通過實例計算，分析變流量系統部分負荷下的調節閥實際運行特性。壓差控制系統，部分負荷下用戶的閥權度一般小于設計值;末端壓差控制系統，部分負荷下用戶閥權度取決于被關閉用戶的位置，閥權度保持不變或大于設計值。調節閥選型時，可采用根據最不利環路選型其他支路校核的方法。

　　為了達到節能的目的，變流量系統越來越多地應用于實際工程中。風機盤管前一般安裝電動兩通閥，空調箱前一般安裝電動調節閥。對于兩通閥只存在開關兩種狀態，閥權度對其沒有意義;對于調節閥存在調節性能的好壞，用閥權度的概念來衡量。當末端用戶負荷變化時，調節閥通過調節開度進而調節水流量以維持室溫設定值。不同控制策略下調節閥的實際運行特性不同。本文針對兩種常見的壓差控制方式部分負荷下用戶的閥權度變化情況進行了分析。

1、調節閥的實際流量特性及選型

　　調節閥的理想流量特性是建立在閥門兩端定壓差的基礎上。而調節閥的實際流量特性考慮支路兩端定壓差，支路兩端不定壓差的情況比較復雜，但可借鑒支路定壓差時的公式進行分析。調節閥的實際流量特性可參考文獻。在實際流量特性的方程推導過程中，閥權度的定義為：

　　式中：ΔP1m為調節閥設計工況下兩端的壓差，Pa;ΔP為調節閥所在支路的壓差，Pa。

　　而實際運行過程中支路的壓差ΔP不一定是定值，所以調節閥實際運行時閥權度并非保持不變。部分負荷時，由于其他支路的開關引起自身支路壓差的變化，進而影響閥權度的變化。

　　系統設計完成后，最先確定最不利支路的調節閥進而確定壓差設定值及水泵揚程等。對于末端支路以外的其他支路，壓差確定后可以選擇調節閥型號。但由于調節閥相鄰兩檔之間的流通能力差別較大，如表1所示。因此，在實際選型過程中很難選擇到理想的型號。選型時一般選擇流通能力稍大的調節閥。因為，調節閥在小開度時，流速大阻力大，壓力的變化超過閥體本身的剛度需求時閥體振蕩明顯，穩定性差。調節閥的最大開度應保證在90%左右，而最小開度應不低于滿開度的10%。由于支路的壓差已定，所以當調節閥選型CS值和CS計算值不一致時可用靜態平衡閥來限制調節閥的最大流量。

　　現在商用調節閥的CS值見表1。

表1 商用調節閥的CS值

2、實例分析

　　假設一如下6支路模型：每臺空調箱的額定流量為50t/h，額定阻力為50kPa，假設最不利支路調節閥的閥權度為0.5，那么調節閥需要承擔的阻力為50kPa，所以CS=0.01×50000/(50)0.5=70.7。和此值接近的CS值有兩個：63，100。如果選擇前者，則額定流量下的阻力為ΔP=(0.01×50000/63)2=63kPa，最不利支路調節閥閥權度為0.54。選擇后者，額定流量下的阻力為ΔP=(0.01×50000/100)2=25kPa，調節閥閥權度為0.33。本例選擇CS=63的調節閥，不選擇后者的原因詳見計算結果。由此例可以看出，調節閥選型時為了調節閥調節性能更好，水泵的揚程增加了3.8mH2O。末端支路設可保持流量精確測量的3kPa靜態平衡閥。對于AHU-2等其他支路，如果不設靜態平衡閥，那么調節閥兩端壓差變大，調節閥處于過流狀態。為了限制調節閥的最大流量，故其他支路為便于流量調節也分別增設靜態平衡閥。

2.1、壓差控制系

　　圖1為壓差控制系統模型。

圖1 壓差控制系統模型

　　供回水管壓差設定值為153kPa，部分負荷下由于某些支路的關閉勢必會對其他支路造成影響。假設當某一支路關閉時，其他支路調節閥開度減小支路可維持設計流量。83%負荷下各用戶的閥權度值見表2。其他負荷率下變化規律與之相同，在此不再贅述。

表2 壓差控制系統各用戶閥權度值(83%負荷)

圖2 壓差控制部分負荷下各用戶閥權度變化情況(末端支路閥權度0.54)

　　圖2為末端支路閥權度為0.54時部分負荷下各用戶閥權度變化情況。

　　由計算結果可知，對于壓差控制系統而言，部分負荷下干管流量減少，干管阻力變小，支路壓差增大，用戶的閥權度小于設計值。閥權度最小的時候為只有該用戶單獨運行時。

　　調節閥選型時，應先確定最不利支路的調節閥型號。根據最不利支路的壓差逐步求出其他各支路的壓差，進而對每個支路進行調節閥的選型。但如此一來就很繁瑣，給工程設計帶來了很大工作量。由上面分析可知，近端用戶閥權度最有可能不滿足設計要求。對于壓差控制系統，其他各支路可選擇與末端支路相同的調節閥，各支路用靜態平衡閥平衡阻力。然后用各支路調節閥兩端的設計壓差與供回水管壓差設定值的比值進行校核，保證最不利情況下閥權度值不小于0.3。對不滿足要求的支路進行調節閥重新選型。例如本例，末端支路調節閥先按閥權度0.5進行選型，實際選型后的閥權度值為0.54，最不利情況下各支路閥權度值均大于0.4。

　　由于調節閥前后兩檔流通能力差別較大，所以如果本例最不利支路按閥權度0.3(實際選型后的值為0.33)選型時，各個支路的閥權度值在部分負荷下均小于0.3，調節性能差(圖3)。

圖3 壓差控制部分負荷下各用戶閥權度變化情況(末端支路閥權度0.33)

2.2、末端壓差控制系統

　　圖4為末端壓差控制系統模型。

圖4 末端壓差控制系統模型

　　圖4末端壓差控制系統模型為了便于分析，末端壓差控制系統仍采用上述模型，末端定壓值為118kPa，其他條件不變。83%負荷下各用戶的閥權度值見表3。其他負荷率下變化規律與之相同，在此不再贅述。

表3 末端壓差控制各用戶閥權度值(83%負荷)

　　圖5為末端支路閥權度為0.54時部分負荷下各用戶閥權度變化情況。

圖5 末端壓差控制部分負荷下各用戶閥權度變化情況(末端支路閥權度0.54)

　　由計算結果可知，對于末端壓差控制系統而言，部分負荷時干管流量減少，干管阻力減小，除受控支路外的其他支路壓差降低，用戶的閥權度大于閥權度設計值。被關閉用戶的上游用戶(靠近冷源側)閥權度變大，下游用戶的閥權度不變。被控的末端支路閥權度不變。當最不利支路調節閥閥權度按0.3選型時，部分負荷下各用戶閥權度值見圖6。為了簡化計算，末端壓差控制系統可按最不利環路選型，然后驗證近端用戶的閥權度不小于0.3，不滿足的支路重新選型。

圖6 部分負荷下各用戶閥權度變化情況(末端支路閥權度0.33)

　　同時，增大干管管徑，減小干管阻力，有利于減緩各支路間的相互影響，增加系統穩定性，各支路部分負荷下的閥權度值有所提高。

3、結論

　　1)對于壓差控制系統，部分負荷下用戶的閥權度一般大于設計值;對于末端壓差控制系統，被關閉用戶的上游用戶閥權度變大，下游用戶閥權度不變。

　　2)變流量系統調節閥選型時可根據末端支路選型其他支路校核的方法。

　　3)對本例而言，壓差控制系統末端支路閥權度為0.54時，最不利工況下各用戶的閥權度大于0.4;末端支路閥權度為0.33時，部分負荷下各用戶閥權度一般小于0.3。末端壓差控制系統，最不利工況下各用戶的閥權度大于0.4;末端支路閥權度為0.33時，中高負荷下各用戶閥權度一般小于0.3。