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水泵知識

變頻調速空調冷水泵能耗研究

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     空調冷水系統的示意圖如圖1所示。主要由冷水機組、冷水泵、立式空氣處理機組、吊頂式空氣處理機組(新風機)、3臺風機盤管、管路及測試儀表等組成。其中冷水離心泵的(ISG管道泵)主要參數為:額定流量25m3/h,額定揚程19m,額定轉速2900r/min,所配三相電機額定功率為2.2kW。
    空調系統可采用全自動控制運行并自動完成數據采集任務,也可切換到手動控制。為便于測試與監測系統的運行,在常規測控要求的基礎上,該系統中每一冷水支路上均加裝了壓力表、溫度計和流量計。風機盤管冷水管路除進出口的截止閥外,還在最末端的風機盤管出水管上裝設了溫度調節電動閥、在另兩臺風機盤管出水管上設置了電磁閥。在立式空氣處理機組冷水管路上裝有溫度調節電動閥。
變頻調速空調冷水泵能耗研究圖1
1-冷水ISG管道泵2-冷水機組3-旁通閥4-壓差傳感器
  5-立式空氣處理機組6-吊頂式空氣處理機組
  7.8.9風機盤管10-DDc控制器11-變頻器
    在本次測試中,冷水泵的變頻分別采用自動控制和手動控制的方式。自動控制時采用冷水供、回水總管上的壓差為信號源,DDC控制器對該信號采樣并與設定壓差值進行比較后,發出控制指令到變頻器,由變頻器調節冷水泵的轉速,由變頻器可獲得變頻器的輸入功率、輸出電流和電壓、頻率、泵的轉速等參數。手動控制時采用不改變冷水管路系統中任何設備的狀態,而單純通過變頻器改變頻率或轉速。
2參數測試與分析
    參數及其測試儀表
    主要檢測參數為冷水泵的流量、揚程(壓力)、輸入功率(含變頻器與水泵電機)、冷水泵及其電機的輸入電流與電壓、運行頻率、轉速等。根據所測得的輸入電流與電壓可以求得冷水泵及其電機的輸入功率。測試過程中,對流量和揚程(壓力)均采用了兩種不同儀表或傳感器進行了檢測,以校驗數據的可靠性,各參數的測試儀表如表1所示。
    測試結果
    測試在空調系統運行穩定后進行。為了能在比較大的范圍內獲得相應的數據,采用人為改變空調間的負荷,再通過空調的自控系統自動改變管路中相應閥門的開度,達到自動調節冷水泵轉速(頻率)的目的。
    為了便于比較設定壓差值卸對變頻冷水泵運行特性的影響并發現其規律,測試分別在4種情況下進行:3種不同的設定壓差值即卸分別為120kPa,160kPa,200kPa時的參數測量,以及不改變冷水管路上任何設備的狀態(即不改變管路特性)、不設壓差控制而單純采用手動變頻時的參數測量。
    測試及其處理結果如圖2-圖5所示,其中f/f0,n/n0分別為各個況下的頻率轉速n與基頻50Hz時的頻率、轉速之比;Nm/Nm0 Nm/Nm0,N/N0分別為各工況下變頻器輸入功率(亦即變頻冷水泵裝置的總輸入功率,簡稱為總輸入功率)、變頻器輸入功率(即為冷水泵電機的輸入功率)、冷水泵的有效功率與50Hz時各相應功率之比c冷水泵的有效功率按下式計算:
    N=pgQH    (1)
式中P-水的相對密度,kg/m3;
    g-當地重力加速度;
    Q-體積流量,m3/s;
    H-揚程,m。
    由圖2~圖5可發現,無論冷水管路特性有無改變,變頻冷水泵的轉速與供電頻率成正比例關系,即圖2中擬合出的直線公式可認為是形如,y=x的直線。
    當不改變空調負荷、不改變冷水管路中任何設備狀態及不設定壓差,而通過手動方式單純改變泵的轉速時,在測試的頻率或轉速范圍內,變頻冷水泵的流量、揚程分別與轉速、轉速的平方成正比例;三種功率也基本與轉速的3次方成正比例(反映出此時泵的各項效率變化很小,都可以當做常數,這與下面將討論的采用某點定壓控制運行時的效率特性是不同的)。這是由于在該運行條件下,冷水管路系統的特性曲線基本不變(如表2所示),可以認為該曲線與滿負荷(50Hz)工作點對應的相似拋物線是重合的,因此在這種情況下可以在很大轉速范圍內直接應用相似定律來計算相關參數。
    但轉速變化太大時,理論上泵的效率會有較大的變化,從而會引起變頻冷水泵某些特性參數與相似定律的結果產生偏離,由于本次試驗受冷水管路中水流開關的限制而未能將轉速降到足夠低,因而未能驗證這一點。由于特定管路的阻抗系數S主要由管路上的局部阻力(如閥門、接頭等)和沿程阻力決定,其中沿程阻力主要與沿程阻力系數及管長等有關,而沿程阻力系數的大小則與管內流動的流態(即層流、紊流等)有關,因此.s基本不變還表明該運行條件下,隨著變頻水泵轉速的降低,管路中冷水的流態可以在很大的范圍內維持為充分發展的紊流。
3.3  定壓差下變頻冷水泵性能
    在設定的壓差值控制下運行時,變頻冷水泵的性能則體現出以下特點:
    (1)當設定壓差值為120kPa,160kPa與200kPa時,流量與轉速并不成正比例關系。這里“正比例關系”表2不改變空調負荷和冷水管路中設備狀態及不設定壓差值時5的測算值
圖2
圖2各測試條件下f/f0~n/n0呦的關系
圖3
圖3各測試條件下Q/Q0~n/n0,呦的關系
圖3
圖4各測試條件下H/H0~(n/no)2的關系特指形如Y=x的線性關系,下同;盡管在變速過程中流量與轉速近似成直線關系,但不能保持形如Y=x的線性關系,而是形同于Y=ax+b的關系,即不同于相似定律Q/Q0=n/n0,H/H0=N/N0的形式。測試結果表明,變頻運行時,冷水泵的流量與轉速或頻率并不成正比例關系,流量的衰減速度要比轉速的衰減迅速,且二者的偏差在同一設定壓差值卻下隨轉速的減小而增大、在同樣轉速下則隨設定壓差值△:p的增大而增大(如圖3)。究其原因,主要是由于在采用定壓差控制的空調冷水系統中,冷水管路特性曲線已不再經過坐標原點,即實際的管路特性曲線已不再與相似拋物線重合,在同樣揚程下實際的流量必然小于按相似定律確定的流量,△p越大,流量與轉速間的偏差也就越大。
    此外,按照離心泵的理論,泵的流量是泵的幾何尺寸、轉速和容積效率等的函數f81,因此流量不與轉速成正比例還反映出冷水泵在壓差控制條件下運行時,其容積效率要隨轉速的變化而變化(已另文討論)。這也說明了在變頻調速的分析中,應視具體管路系統的特
性曲線來判斷相似定律的適用性,不能一概而論簡單地認為水泵的流量總與轉速成正比例。
    (2)在上述變速范圍內,仍可認為揚程與轉速的平方成正比例關系,由此產生的最大相對偏差在3種壓差控制條件下均在4%以內。由于離心泵的揚程主要與泵的結構幾何尺寸、轉速和流動效率(或稱水力效率)有關,因此,揚程與轉速平方成正比例也說明該冷水泵的流動效率在測試過程中基本不變。
圖
圖
圖7
    (3)圖5表明,當存在設定壓差值卸時,在所測試轉速范圍內,總輸入功率、電機及泵的輸入功率與轉速3次方之間并不具備理想的正比例關系,但偏離并不是很大;而有效功率的偏離比較明顯,可認為泵的有效功率不與轉速的3次方成正比例。而且各功率與轉速3次方的偏差具有在同一卻下隨轉速降低而增大、在相同轉速下隨設定壓差值△p的增大而增大的趨勢c
    由于未能直接測得軸功率,不能直觀呈現其與轉速的變化關系,但從理論上可推知軸功率的大小應在電機的輸入功率Nm與泵的有效功率Ⅳ之間。如果電機效率較高,則軸功率接近Nm,反之則接近Ⅳ,因此軸功率是否可視為與轉速3次方成正比例,還要取決于電機效率的大小及變化情況。因此,難以將功耗與轉速3次方成正比例視為通用規律。
    (4)設定壓差值△=p越大,測試結果與相似定律的偏差也越大,冷水泵能變頻調速的范圍也越小。測試中,由于在不同壓差設定值卻時對應的運轉頻率下限不同,當頻率降至一定值時,或是冷水機組的水流開關動作(120kPa,160kPa均出現此現象),或是頻率已不再變化(200kPa時)。本次測試中卸為120kPa,
圖5各測試條件下各種功率比與(n圳3的關系a)總輸入功率比  b)冷水泵電機的輸入功率比
    c)冷水泵有效功率比160kPa,200kPa時對應的轉速變化范圍分別為73%~100%,85%~100%,87%~100%。
    (5)定壓差能耗與冷水站內供回水總管管路能耗的特點。筆者曾提出p1,可將以上冷水管路系統的能耗(亦為泵的有效功率)表示為:
    N=Pg(CQ+S2Q3)=pgCQ+pgAh2O  (2)
式中C-設定壓差值△p對應的水頭,c=Ap/m,m;
    S2-冷水站內供、回水總管即圖1中壓差傳感器以下含冷水泵、冷水機組等的所有管路的阻抗系數,s2/m5;
    △h2-該供、回水總管的水頭損失,m;
    Q-流量,m3/s;
    N-能耗,Wo
    根據同時所測相應管路的阻力損失,由式(2)可獲得各工況下定壓差能耗pgCQ與冷凍水供、回水總管管路能耗pg2Q3的變化特點。圖6所示為Ap=120kPa時pgCQ與pgS2Q3隨流量的變化趨勢。
圖8
  圖6△p=120kPa時冷水管路中能耗pgCQ與pgS2Q3的變化趨勢
    由圖6可知,在該系統中,定壓差能耗pgCQ在管路總能耗中占了主要部分,而供回水總管的能耗只占很小比例,因此該變頻冷水泵的能耗特性主要由定壓差能耗決定。進一步分析管路的阻抗系數的變化還可以發現,當流量由大到小變化時,由定壓差折算出的阻抗系數是.s2的4.4~32.3倍,充分說明該系統的主要阻力或能量消耗是由定壓差引起的。
    按測試數據進行的計算表明,△p =120kPa時,S2在滿負荷流量的62%~100%范圍內的變化較小,但當流量低于62%后,.s2將隨流量的減小而迅速增大。這說明在該冷凍水系統中,流量降低到滿負荷流量的62%以下時,供回水管路中的流態已發生了變化,即不再維持充分發展的紊流,而是向過渡區甚至層流區轉變,使管路中的沿程阻力系數將隨流速(流量)變化,這與以前的模擬計算結果在趨勢上是一致的。
4  結語
    由以上分析可以認為,在采用某點定壓差控制的變頻冷水泵系統中,當轉速處于73%~100%范圍時,可得出以下幾點:
    (1)冷水泵的運轉頻率與轉速成正比例(特指形如y=x的直線,下同)。
    (2)變頻冷水泵的特性參數中,除揚程可認為與轉速平方成正比例外,流量并不與轉速成正比例、泵的有效功率不與轉速的3次方成正比例,其中,流量與轉速問的差別最為顯著。而且設定壓差值越大,則變頻冷水泵的實測性能與按相似定律確定的性能之間的差別也越大。
    (3)在按壓差控制的空調冷水泵的變頻運行中,設定壓差值越大,可變頻運行的范圍越小。
    (4)當壓差信號取于冷水供、回水總管時,設定壓差值對應的阻抗在系統總阻抗中所占的比例越大,定壓差能耗在總能耗中所占的比重也越大,當該比例達到一定程度后,變頻冷水泵的能耗就主要由定壓差能耗決定。由于定壓差能耗只與流量的一次方成正比例(這可能是文獻[6]結論的真實原因),從節能的角度而言,在滿足空調運行要求時,設定壓差值應越小越好,同時也說明從最遠端空調用戶處取壓差控制信號要優于從供、回水總管處取壓差信號。
    (5)由于設定壓差值的影響,隨著頻率或轉速的降低,管路中冷水的流態可能出現由充分發展的紊流區向過渡區甚至層流區轉變,從而加劇管路特性變化。
    (6)在設定壓差值的影響下,由于流量的顯著變化,導致冷水泵的容積效率也出現較大的變化;而冷水泵的流動效率(水力效率)變化不大。
    (7)在水泵的變頻調速過程中,有無改變管路系統的特性對變頻泵的性能有著決定性的影響。如在不改變冷水管路中任何設備狀態及不設定壓差值時,在相當大的轉速范圍內(50%~100%),冷水管路系統的特性將基本保持不變,泵的各種效率也基本保持不變,可以直接應用相似定律來計算各參數。

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