恒温差流量控制阀的节能性探究

摘要：当室内外条件发生变化时，为满足温湿度要求，空调末端装置必须进行

相应的调节。本文提出改变风机盘管恒温差流量控制阀开度，调节流经风机盘管

的冷热水流量，使系统按需供能，收到节能的效益。本文中分析了该调节方法的

原理、适用范围及节能效益，以期为空调系统的节能运行提供有益的参考。

关键词：风机盘管系统；恒温差流量控制阀开度；室内温湿度波动；节能效

益；变频控制策略

中图分类号： TE08 文献标识码： A

0 引言

在风机盘管选型计算过程中，一般是按最不利工况下的冷热负荷来选取风机

盘管， 然而在实际运行过程中，由于室外气象参数不断变化，导致房间负荷往

往不等于设计负荷，并且在绝大多数时间内，小于设计负荷，处于部分负荷状态。

因此，为了适应室内负荷波动，系统应进行相应调节，本文采用降低风机盘管水

流量的方法，减少供冷量，使之与负荷变化一致，这样使室内温湿度处于人体热

舒适范围，又能够降低能耗。

1、恒温差流量控制阀的原理

恒温差流量调节阀由进/出水温度传感器、控制器、调节阀阀体及驱动器组

成并集成一体；当盘管空气侧的空气流量、温度发生变化时[1]，控制器根据传感

器获得的进/出水水温，并计算出温差，与内部温差设定值进行比较，向驱动器

输出信号，调节阀门开度，改变水流量，从而保证进/出水温度差值保持不变，

使之其设定值相同。恒温差流量控制阀使供回水温差一定，减小系统水流量，可节省水泵功耗。

为了适应房间瞬变负荷的变化，风机盘管通常有三种局部调节（手动或自动）

方法，即调节水量、调节风量和调节旁通阀门。其中，当冷负荷减少时，水量调

节方式通过直通或三通调节阀减少进入盘管的水量，从而减少制冷量，近旁通了流经风机盘管的水量，系统总水量并未减少，并不节能。

2、空调末端装置调节对室内状态点的影响及适用范围分析

当采用恒温差流量控制阀调节开度的方法，也应保证室内温湿度参数处于温

湿度允许波动区，一般地，舒适性空调的室内空气温湿度允许波动范围为：-2℃

析，探究该方法的可调节范围，以期为进一步的运行调节提供参考。

2.1 设计工况的空气处理过程及计算

以某一典型房间为例，假定其冷负荷为3.4kw，湿负荷为0.5g/s，室内空气

设计参数为：tN=26℃，ΦN =65%，室外空气设计参数为：tW =35℃,tWS =28.2℃，

新风比为20% 。设计工况下的空气处理过程计算如下：

（1） 由热湿比可得到房间送风量：

ε= 3400/0.5 = 6800

过室内状态点N 作ε线与ψ=95％线相交（按最大限度提高送风温差考虑），

即得送风点O，因为风机盘管系统大多用于舒适性空调，一般不受送风温差的限

制，故可采用较低的送风温度。则房间风量为：

G=ΣQ/（hN-ho）=3.4/（61.7-43.2）=0.184kg/s

根据新风量与风机盘管处理的室内风量之比，可得出新风量Gw 和风机盘管

风量GF。风机盘管处理的室内风与处理后的新风进行混合，混合点为室内送风状

态点O 点。

由焓湿图可得:

表1 处理过程中不同状态点的参数值

经计算得风机盘管送风状态点与室内状态点的焓差

h=hN-hM=61.6-43.2=18.4 kJ/kg。

2.2 变负荷工况下的空气处理过程计算及适用范围分析

当室内负荷要求也随之变化时，盘管末端采用恒温差流量控制阀，系统循环

水泵采用变频控制，具体分析室内状态点的变化情况，当状态点处于舒适区之外时，即不能再采用该调节手段。

为简化分析过程，进行了如下假设：

（1） 考虑到一般空调房间湿负荷变化不大，在此假定房间湿负荷不变，室内

热湿比与负荷成比例变化；

（2） 风机盘管的传热系数不变；

仍以上述房间为例，分别对实际负荷为设计负荷的90%，80%，70%时的室内

空气状态点的变化情况予以讨论。

当室内冷负荷变为设计负荷值的90% 时， 3400 × 90%=3060W ， ε =

3060/0.5=6120，此时风机盘管单位制冷量为：18.4×0.9=16.56， 即Δh= hN

-hM=16.56，由于冷负荷变为设计负荷值得90%，即冷负荷下降，室内N 点焓值应

相应提高，则假设M 点不变，来确定N 点，从而进一步分析新的室内状态点N

是否稳定在室内温湿度允许波动范围， 现假设hM =47kJ/kg ， 则hL=hN =

47+=47+16.56=63.56，又因为新风比固定为20%,则可得出，ho =0.2×hL+0.8×

hM=50.3，然后再由O 点（ho，Φo=95%），以及热湿比线，再加上L 点的等焓线

确定N 点，按照这种确定方法，依次推算出hM为46，47，48，49，50 工况下的

N 点，最终得出N 的极限值为：tN=25.7℃，Φ =69%。

同理得到其他负荷比下室内状态点变化，具体情况见图1 及表1。

图1 不同负荷比下的室内状态点变化

表2 不同百分比下的室内参数

通过分析计算结果我们可以看出，负荷比在90%和80%时，新的室内状态点

仍处于允许的室内温湿度范围；当负荷比为70%时，温度满足要求，但此时的室

内相对湿度为80.5%，导致室内空气状态点无法满足室内热舒适要求[3]。

综上，这种恒温差流量控制阀在室内负荷变化不大时，尚具有较好的调控效

果，对于负荷波动较大条件下，该调节方法不能使室内状态点达到设计要求，因

此采用该调节手段还是有一定局限性的。

3、对节能效益的探讨

3.1 设定管网在正常工况时各末端用户的流量和水压图如图所示，

图3 末端用户的流量图和水压图

设计工况下的管网总阻抗为：S=7.5 Pa/（m3/h）2

3.2 计算水力工况改变后（负荷发生变动后）的管网总阻抗S

对于末端2，设计工况时水流量为100 m3/h，对于系统，管路压降为300Kpa。

当实际运行负荷降低为设计负荷的90%时，末端2 的水流量在恒温差流量控

制阀的作用下也相应地降为Q1=90%Q0，由本文中的3 可知，变频水泵的控制策略

采用控制末端设备压差恒定的方法。

（1） 用户2 的阻抗S

S2= == =12.346 Pa/（m3/h）2

（2） 用户1 之后的管网总阻抗SⅡ-2

SⅡ-2= S2+ SⅡ=10+12.346=22.346 Pa/（m3/h）2

（3） 求并联管路阻抗

= + = 0.2115+0.2236=0.435

S 并=5.28 Pa/（m3/h）2

（4） 最后确定管网的总阻抗S

S= SⅠ+ S 并=2.5+5.28=7.78 Pa/（m3/h）2

3.3 根据并联管段流量分配比例的计算公式，求各末端用户的流量

SⅡ-2 Q2

2= SⅠQ1

2

又因为Q1=90% Q0，Q0=100 m3/h，所以求得，Q2=95 m3/h，所以管网总流量为

185 m3/h。

且水泵功耗之比: =（）3× =（）3× = 0.82 ， 1-82%=18%。

可以看出，调节前后的功率比值并不等于流量之比的三次方，当实际负荷降

为设计负荷值的90%时，节能率约为18%。

如上所述，分别计算当实际运行负荷降为设计负荷值的80%，70%时的压力

分布及节能效果。

当负荷值降为80% 时，节能率约为：1-67.3%=32.7%

当负荷值降为70% 时，节能率约为：1-54.7%=45.3%

4、结论

4.1 本文根据恒温差流量调节阀的原理和特点，对其调节过程和空气处理过程

进行了分析计算，负荷比在一定范围内变化时，通过阀门的调节可以使室内状态

点出于允许温湿度范围内，当然由于在负荷比较小时，阀门的调节有一定的局限

性，所以对于具有不同负荷特性的房间，阀门的适用调节范围还需要具体分析。

4.2 对循环水泵变频控制策略进行对比分析，相比之下，恒定末端设备压差的

控制方式在节能方面表现的更为显著。

4.3 本文基于简化的水力系统，计算出恒温差流量调节阀门的节能率，当负荷

比为90%时，节能率约为18%；当负荷比为80%时，节能率约为32.7% 。

参考文献

[1]. 王慧萍. 浅析自力式流量控制阀的节能效应. 山西能源与节能. 期

刊.2008.12.15

[2]. 付祥钊.流体输配管网（第三版）.中国建筑工业出版社.2010.1

[3]. 一种新型智能流量控制阀的研究.罗驰.工业仪表与自动化置.2011.06.05

作者简介

杨文松，（1990-），男，山东泰安人，青岛理工大学硕士研究生，研究方向：

建筑及列车空调与节能技术。

根据设计工况下的流量和压降，求管网干管和各末端用户的阻抗Si。