, что перепад давления = 0.
17.5. Схема для покрытия пиковых нагрузок
335
HydGRAPH
Рис. 17.40. Построение эквивалентной характеристики PEt
Рис. 17.41. Определение перепада давления сетевого насоса HP
336
Глава 17. Примеры расчетов
На рис. 17.40 построена эквивалентная характеристика РЕ1 для параллельных ветвей участка/)- С схемы. Задана потеря давления ApWE участка/)- WE- С при объемном расходе VWE. Для того чтобы при этом объемном расходе было достигнуто одинаковое давление в точках Си/), насос Pt должен создавать положительный перепад давления АрР1, равный ApWE Суммированием по вертикали характеристик Рх и WE (последовательное соединение) получается эквивалентная характеристика REV Эквивалентная характеристика REX соединена параллельно с участком D-SP- С (характеристика SP). Суммированием по горизонтали получается характеристика PEV
Точка U пересечения характеристики РЕг с осью V представляет собой точку перемены направления потока в участке теплового аккумулятора. Прохождение характеристики РЕХ в 1-м квадранте соответствует направлению потока CD, то есть состоянию накопления теплоты в тепловом аккумуляторе. Прохождение характеристики от точки U вправо с отрицательным перепадом давления означает, что установился поток в направлении D Си тепловой аккумулятор отдает теплоту, причем расход потребителей превышает Vv (на рис. 17.40 Vv раве i приблизительно 1,8 м3/ч).
Если, например, потребителю требуется максимальный расход 4 м3/ч, то в соответствии с характеристикой РЕ{ эквивалентного соединения (точка 1 на рис. 17.40) устанавливается отрицательный перепад давления, равный приблизительно 10 000 Па. Для того чтобы в системе установился объемный расход, равный 4 м3/ч, долж< i установиться отрицательный перепад давления 10 000 Па за счет положительного перепада давления 10 000 Па, создаваемого на участке C-HP D. На рис. 17.41 это состояние обозначено точкой 3. На основании проектных данных потеря давления в участке потребителей C-VB-D (точка 2) известна. Сетевой насос HP соединен последовательно с участком потребителей (VB на рис. 17.41). Суммированием 1 вертикали характеристик HP и VB получается эквивалентная характеристика REt. На основе характеристики REt при объемном расходе 4 м3/ч получаем п ложительный перепад давлений 10 000 Па, если характеристика сетевого насоса ИР проходит через точку 4, которая получена в результате суммирования потеря давления потребителя VB со значением в точке 3.
Подводя итоги, процесс проектирования должен быть следующим:
исходя из значения VWE и рассчитанной на его основе потери давления Дрит* определить требуемый перепад давления в насосе Pt ( ЛрР1 на рис. 17.40);
по эквивалентной характеристике PEt при известном пиковом значении I определить устанавливающийся отрицательный перепад давления (точ: ’ на рис. 17.40);
это значение (но с положительным знаком) суммировать с потерей давле в сети потребителей. Полученное значение является требуемым напором с тевого насоса HP.
Глава 18
Гидравлический анализ с использованием компьютера
Исследования электрических цепей на основе эквивалентных электрических схем используются уже давно. Проблемы гидравлики также решаются созданием схем, аналогичных электрическим. При этом возникают трудности из-за различных взаимосвязей между аналогичными величинами. В электротехнике зависимость между падением напряжения и током линейна, тогда как в гидравлике систем водяного отопления подобная зависимость отображается гидравлической экспонентой с показателем в пределах от 1,8 до 2,0. Для отображения гидравлических сетей на основе электрических схем был разработан, например, способ приближенного представления гидравлической экспоненты с использованием ламп накаливания в качестве аналога гидравлических сопротивлений. Автор также использовал ранее для анализа в начале эквивалентные электронные схемы.
С внедрением электронной техники обработки данных появились более простые подходы к решению различных задач. В принципе, все задачи, связанные с анализом гидравлики, можно решать с помощью компьютеров, используя итерационные методы, как показано в начале книги на примере схемы однотрубной отопительной системы (см. рис. 1.1). В главе 20 эти методы рассматриваются вновь по особому поводу. Все тредыдущее изложение основывается на графических построениях. Их преимущество в том, что они позволяют наглядно представить все взаимосвязи с качественной стороны и количественно оценить влияние гидравлических воздействий.
Анализ, выполненный графически в предыдущих главах, можно выполнить и чис-тенным способом, как это сделано, например, в разделах 3.3 и 3.4. Однако при этом толжны быть приняты следующие упрощения: последовательные соединения имеют щинаковые гидравлические показатели экспонент во всех частях системы, а все па->аллельные соединения — один гидравлический показатель экспоненты, равный 2,0. Преимущество графических способов состоит в том, что они позволяют учитывать >азличные значения экспонент для всех рассматриваемых частей сети. Здесь графический анализ дает более точные результаты, чем численные решения.
338
Глава 18. Гидравлический анализ с использованием компьютера
Составные части всех разветвленных сетей можно разбить на участки с последовательным и параллельным соединением. При построении эквивалентных характеристик двух или нескольких участков сети в системе координат Др — V характеристики последовательных соединений необходимо суммировать по вертикали, а параллельных — по горизонтали. Предпосылкой является наличие характеристик для отдельных участков.
Построение гидравлических характеристик труб базируется на формуле
Др = Ск-Ёт (18.1)
(см. уравнение (1.9)).
Если для какого-то участка трубопровода сделан расчет потери давления в виде пары значений Др и V, то из уравнения (18.1) можно определить величину CR. Прохождение гидравлической характеристики можно рассчитать по точкам, используя уравнение (18.1), отобразить на дисплее и распечатать.
Если известны размеры трубопровода (длина и номинальный размер), то сопротивление CR, необходимое для вычислений по формуле (18.1), можно определить из отношения, приведенного в уравнении (1.11). Значения CeR выбираются из табл. 1.2 а значения тп — из табл. 1.1.
То же действительно и для характеристик отдельных (местных) сопротивлений. Принимая значение показателя степени экспоненты т = 2, используя уравнение (1.18), можно определить сопротивление CEW. Значения C£W в зависимости от номинального размера выбираются из табл. 1.3. Если расчет потери давления уже был выполнен, то сопротивление CEW можно определить с использованием пары значений Др и V:
С£„=^. (18.2)
Для построения характеристики регулирующего вентиля можно вновь обратиться к численной зависимости (1.23), согласно которой
105
Cv=^- (18.3)
ky
Пропускная способность А зависит от хода регулирования. Количественное соотношение между пропускной способностью А и ходом регулирования h определяется характеристикой вентиля — линейной или равнопроцентной. Перенос характеристики вентиля на диаграмму Др — V описан в разделе 7.1 и, в частности, показан на рис. 7.1 (линейная характеристика) и рис. 7.2 (равнопроцентная характеристика).
Если гидравлические характеристики отдельных участков сети известны, то онв поочередно суммируются по горизонтали (в случае параллельного соединения) или по вертикали (в случае последовательного соединения), причем, следуя указаниями раздела 6.3 «Четырехквадрантная диаграмма. Примеры использования», перепады давления и объемные расходы наносятся в соответствии с их положительным или
Гидравлический анализ с использованием компьютера
339
отрицательным значением. Мерилом для этого служит направление главного потока. Все характеристики, представленные в отдельных разделах, и построенные по ним эквивалентные характеристики с пометкой «HydGRAPH», рассчитаны с использованием компьютерной программы HydGRAPH на языке программирования Turbo Pascal [И].
В этой программе по шагам строится суммарная характеристика, а рабочая точка определяется как точка ее пересечения с осью V. Принципиальный ход реализации этого способа очевиден из описания, приведенного в разделе 17.2, в частности, из рис. 17.10 и 17.12. Если рабочая точка определена, то программа рассчитывает для каждого участка (отрезка трубопровода, вентиля, насоса и т. д.) устанавливающиеся значения пары величин Др и V и печатает их в табличной форме.
Кроме упомянутых элементов (отрезков трубопроводов, местных сопротивлений и регулирующих вентилей) в схемах встречаются и другие элементы, такие как насосы, счетчики и регуляторы перепада давления.
В соответствии с описанным способом, который основывается на работе [12], представляемые изготовителями характеристики насосов выражаются через полином второй степени:
Др = А +В V+ С-V2. (18.4)
ч
Для определения коэффициентов А, В и С необходимы три уравнения, которые можно получить из характеристики насоса, выбрав три спаренных значения Др и V (рис. 18.1). Характеристика насоса представляется изготовителем в виде зависимости напора Н от подачи V. Для построения характеристики насоса необходимо определить перепад давления в насосе из уравнения
Рис. 18.1. Характеристика насоса и пары величин Др, V для точек 1,2 и 3
340
Глава 18. Гидравлический анализ с использованием компьютера
Получаются три определяющих уравнения:
Др, = А + В • + С - V,2;
Др2 = А + В • V2 + С • Г22 5
Др3 = А + В • V3 + С • Г32 .
С использованием вспомогательных величин
Vl-Vs получаем коэффициенты
С = Д1 °2 ; B = Z>2-C(V,
+ V2); A = Apt-B Vi-C V?.
Характеристики насосов, нагнетающих в направлении главного потока, отображаются в 1-м квадранте, а характеристики насосов, работающих в противоположном направлении, в 3-м квадранте.
Этот способ можно использовать для построения не только характеристик насосов, но и тех характеристик частей систем, чей угол наклона постоянно возрастает. Характеристики регуляторов перепада давления иногда имеют точки перегиба. В программе HydGRAPH функция характеристики определяется через интерполяционный полином Ньютона, для чего, как в случае построения эквивалентных характеристик насосов, из характеристики, представленной изготовителем, выбираются пять спаренных значений Др и V [11]. Характеристики регуляторов перепада давления, действующих в направлении главного потока, отображаются в 4-м квадранте, а действующих в противоположном направлении — во 2-м квадранте.
Гидравлические воздействия в сети, например, изменение хода штока регулирующего вентиля, можно учесть в программе заданием воздействий. Для демонстрации процедур программы обратимся к поведению двухтрубной системы при отключающем воздействии, рассмотренному в разделе 3.3 (рис. 18.2).
Последовательность шагов построения эквивалентной схемы приведена в таблице 18.1. После ввода значений гидравлических величин программа отображает характеристики, и путем суммирования по точкам через заданный интервал они преобразуются в эквивалентные характеристики. При этом суммирование осуществляется по горизонтали для параллельных и по вертикали для последовательных соединений. Эквивалентные соединения, получаемые из параллельных соединений, маркируются буквами РЕ, а получаемые из последовательных соединений буквами RE.
На рис. 18.3 приведена распечатка, отображающая построение суммарной характеристики RE3 для случая номинальной нагрузки. Как только будет определена рабочая точка, представляющая собой точку пересечения характеристики RE3 с осью V, программой вновь определяются объемные расходы и перепады давления в отдельных участках (табл. 18.2).
Гидравлический анализ с использованием компьютера
341
Таблица 18.1
|Построение эквивалентной схемы 181 стр. 1 |
Шаг Элемент 1 Вид соединения Элемент 2 Эквивалентный элемент
1 З-С-4 Параллельное З-В-4 РЕ1
2 РЕ1 Последовательное 1-3-4-2 RE1
3 RE1 Параллельное 1-А-2 РЕ2
4 РЕ 2 Последовательное 2-К-1 RE2
5 RE2 После довательное р RE3
HydGRAPH
Рис. 18.2. Принципиальная схема двухтрубной системы
Рис. 18.3. Определение суммарной характеристики RE3 при номинальной тепловой нагрузке
342
Глава 18. Гидравлический анализ с использованием компьютера
Таблица 18.2.
I Рабочая точка 181 стр. 1|
Элемент 1 У[м3/ч] dp[Па]
З-С-4 0,050 -4500
З-В-4 0,050 -4500
РЕ1 0,100 -4500
1-3-4-2 0,100 -500
RE1 0,100 -5000
1-А-2 0,050 -5000
РЕ2 0,150 -5000
2-К-1 0,150 -1000
RE2 0,150 -6000
р 0,150 6000
RE3 0,150 0
HydGRAPH
Рис. 18.4. Определение суммарной характеристики RE3 при отключенных^ потребителях АиВ
На рис. 18.4 представлена характеристика RE3 в случае отключения, когда потребители Л и В заперты. В этом случае элементы 3-С—4,1-3/4-2,2-К-1 и ^соединены последовательно. Характеристики З-В-4 и 1-Л-2 превращаются в вертикальные прямые, проходящие через нулевую точку, поскольку из-за закрытых вентилей
Гидравлический анализ с использованием компьютера
343
сопротивление этого участка становится бесконечным. В случае параллельного соединения на эти участки не оказывается никакого воздействия. Получающиеся объемные расходы и перепады давления указаны в табл. 18.3.
Таблица 18.3
1 Рабочая точка 181Ь стр. 1|
Элемент 1 V[m3/4] dp[Па]
З-С-4 0, 070 -8928
З-В-4 0,070 -8928
РЕ1 0,170 -8928
1-3-4-2 0,170 -248
RE1 0,170 -9176
1-А-2 0,070 -9176
РЕ2 0,070 -9176
2-К-1 0,070 -221
RE2 0,070 -9397
р 0,070 -9397
RE3 0, 070 0
HydGRAPH
Основываясь на таком анализе, можно определить влияние гидравлических воздействий в рассмотренных или иных схемах, как это, например, было сделано на основании численных расчетов в разделе 3.3 в отношении принципиального поведения двухтрубной системы.
Глава 19
Совместное действие насоса и сил гравитации
Системы водяного отопления, основанные на принципе естественной циркуляции, устанавливаются теперь лишь в очень редких случаях. Таким образом, вполне понятно, что знания о влиянии и расчетной оценке сил гравитации все более и более оскудевают. Однако в отдельных случаях, например, при отоплении высотных зданий, необходимо уметь оценивать степень помех, обусловленных силами гравитации, особенно при неполной нагрузке, когда действие насосов ослабевает.
По сравнению с системами с принудительной циркуляцией, оценить поведение систем с естественной циркуляцией при разных эксплуатационных режимах намного сложнее. Однако применение описанных ранее методов графического решения позволяет наглядно охарактеризовать их принципиальные взаимозависимости.
Рис. 19.1. Принципиальная схема системы с естественной циркуляцией
Совместное действие насоса и сил гравитации
345
Действие силы гравитации обусловлено различной плотностью воды в подающем и обратном трубопроводах системы отопления ( pv и pR на рис. 19.1). Это действие зависит от перепадов высот между центром нагрева воды в котле и центрами ее охлаждения в радиаторах. Таким образом, как показано на рис. 19.1, на поток воды в контуре радиатора 1 (из-за того что он расположен на большей высоте) будет действовать большая подъемная сила, чем на поток в радиаторе 2. Эта упрощенная схема отображает простой случай, когда оба радиатора расположены выше средней точки нагрева в котле, и, таким образом, их подъемная сила должна оцениваться как положительная.
На рис. 19.2 эта схема преобразована в эквивалентную схему таким образом, что сила гравитации заменена действием эквивалентных насосов ЕР} и ЕР2.
Рис. 19.2. Эквивалентная схема системы с естественной циркуляцией
Эквивалентные насосы эквивалентно отображают разное действие сил гравитации в контурах 1 и 2 тогда, когда они расположены за пределами остальных контуров в отдельном участке сети, то есть, как показано на рис. 19.2, установлены на участках А-1-В и А-2-В.
На рис. 19.3 изображены гидравлические характеристики участков А- 1-В и А-2-В системы. Характеристики эквивалентных насосов ЕР{ и ЕР2 являются функцией от h(pR -ру). В определенном рабочем состоянии, заданном действительными в данный момент температурами в подающей и обратной линиях, возникают перепады давления, зависящие не от объемного расхода, а только от высоты или h2 (характеристики ЕР] и ЕР2 на рис. 19.3).
Из характеристик ЕР} и А-1-В и, соответственно, ЕР2 и А-2-В суммированием по вертикали (последовательное соединение) получают эквивалентные характеристики (А-1-В)Е и (A-2-B)E (см. рис. 19.3).
346
Глава 19. Совместное действие насоса и сил гравитации
Рис. 19.3. Построение эквивалентной характеристики (А-В)Е
Рис. 19.4. Суммарная характеристика 5 схемы, приведенной на рис. 19.2
Совместное действие насоса и сил гравитации
347
Участки А-1-В и А-2-В системы соединены параллельно. Таким образом, эквивалентная характеристика (А-В)Е параллельного соединения получается суммированием по горизонтали характеристик (А-1-В)Е и (А-2-В)Е (рис. 19.4). Эквивалентная часть (А-В)Е системы соединена с котловым контуром В-К-А последовательно. Суммированием по вертикали характеристик (А-В)Е и В-К-А получают суммарную характеристику 5, на которой имеется точка перегиба WP (рис. 19.4). Вследствие сравнительно пологого хода характеристики В-К-А рабочая точка ВР располагается справа от точки перегиба WP. Объемный расход, определенный по рабочей точке ВР, также проходит в эквивалентном трубопроводе (А-В)Е. Точка X дает перепад давления между точками А и В ( Др А-В на рис. 19.4). Такой же перепад давления действует в эквивалентных участках (А-1-В) и (Д-2-В).
При этом объемные расходы в трубопроводах А-1 -В и А-2-В получается проецированием точки X по горизонтали на характеристики (А-1-В)Е и (А-2-В)Е.
На рис. 19.4 в обоих радиаторах получаются расходы положительного направления, поскольку все значения объемных расходов лежат на положительной ветви оси V. Положение точек WP и ВР друг относительно друга характерно для соотношений расходов. На рис. 19.5 из-за большего по сравнению с рис. 19.4 сопротивления В-К-А рабочая точка ВР лежит непосредственно под точкой перегиба WP. В участке А-2-В получается объемный расход, равный нулю, таким образом, радиатор 2 отсоединен.
Рис. 19.5. Определение объемного расхода в радиаторах 1 и 2
348
Глава 19. Совместное действие насоса и сил гравитации
Рис. 19.6. Объемный расход в радиаторах 1 и 2
Рис. 19.7. Система отопления с принудительной циркуляцией, на которую влияют силы гравитации (крышная котельная)
Вследствие еще большего сопротивления В-К-А на рис. 19.6 рабочая точка ВР лежит слева от точки WP. Расход, протекающий в котле К (задан точкой ВР), складывается из положительного расхода V А-1-В и отрицательного потока V
Совместное действие насоса и сил гравитации
349
А-2-В. Знак «минус» означает, что в радиаторе 2 наблюдается поток теплоносителя в нежелательном направлении В—>Л.
В работе [13], раздел 5.4, подробно рассматривается воздействие сил гравитации в отопительных системах с принудительной циркуляцией. Далее будет показано, как можно оценить рабочие характеристики системы отопления с принудительной циркуляцией с учетом мешающего воздействия сил гравитации, используя гидравлические характеристики.
На рис. 19.7 приведена базовая схема исследуемого случая. Здесь речь идет о крышной котельной с распределительной сетью, имеющей значительную протяженность по вертикали. Поскольку центр охлаждения радиаторов 1 и 2 лежит ниже центра нагрева, то направление потока эквивалентных насосов ЕР1 и ЕР2 противоположно направлению главного потока, задаваемого насосом Р. Поэтому характеристики эквивалентных насосов лежат в области отрицательного перепада давления. Для того чтобы упростить рассмотрение, сопротивлением участка А-К-В можно пренебречь.
Рис. 19.8. Суммарная характеристика 5 схемы, приведенной на рис. 19.7, при нулевой нагрузке
На рис. 19.8 показано построение суммарной характеристики 5 и рабочей точки ВРт характеристикам А-1-В и А-2-В, которые после суммирования по горизонтали (так как соединение параллельное) образуют эквивалентную характе
350
Глава 19. Совместное действие насоса и сил гравитации
ристику (А-В)Е. Сопротивлением участка А-К-В сети пренебрегают, поэтому его характеристика проходит горизонтально через нулевую точку. При последовательном соединении суммарная характеристика 5 получается суммированием характеристик (А-В)Е и Р по вертикали (характеристика участка В-К-А не имеет значения).
Характеристика 5 на рис. 19.8 определена без учета влияния эквивалентных насосов ЕРХ и ЕР2. Такое состояние наблюдается тогда, когда воздействие этих насосов оказывается нулевым в силу одинаковой температуры в подающей и обратной линиях. В системах с регулированием температуры в подающей линии это соответствует экстремальному состоянию нулевой нагрузки.
Исходя из рабочей точки ВР, можно, как показано на рис. 19.8, определить распределение всего объемного расхода на частичные расходы в участках А-1-В и А-2-В сети. Объемные расходы V (Л-1-В)0и V (А-2-В) 0 получаются, если не учитывать влияние сил гравитации.
Рис. 19.9. Объемные расходы с учетом влияния сил гравитации
На рис. 19.9 влияние сил гравитации учтено характеристиками ЕР{ и ЕР2. Характеристики (А-1-В)Е и (А-2-В)Е получают суммированием по вертикали (последовательное соединение) характеристик Л-1-В и £Р( и, соответственно, А-2-В и ЕР2. Суммированием по горизонтали (параллельное соединение) характеристик (Л-1-В) Е и (А-2-В)Е получают эквивалентную характеристику (А-В)Е. Суммирование по вертикали характеристик (Л-В)£и Робразует суммарную характе-
351
Совместное действие насоса и сил гравитации X—- !
ристику 5; точка ее пересечения с осью V дает рабочую точку ВР. По сравнению с рис. 19.8, здесь влияние сил гравитации приводит, во-первых, к уменьшению подачи насоса, а во-вторых, к выравниванию отдельных расходов.
Чем выше пролегает характеристика насоса Р, тем выше пролегает и суммарная характеристика 5 и тем больше сдвинута вправо рабочая точка ВР. В зависимости от напора насоса получаются различные рабочие состояния. На рис. 19.10 отображены:
случай 1: V А-2-В> V А-1-В;
случай 2: V А-2-В = V А-1-В;
случай 3: V А-2-В< V А-1-В;
случай 4: V А-2-В< V Л-1-В, причем V Л-2-В равен нулю;
случай 5: V А-2-В< V Л-1-В, причем V Л-2-В отрицателен.
Рис. 19.10. Объемные расходы в зависимости от положения рабочей точки ВР
Отрицательное значение V А-2-В в случае 5 указывает на то, что расход в радиаторе 2 проходит в обратном направлении.
Соотношение объемных расходов в радиаторах 1 и 2, определенное на рис. 19.8 без учета влияния сил гравитации, не претерпевает на рис. 19.9 существенного изменения, характеристики Л-1-В и (Л-1-В)В и, соответственно, Л-2-В и (Л-2-В)Е проходят близко друг от друга. Это получается тогда, когда рабочая точка достаточно смещена вправо. Такого положения рабочей точки можно достичь при соответствующем высоком напоре насоса. Напор насоса Р определяется, помимо
352
Глава 19. Совместное действие насоса и сил гравитации
прочего, сопротивлением распределительных сетей и участков с радиаторами. Если сопротивление распределительной сети является достаточно большим, это повлечет за собой недостатки в гидравлике при частичных тепловых нагрузках. Если для уменьшения влияния сил гравитации выбирается насос с большим напором, то целесообразнее повысить сопротивление участков с радиаторами, что можно реализовать соответствующим расчетом термостатных вентилей радиаторов.
Взаимозависимости представлены здесь на упрощенных моделях. Их без затруднений можно использовать для реальных систем отопления с большим числом радиаторов [14].
Глава 20
Петлевые сети
На рис. 2.1, а отображено распределение давления в двухтрубной системе. Цель расчета потери давления состоит, наряду с прочим, в том, чтобы определить требуемый напор, то есть требуемый перепад давления, создаваемый насосом. Для этого система разбивается на отдельные контуры и определяется потеря давления, возникающая в каждом контуре. Контур с наибольшей потерей давления, так называемый самый неблагоприятный контур, задает требуемый перепад давления в насосе (см. также главу 16). Обычно самым неблагоприятным контуром оказывается контур наибольшей протяженности.
Распределение давления в схеме, приведенной на рис. 2.1, характерно для двухтрубных систем, так что перепады давления в точках подключения потребителей от конца сети к ее началу повышаются. В протяженных распределительных сетях это приводит к тому, что в точках подключения близких к насосам потребителей наблюдается недопустимо высокий перепад давлений.
В схеме Тихельмана (см. рис. 2.3) контуры имеют одинаковую протяженность. Поэтому с самого начала не ясно, какой из контуров является определяющим для выбора перепада давления, создаваемого насосом.
Распределение давления в схеме Тихельмана, по сравнению с двухтрубными системами традиционного исполнения, имеет особенность, заключающуюся в том, что перепады давления в точках подключения потребителей в ней оказываются приблизительно одинаковым. Это свойство схемы Тихельмана рассматривается как ее особенное преимущество. Однако следует учитывать, что все затруднения при эксплуатации двухтрубных систем наблюдаются главным образом при низких объемных расходах в сети. В экстремальном случае перепад давления в точках подключения потребителей может повыситься до значения перепада давления в насосе при нулевой подаче. Такого повышения не избежать даже в схеме Тихельмана.
354
Глава 20. Петлевые сети
На рис. 20.1 представлено распределение давления в двухтрубной системе. В ее основу положен случай, который постоянно встречается на практике: перепады давления, необходимые для снабжения каждого из потребителей, заданы заранее и разнятся по значению. В трех контурах заданы суммарные потери давления Ара, и Арс. Контур с потерей давления Ара является определяющим для выбора насоса. Для остальных контуров должно быть выполнено гидравлическое уравновешивание посредством создания дополнительных потерь давления, равных а и с, за счет выбора термостатического вентиля с меньшей пропускной способностью либо за счет дополнительного дросселирующего органа.
На рис. 20.2 в соответствии с той же процедурой определено распределение давления для схемы Тихельмана. Для каждого из контуров в отдельности получились
Петлевые сети
355
Рис. 20.2. Распределение давления в схеме Тихельмана (расчетный случай)
разные суммарные потери давления. Определяющим для выбора насоса является контур с потерей давления . Здесь также потребуется выполнить гидравлическое уравновешивание для достижения в контурах заданных значений объемного расхода. Кроме того, в остальных контурах за счет дросселирования необходимо достичь увеличения потерь давления на величину а и с. Таким образом, во всех местах подключения потребителей получится одинаковый перепад давления, равный Арз_4.
Недостатком схемы Тихельмана считаются повышенные затраты, вызванные наличием более протяженных трубопроводов, что, как показано на рис. 20.2, влечет за собой несколько повышенный по сравнению с традиционными двухтрубными системами напор насоса. Однако схема, представленная на рис. 20.2, соответствует не всем случаям реального монтажа. Так, при горизонтальной коллекторной раз
356
Глава 20. Петлевые сети
водке точки 1 и 6 расположены близко одна от другой, поэтому дополнительные затраты на трубопроводы отсутствуют.
20.1. Базовая схема разветвленной сети
Для всех рассмотренных до сих пор вариантов сетей для построения эквивалентных схем использовались базовые схемы. Принцип еще раз поясняется на основе схемы, приведенной на рис. 20.1. Базовая схема двухтрубной системы (рис. 20.3, а) преобразована в эквивалентную схему (рис. 20.3, б). Сопротивления участков трубопроводов, вентилей и потребителей отображены как эквивалентные сопротивления А — Е. Целью последовательного построения эквивалентной гидравлической схемы является построение суммарной характеристики 5, которая получается из характеристики насоса Р и эквивалентной характеристики 4 (рис. 20.3, е) для всей сети потребителей, образованной в результате последовательных соединений. Рабочей точкой является точка пересечения характеристики 5 с осью V . На основе значений в рабочей точке можно определить объемные расходы и перепады давления на отдельных участках. Последовательность построения показана на рис. 20.3.
Здесь характерно следующее:
Все участки сети можно связать друг с другом посредством последовательного или параллельного гидравлического соединения и отобразить их поведение при помощи эквивалентной характеристики.
Объемный расход в соответствующих трубопроводах подающей и обратной линий одинаков (Vv и, соответственно, VR нарис. 20.3, а).
В любой ветви, которая преобразуется в эквивалентную схему, должен иметься только один вход (точка Xнарис. 20.3, б) и один выход (точка Y).
Все сети, удовлетворяющие этим трем условиям, называются разветвленными сетями. Построенные с использованием описанных ранее методов эквивалентные схемы можно отобразить на четырехквадрантной диаграмме, суммируя характеристики по вертикали (в случае последовательного соединения) или по горизонтали (в случае параллельного соединения).
Почти все схемы, встречающиеся в системах водяного отопления и кондиционирования, попадают в эту группу.
Все сети, которые не удовлетворяют указанным критериям, в ходе дальнейшего рассмотрения будут называться петлевыми сетями.
20.1. Базовая схема разветвленной сети
357
Рис. 20.3. Шаги построения эквивалентной схемы для двухтрубной системы отопления:
а — базовая схема;
б — эквивалентная схема, шаг 1: параллельное соединение СиЛ->1;
в — шаг 2: последовательное соединение 1 и В—>2;
г — шаг 3: параллельное соединение 2 и Е->3;
д — шаг 4: последовательное соединение 3 и А—>4;
е — шаг 5: последовательное соединение 4 и P—>S
358
Глава 20. Петлевые сети
20.2. Базовая схема петлевой сети
Вариант, отличающийся от разветвленных сетей, наблюдается в схеме Тихельмана (рис. 20.2 и 20.4). Ее отличиями от разветвленной сети являются:
В части I схемы (рис. 20.4) вместо одной точки входа потока теплоносителя имеются две — Хи Yu один выход — Z.
Объемный расход в соответствующих трубопроводах подающей и обратной линий не одинаков, VR > Vv.
Несмотря на то что участки X-D-Zи X-C—Y-Zна рис. 20.4 соединены параллельно, поскольку перепад давления в них одинаков, объединить их в одну эквивалентную характеристику невозможно, так как для участков X- С- Y и Y-Z нельзя построить эквивалентную характеристику. Хотя здесь и выполняется условие суммирования потерь давления, однако второе условие, относящееся к последовательному соединению и требующее равенства объемных расходов, не выполняется.
Рис. 20.4. Петля с I по III и узлы с W по Z в петлевой схеме (схема Тихельмана)
Таким образом, определение рабочей точки при неполной тепловой нагрузке и, следовательно, определение объемных расходов и перепадов давлений во всех участках выполнить графическим способом с использованием четырехквадрантной диаграммы невозможно.
20.2. Базовая схема петлевой сети
359
Анализ поведения петлевых сетей при неполной тепловой нагрузке, структура которых соответствует базовому варианту, приведенному на рис. 20.4, можно осуществить только итерационным способом. Суть этого способа подробно описана далее.
Основой любого из итерационных решений, которые действительны как для разветвленных, так и для петлевых сетей, являются два основных правила: правило узлов и правило петли.
Правило узлов гласит, что сумма объемных расходов в любом узле (например, в точках W, X, Y, Z на рис. 20.4) должна быть равна нулю. Поступающие и вытекающие потоки противоположны по знаку.
Правило петли гласит, что при протекании потока в замкнутой петле (например, на участках X-tD-tZ-b Y—> С—>Х в петле I на рис. 20.4) сумма перепадов давлений должна быть равна нулю. Перепады давления, вызываемые действием насоса, рассматриваются как положительные, а перепады, возникающие в сопротивлениях, считаются отрицательными. Знак изменяется на обратный, если реальное направление потока противоположно направлению потока в петле. В петле I (рис. 20.4) в участках Х-> Yи Y->Z, фактически, происходят потери давления. Но поскольку направление в петле соответствует Z-YY и Y->X и противоположно направлению реального потока теплоносителя, то этим потерям давления нужно присвоить знак «плюс».
Итерационный процесс на основе схемы петлевой сети, приведенной на рис. 20.4, описывается далее.
Правило петли
а б В г
Петля Элемент Знак V Знак Ар
I D + -
F - +
С - +
£др = о?
II С - +
В - +
Е + -
Хдр = о?
III Е +
F + -
Р + +
А + -
£др = о?
360
Глава 20. Петлевые сети
Должны быть приняты значения объемных расходов в элементах D, Fn С (столбец в, петля I). Знаки указывают, совпадает ли направление потока в петле с действительным направлением потока теплоносителя; если да, то принимается знак «+», если нет, то знак «-». В столбце г используется знак «+» для насосов и знак «-» для сопротивлений, если в столбце в стоит знак «+», если же в столбце в стоит знак «-», они изменяются на обратные.
Правило узлов
Если выбраны объемные расходы во всех элементах петли I, то значения остальных объемных расходов получаются следующими:
узелХ: VB=-VC-VD',
узел Y: VE =-Vc-VF;
узел/: VA=-VF-VD.
Если условие Др = О правила петли удовлетворяется не для всех петель, то принятые значения в столбце в петли I корректируются. Корректировку можно выполнять по методу Ньютона, согласно которому после нескольких итераций определяется прохождение кривых Ар = /(V) для отдельных элементов [12], [15]. Принятые значения объемных расходов корректируются на
Когда этот процесс будет выполнен для всех петель, итерация заканчивается. Компьютер выполняет итерации до тех пор, пока сумма перепадов давления в каждой отдельной петле не окажется ниже заданной величины.
Итерационный метод является единственно возможным решением для петлевых сетей. Этот метод можно применять также для разветвленных сетей. Недостатком итерационного метода по сравнению со способом построения эквивалентных характеристик на четырехквадрантной диаграмме, помимо больших затрат времени на программирование, является то, что качественное влияние гидравлических воздействий невозможно оценить наглядным визуальным способом.
К петлевым сетям относится схема Тихельмана. Создается впечатление, что, по сравнению с разветвленными сетями традиционных двухтрубных систем, она имеет следующее преимущество: в ней нет постоянного увеличения перепадов давления в точках подключения потребителей по мере приближения к началу сети. Но это соображение действительно только для расчетного случая. Трудности, которые могут возникать в двухтрубных системах, проявляются только при малой тепловой нагрузке; так, например, из-за роста перепада давления могут возникать проблемы шумов в термостатических вентилях радиаторов. Но при малых нагрузках эта проблема возникает и в схеме Тихельмана. В традиционных двухтрубных исполнениях
20.2. Базовая схема петлевой сети
361
эти трудности можно преодолеть, устанавливая насосы, регулируемые по перепаду давления, и регуляторы перепада давления, в зависимости от обстоятельств комбинируя их с ограничителями расхода. Из-за сложности построения эквивалентной схемы для схемы Тихельмана в настоящее время еще не проводились исследования ее характеристик при неполной нагрузке. В работе [16] выполнена оценка возможности гидравлического уравновешивания схемы Тихельмана.
Список литературы
1. Корр, L. Die Wasserheizung. — Springer Verlag, 1958.
2. Ernst, G. Stellgerate in der Regelungstechnik. — VDI-Verlag, 1968.
3. Dannenmann: Stellventile — Elemente der Rohrleitung und der Automatisierungs-einrichting. — 3R international, 1985, Heft 4.
4. Arbeitskreis der Dozenten fiir Regelungstechnik. Regelungstechnik in der Versor-gungstechnik. — C. F. Miiller, Karlsruhe, 1983.
5. Roos, H. Dimensionierung von Dreiwegearmaturen. — HLH. — 1972. — Nr. 1.
6. Giel, Th. und Reisig, O. Betriebsverhalten, Auslegung und Bewertung von Puf-fernspeichern in Warmepumpenanlagen. — Diplomarbeit an der Fachhochschule Esslingen, 1995.
7. Miiller, R. Teillastverhalten der Zweirohrheizung beim Einsatz der geregelten Was-serstrahlpumpe. — Diplomarbeit an der Fachhochschule Esslingen, 1984.
8. Schlapmann, D. Anforderung an Hydraulik und Regelung von seiten der Warmeerzeu-ger. Beitrag im Lehrgang: «Hydraulik und Regelung von Wassernetzen in Heizungs-und Klimaanlagen» an der Techn. Akademie in Esslingen, 1991.
9. Heufiner, H. und Beck, H. Ermittlung von BypaBwassermenge bei unterschiedlichen Betriebsbedingungen. — Haustechnische Rundschau. — 1984. — Nr. 6.
10. VDMA-Richtlinie 24 770: Kesselfolgeschaltungen.
11. GietI,M. und Marx,F. Graphische Analyse hydraulischer Schaltungen mit dem PC. — Diplomarbeit an der Fachhochschule Esslingen, 1991.
12. Graber, G. «Losung hydraulischer Probleme in Heizungsanlagen mittels EDV», Diplomarbeit an der Fachhochschule Esslingen, 1983.
13. ArbeitskreisderDozentenfurHeizungstechnik«DieWarmwasserheizung». —2.Auf-lage. — Oldenbourg Verlag.
14. Makara, G. «Die Wirkung des durch Schwerkraft hervorgerunfenen Druckes bei Pumpenwarmwasserheizungen. — HLH. — 1972. — Nr. 23.
15. Palmbach, D. Iterative Losung hydraulischer Probleme in verzweigten und ver-maschten Netzen. — Diplomarbeit an der Fachhochschule Esslingen, 1996.
16. Petitjean, R. Hydraulische Einregulierung in Anlagen gleicher Rohrleitungslangen (Tichelman). — TAB. — 1994. — Nr. 11.
17. Соколов E. Я., Зингер H. M. Струйные аппараты. 3-е изд., перераб. — М.: Энергоатомиздат, 1989. — 352 с.
18. Соколов Е. Я. Теплофикация и тепловые сети: Учеб, для вузов. 7-е изд., стер. — М.: Изд-во Моск, энергетич. ин-та, 2001.
Дополнительная литература
1. Grammling, F.: «Rechnergestiitzte Analyse von Heizungsrohrnctzen», Dissertat. University Stuttgart.
2. Hesse, W.: «Betrachtungen zur hydraulischen Einregulierung von Zweirohr-Hei-zungsanlagen», Haustechnische Rundschau, 1988, Nr. 6.
3. Hoffmann, W. Hydraulische Schaltungen in der Heizungstechnik. — IKZ-Haustech-nik. - 1994. - Nr. 19.
4. Jablonski, H Neue Erkenntnisse zum hydraulischen Abgleich im Verbrauchs- und Verteilkreis. Sanitar- und Heizungstechnik. — 1989. — Nr. 2.
5. Jablonski, H. Hydraulische Entkopplung und Einstellung von Mehrkesselanla-gen. - TAB. - 1991. - Nr. 22.
6. Jablonowski, H. Hydraulischer Abgleich in PWW-Heizungsanlagen. — TAB. — 1989. - Nr. 8.
7. Jablonowski, H. Optimierung von PWW-Heizungen. — TAB. — 1995. — Nr. 7.
8. Lage, F. K. Hydraulischer Abgleich per MeBkomputer. — HLH. — 1990. — Nr. 3.
9. Loose, R. Auslegung von Mischem in hydraulischen Schaltungen. — HLH. — 1988. — Nr. 10.
10. Parma, W. Mehrkesselanlagen mit hydraulischer Ausgleichsleitung. — HLH. —1988, Nr. 10.
11. Posert,H Hydraulische Anforderungen beim Einsatz von Thermostatventilen.— VDI-Bericht 593: «Erfolgreiche Strategien in der Haustechnik».
12. Roos, H Beurteilung hydraulischer Schaltungen. — GL — 1989. — Nr. 1.
13. Roos, H Auslegung und Betriebsverhalten von Kesselbeimischpumpen. — HLH. — 1990. - Nr. 6.
14. Rosner, E. Die geregelte Strahlpumpe. — TAB. — 1988. — Nr. 5.
15. Striebel, D. Neue Gesichtspunkte fiir Dimensionierung und hydraulischen Abgleich von Rohrnetzen. — VDI-Bericht 641: «Hydraulik in Zentralheizungsanlagen».
16. Zollner, G. und Lehr, G. Regelbare Wasserstrahlpumpen in Femwarme-Hausstatio-nen. - HLH. - 1980. - Nr. 3.
17. SWKI-Richtlinie 79: Hydraulische Schaltungen in Heizungs-, Liiftungs- und Kli-maanlagen. — Schweizerischer Verein von Warme- und Klima-Ingenieren.
18. SWKI-Richtlinie 83: Hydraulische Schaltungen von Warmepumpen-Heizungsan-lagen. — Schweizerischer Verein von Warme- und Klima-Ingenieren.
19. VDI/VDE-Richtlinie 2173: Stromungstechnische KenngroBen von Stellven-tilen.
20. VDI 2073: Hydraulische Schaltungen in Heiz- und Raumlufttechnischen An-lagen.
21. VDI-Bericht 1010: Regelungund hydraulische Schaltungen in Heiz- und Raumlufttechnischen Anlagen.
Алфавитный указатель
D
DLV 137
Н
HSR 146
А
асинхронное воздействие 102
авторитет вентиля 87
внутренний 92
Б
базовые гидравлические схемы 150
базовые схемы 153
В
вентиль
асинхронное воздействие 102
линейная характеристика 79
рабочая характеристика 86
равнопроцентная
характеристика 80
синхронное воздействие 102
термостатический 272
трехходовой 114
распределительный 115
смесительный 115
Г
гидравлическая развязка 202
гидравлическая характеристика системы 94
гидравлический разделитель 137,206
гидравлическое равновесие 51
гидравлическое сопротивление 13
прямых труб 13
гидравлическое уравновешивание
268
при расчете 277
при эксплуатации 281
д
двухтрубная система 58
диапазон пропорциональности регулятора 239
дроссельная схема 232
дроссельное регулирование 94,174, 256
3
задвижка 24
замкнутая система 47
замкнутый гидравлический
контур 168
запертые параллельные ветви 164
заслонка 24
Алфавитный указатель
365
К
каскадное включение 138
количественный скачок 82
котел 307
каскадное включение 316
насос подмешивания 307
пусковая схема 308
коэффициент передачи 74
кран
проходной формы 22
трехходовой формы 22
Л
линейная характеристика вентиля 79
М
многоконтурные схемы 134
Н
направление главного потока 146
насос
перепад давления 195
струйный 253
требования к характеристикам 313
характеристика регулирования 185
насосы
параллельное соединение 45, 53, 177
неблагоприятная точка 183, 247
неблагоприятный контур 353
ниспадающие характеристики 180
нулевое потребление 30
О
обратный клапан 204
однотрубная система 62
отключающие воздействия 197
открытая система 47
отопительная система
однотрубная 290
П
параллельное соединение 38
насосов 53
параметр вентиля 110
параметр уравновешивания 126
перепад давления
регулирование 182
переходная область 14
петлевые сети 34
базовая схема 358
последовательное соединение 34
насоса и вентиля 52
потери на остывание 317
правило петли 359
правило узлов 359
промежуточный аккумулятор
смесительного типа 209
с послойным накоплением теплоты 208
пропускная способность вентиля 28
Z??;28
^7$ 83
проходнойвентиль 202
прямой проходной вентиль 23
пусковая схема 206
Р
рабочая характеристика вентиля 86
равнопроцентная характеристика
вентиля 80
разветвленная сеть 356
разветвленные сети 34 распределитель без перепада
давления 137
регулируемый струйный насос 253
регулирующая арматура 21
задвижка 24
заслонка 24
кран проходной формы 22
кран трехходовой формы 22
прямой проходной вентиль 23
366
Алфавитный указатель
регулирующая арматура {продолжение) трехходовой вентиль 23 угловой проходной вентиль 23 регулирующие вентили 67 регулятор перепада давления в дроссельной схеме 247 в перепускной схеме 244 регулятор положения вентилей 73 С сервовентиль 13 сервоклапан 13 синхронное воздействие 102 система отопления двухтрубная 30 схема параллельного включения 32 схема Тихельмана 31 системы отопления 30 соотношение регулирования 84 теоретическое 84 средний логарифмический темпера- турный напор 295 суммарная характеристика системы 168 схема с двумя контурами 49 схема Тихельмана 31,354 схемы впрыска 221 Т теоретическое соотношение регулиро вания 84 теория элементарных струй 270 теплоотдача 94 термостатические вентили 272 трехходовой вентиль 23,114 рабочие характеристики 119 эквивалентная схема 118 У угловой проходной вентиль 23 усиление 74 участки постоянного расхода 101 X характеристика регулирования 185 ход вентиля 67 Э энергосберегающие мероприятия 173