温度变化和热量的关系十篇

温度变化和热量的关系篇1

关键词：土石坝 渗流热监测技术 温度 渗流 耦合

1渗流热监测技术的基本原理

土石坝的土石体介质内非渗流区的温度场分布受单纯的热传导控制，在土石体表层10~15m范围内，温度场受流体(空气、水)的季节性温度变化控制，越靠近表面区域与流体温度越一致。由于土体具有较低的热传导特性，土体导热率低，温度场分布较均匀，流体温度与土体内部的温度差别随深度而增加。

当土石体内存在大量水流动时，土石体热传导强度将随之发生改变，如渗透系数大于10-6m/s，土石体传导热传递将明显被流体运动所引起的对流热传递所超越。即使很少的水体流动也会导致土石体温度与渗漏水温度相适应，由此引起温度场的变化。

将具有较高灵敏度的温度传感器埋设在土石坝的土石介质的挡(蓄)水建筑物的基础或内部的不同深度。如测量点处或附近有渗流水通过(渗透流速一般必须大于10-6 m/s)，水流的运动和迁移，土中热量传递的强度发生改变，将打破该测量点处附近温度分布的均匀性及温度分布的一致性。土体温度随渗水温度变化而变化。在研究该处正常地温及参考水温后，就可独立地确定测量点处温度异常是否是由渗漏水活动引起的，这一变化可作为渗漏探测的指征，从而实现对土体内集中渗漏点的定位和监测。

2渗流热监测技术的研究历史和现状

2.1利用点式热敏温度计测量温度进而监测渗流场

早期渗流热监测技术主要是通过在水工建筑物或其基础内埋设大量热敏温度计来进行温度测量的。美国加利福尼亚Occidental大学地质系的Joseph H.Birman等人从1958年开始研究利用这一技术勘探地下水，1965年Joseph H.Birman将这一技术用于水坝的漏水探查中，并申请了专利。美国垦务局也将这一技术成功地应用于一些病险土石坝的治理。前苏联将其扩展至混凝土坝，在水库蓄水后发现了地下集中渗漏通道。上述测量方法的致命缺陷是对土体内温度实施点式测量，因测量点有限，对温度场分布中的不规则区域集中渗漏往往漏检，因此增大了对渗漏通道的漏检概率。

2.2热脉冲方法（HPM）渗流监测技术

渗漏水流必然与对流热传输相伴产生，对流热传输是超出已存在的、流速不大于10-7m/s引起的传热以外的热量传递部分。使用一个线热源，可以在大坝内产生一个非常确定的热量扰动。根据所在处的热传导率和渗流流速，在热源范围内就可以获得随一个随时间的特定温升情况。通过测定这个作为时间函数的温升，并与数值模型得到的温度-时间曲线对比，就可能决定渗漏的流速，这就是热脉冲方法（HPM）渗流监测技术。热脉冲方法的探测深度取决于加热时间、热源强度和孔隙水的流速。一般情况下，如果加热周期在6到8个小时之间，小到10-6m/s量级的流速就可以被测到。

2.3分布式光纤热渗流监测技术

近年来，各种类型分布式光纤传感器系统有了迅速发展，现有的光纤温度测量系统能够沿长达40km的光纤上实时连续采样并能对测量点定位，测温精度和空间分辩率也都有很大的提高。目前，这种技术已广泛应用于工业领域，如高压输电线、化工厂的反应器等的温度分布探测等。光纤温度测量系统可望取代传统点式温度传感器应用于坝工、堤防的渗漏监测中，并可以大大提高发现水工建筑物及其基础集中渗漏通道的概率。

将分布式光纤温度测量应用于土石坝内部的渗漏探测有两种方式：即梯度方式和电热脉冲方式。梯度法即利用光纤系统直接测量土体内实际温度，不对光缆进行加热，其前提是河道或库水温与量测位置土体温度存在比较明显的温度差，从而在渗漏水周围就会产生局部温度异常。电热脉冲法是通过对光缆保护层的金属外壳或特制光缆中的电导体通电，使光缆加热到一定程度，可克服可能的各种不利影响。当存在渗漏水流时，光缆加热过程中可以看到渗漏区的明显温度分布异常。这两种方式用来探测集中渗漏均已试验成功，且后一种方式适用范围更广泛。

3土石坝的热学特性

土石坝的热学特性比较复杂，它包括诸如热传导、对流热传输和热辐射等基本热过程。其中，来自太阳的辐射和对大气层的辐射的影响仅局限在大坝表面，主要是昼夜间短时间脉冲，因此一般情况假定坝内部温度与坝表面的辐射无关。

在一个无渗漏的土石坝内，温度分布由纯热传导的方式控制的。坝内10~15m深处的温度场则主要受坝表面的季节性温度变化控制。坝表面以下部分，季节性温度的最大和最小值直接与空气和水的温度值相关。由于大坝通常是由低热传导的材料组成的，因此随深度的增加，大坝表面温度的变化与坝内土的温度变化的相位差也增大，而相位差的大小则与热扩散系数有关。

3.1热传导

热传导主要发生在垂直方向，因为地热的基流是向上运动的，空气温度变化引起的年温度脉冲是向下运动的。地热流动通常比较小，约0.1w/m2，大多数情况下可忽略不计。由于热传导仅沿一个方向进行，因此可以用解析法求解问题。根据瑞典Sam Johansson博士的研究表明，在瑞典，当温度变幅为15℃且温度特性正常的情况下，地面以下5m处温度变幅是7.1℃，10m深度处为1.7℃。因此，对于高坝来说，垂直方向的热传导可以忽略。

3.2对流热传输

热的对流方式传输比纯热传导更有效，只要有小量的水流就会对温度分布产生相当大的影响。研究表明，在量级为l0-7m/s~10-6m/s的非常低的达西速度下，总的热传输也还是由对流部分所控制。在这种情况下坝内的温度分布主要受水流温度的影响。在坝内或坝基内，甚至小量水流也会引起土温的调整。由于在低流速下也会出现温度异常，因此温度是探测土石坝内渗漏的一个非常敏感的指标。

4土石坝温度与渗流的关系

坝体中渗流场与温度场是相互作用、相互影响的。坝体中渗流场与温度场双场相互作用、相互影响的结果，会使双场耦合到达某一动平衡状态，形成温度场影响下的渗流场及渗流场影响下的温度场。

温度场和渗流场耦合的过程实际上是热能和流体在介质中一个动态调整变化的过程，温度场和流场任何一种因素的不稳定均会导致另一个因素的变化。一方面从物理过程来看，热能通过介质的接触进行热交换，而渗流流体则因存在势能差在多孔介质的孔隙进行扩散和流动，同时流体也作为热能传播的介质，在多孔介质中携带热能沿运动迹线进行交换和扩散。另一方面从理化过程来看，热能的变化导致介质温度的变化，从而影响介质和流体本身的理化特性的改变，主要表现为介质和流体体积效应的改变，和流体流动特性参数的改变等方面。因此，渗流和温度相互影响的过程实际上包括了能量平衡和耗散过程，以及媒介物质发生理化反应等过程。

总体上来说，渗流场和温度场的相互影响、相互作用的过程是一个十分复杂的问题，目前综合考虑这两方面相互影响问题的研究还比较少，且大多处于定性研究的基础上。从工程技术应用的角度而言，通过对温度场的监测期望获得渗流场的变化情况，目前主要局限于定性分析，对定量监测问题方面的研究相对较少。本文将从渗流场合温度场耦合的角度进行定量的探讨。

4.1 温度变化对渗流场的影响

温度变化时会影响水体和土体的物理和化学参数，从而影响渗流场在坝体内部的分布。土体中与渗流场和温度场密切相关的参数有孔隙率、比热容、热传导、导热系数等参数，这些参数中在温度变幅为10℃内变化极小或无变化，故可认为温度变化对土体的这些参数没有影响。水体物理化学参数中和温度场、渗流场密切相关的参数包括密度、重度、粘度、导热系数、热膨胀系数

水体导温系数、比热、运动粘滞系数等参数。

假定水温从=15℃上升到=20℃，各参数的变化量如下表所示：

表1：各参数变化量

参数

=15℃

998.987

9790.073

1.0907

0.011491

=20℃

997.966

9780.066

1

0.010152

变化量

-1.021

-10.007

-0.090

-0.00134

相对变化率

0.1%

0.1%

8.25%

11.6%

注：相对变化率=变化量/=15℃时对应的量

参数

=15℃

4185.45

0.58691

14.02

1.617

=20℃

4178.30

0.59752

14.30

2.156

变化量

-7.15

0.01061

0.28

0.539

相对变化率

0.17%

1.8%

2.0%

33.3%

结合以上数据，在研究温度变化对水体的物理化学性质的影响过程中，比热、密度、导温系数、导热系数、重度在15℃至20℃之间变化较小，可以不计其影响；运动粘度系数、动力粘度系数和水体热膨胀系数的变化直接影响水体渗流特性，因此在耦合计算分析中需要考虑。

土石坝等水工建筑物土体饱和状态时，温度发生变化时，必然引起土石体和孔隙水的体积发生变化，通常情况下（对水而言大于4℃时）温度上升时，体积膨胀，孔隙水压力将上升。在总应力保持不变情况下，孔隙水压力上升必然会导致有效应力的相应减小，进而引起水体的体积及土体体积的进一步变化，因此在温度变化时，介质内固相体积、孔隙水体积，有效应力、孔隙水应力将进行调整，重新达到平衡状态，满足总体积不变和质量守恒的条件。可以定量地认为，当温度上升时，有效应力减小，孔隙水压力增大，即渗透压力增大，当温度下降时反之。又根据现有研究证明：由温度差形成的温度势梯度也会影响水的流动。由于温度势本身就是较为复杂的问题，因此，温度对水流运动的影响目前只能用温度梯度的一种经验表达式。例如，对一维情况，有[7]:

式中，为温度变化引起的水流通量，是温差作用下的水流扩散率，中已经包含水体和土体的热膨胀系数，物理化学变化系数的影响，

为温度沿x 维坐标轴x方向的梯度。

所以

4.2 渗流场对温度场的影响

水体从坝体中流过，当两种介质存在温度差时，必然产生热量交换。当我们把土石坝中的流动的水体和认为是相对不动的介质土体分开研究时（需要特别说明的是：渗流场处于稳定状态，其相对不动的介质仍为饱和状态的土体），坝体或坝基内部存在渗流时，其热量交换应包括两部分：一部分为本身的热传导作用，另一部分为渗流夹带的热量。

在一向导热的情况下，当土坝内部存在渗流时，热流量包括两部分:一部分是由于土体本身的热传导作用，等于另一部分是由渗流夹带的热量，等于，因此热流量为[8]：

式中，为沿一维坐标轴x方向的热流量;为水的比热;为水的密度;为土的导热系数。因此，在单位时间内流入单位体积的净热量为:

这个热量必须等于单位时间内坝体温度升高所吸收的热量，故

式中，为土体的比热，为土体的密度。

将该式推广到三向导热的情况下，可得到考虑渗流影响下的温度场三维导热方程：

根据渗流场对温度场的影响机理分析，可以知道渗流速度直接影响了温度场的变化。

4.3 渗流场和温度耦合的一维求解

理论上，能同时满足两组数学模型的渗流场水头分布H(x， y， z，t)与温度场分布T (x， y， z， t)即为土坝渗流场与温度场耦合分析的精确解，这就需要联合求解两式。众所周知，在大多数情况下，目前在数学上要单独求解每式的解析解也是不可能的，联合求解则更是难上加难。所以我们有必要讨论一下双场在一维状态下的解析解，从而得出一些结论。

假定一维渗流场和温度场的边界条件为：

求解可得近似解析解，渗流场影响下的温度场分布和温度场影响下的渗流场分布为：

取时，分别计算，，，并用图表表示：

图1 不考虑耦合情况、

图2 考虑耦合情况不同K值下温度比较

图3 考虑耦合情况不同K值下比较

图4 考虑耦合情况不同K值下比较局部放大图

由图可以看出，耦合解析解(即T1(x)及H1(x))与非耦合解析解(即T0 (x)及H0 (x))有很大的不同，渗流场而对温度场的影响更为明显。还可以看出，随着渗透系数的增大，渗流场对温度场的影响更加明显，而温度场对渗流场的影响减弱；且渗流由高温向低温流动时，使温度场温度普遍升高，但使渗流场水头普遍减少。而且，当渗透系数大于10-6m/s时，温度由渗流水控制。

考虑主要因素，忽略次要因素，仅考虑渗流影响下的温度场，而不考虑温度场对渗流水头的改变、即不考虑就能满足工程精度要求，使得问题得以简化。

4.4 利用温度场测值计算渗流场的渗透系数K

考虑二维情况下渗流场与温度场的耦合问题，假定渗流场为稳定场，不考虑温度场对渗流水头的改变，边界条件已知，渗流场方程为：

令渗流场影响下的土体二维温度场数学模型为:

选取坝体的典型截面，简化为平面问题，假定坝体的渗透系数K，结合渗流边界条件，利用有限元数值计算的方法计算坝体在一定的边界条件下的渗流场的水头分布H（x，y）；根据此已知渗流场，计算出渗流场各点的、，并结合该温度场的边界条件，用有限元程序计算出该坝体内各点的温度T，得出温度场。用此理论计算的温度场与用分布式光纤量测得到的温度场相比较，不断调整渗透系数K值，直至理论计算值与实际量测值很接近，此时对应的渗透系数即为坝体的渗透系数，就能利用对温度场的监测实现对渗流场的监测。

进一步推广到三维情况下，假定渗流场为稳定场，忽略虑温度场对渗流水头的改变，在渗流和温度边界条件已知的情况下，控制方程为：

同理，利用有限元数值计算的方法，由分布式光纤实际量测得到的温度场可以得出渗流场渗透系数K值。

5结论

利用分布式光纤温度测量系统这一先进的量测手段，我们可以较为准确地得到土坝内部温度场的空间分布，并且信息量大；对坝体渗流场和温度场耦合分析，得出二者的关系；借助有限元数值计算的方法，可以定量地得出渗流场的渗透系数，从而实现对渗流场的监测。

参考文献：

1李端有，陈鹏霄，王志旺.温度示踪法渗流监测技术在长江堤防渗流监测中的应用初探[J]，长江科学院院报，2000年增刊，48~50

2肖才忠，潘文昌. 由温度场研究坝基渗流初探[J].人民长江，1999，30(5)：21-23

3王志远，王占锐，王燕. 一项渗流监测新技术--排水孔测温法[J]，大坝观测与土工测试，1997，21(5)，10-13

4 汤平，李端有，马水山.光纤渗压计实验研究[J]，长江科学院院报，2000年增刊，52~55

5.Aufleger M， Fibre Optical Temperature Measurement in Dam Monitoring —Four Years of Experience [R]， Obernach:Institute of Hydraulic and Water Resources Engineering， 2000，1~10

6 马水山，王志旺，李端有，汤平，光纤传感器及其在岩土工程中的应用[J]，岩石力学与工程学报，2001.20（增刊）1692～1694

7．仵彦卿等、地下水动态观测网的优化设计，成都:成都科技大学出版社，1993

8．朱明善、林兆庄、刘颖、彭晓峰，工程热力学，北京:清华大学出版社，1995

Study On The Seepage Monitoring Technology With Temperture In Embankment Dam

温度变化和热量的关系篇2

关键词 发光二极管 温度补偿 热敏电阻

中图分类号：TN141 文献标识码：A

0 引言

与日光灯、白炽灯相比，发光二极管（LED）具有发光效率高、寿命长、体积小、环保等优点，已被广泛应用于照明、显示等领域。①②但LED在长期运行中尚存在一些问题，例如其发光亮度随其自身及环境温度而变化。③LED的相对光输出（%）与其PN结温度的关系一般可表示为：

式中为温度，为某一参照温度（例如室温），（）为相应温度下的光通量，为温度系数，其取值范围一般是 ≈ 0.001 ～0.02。

一般而言，LED的光输出与其驱动电流成正比。为了解决上述光输出随其温度变化的问题，目前研究人员已经研制出各种专用集成电路，用于控制和补偿LED的驱动电流随温度的变化，使其光输出稳定。②④但一般用于控制LED光输出的专用集成电路价格较贵；且这些复杂集成电路工作时还需要额外的供电电源，增加了电路功率消耗。

既然LED的光输出与其驱动电流成正比，因此可以通过控制其电流来调节和控制其光输出。电阻具有限制电路中电流的作用，可以通过改变电阻来调节电路中的电流。热敏电阻是一个其阻值可以随温度变化的可变电阻，一般热敏电阻与温度的关系式为：⑤

式中为电阻温度系数，为绝对温度（），是温度为时的电阻值。

根据（1）式，一般LED的光输出随其温度的升高而降低，而又已知LED的光输出与其驱动电流成正比，因此当温度升高时，我们应设法提高其驱动电流，以补偿其光输出随其温度的变化。又由欧姆定律可知，电路中电压一定时，若电阻减小则电流增大；如果在LED所在电路中串联一个具有负温度系数（NTC）的热敏电阻（其阻值随温度升高而减小），则其驱动电流增大，即可补偿其光输出随其温度而减小的变化。由此可见，利用具有负温度系数的热敏电阻来补偿LED光输出随温度的变化在理论上是可行的。

1 实验步骤与方法

（1）实验研究具有负温度系数的热敏电阻（NTC）阻值与温度的关系。通过实验数据分析与计算，测量出（2）式中的电阻温度系数。为此，将（2）式两边同除以，再取自然对数，可得

实验中能够测量的是不同温度条件下NTC的电阻值。根据（3）式作数据图，其横坐标为（），纵坐标为，则由其数据线的斜率即可得到待测的值。

（2）设计电路使可变电阻值随温度线性变化。一般LED光输出与其驱动电流为线性关系，且电路电压一定时，电流与电阻成反比关系，但由（2）式可知，NTC的电阻值与温度之间为指数关系，不是线性关系。因此，应设计电路使NTC的阻值随温度线性变化。我们采取并联固定电阻的方法来实现NTC的近似线性化。根据我们所学过的并联电路知识，将NTC与一个固定电阻并联，其等效电阻可表示为：

（3）实验测量一个LED样品的光输出随温度变化的实际函数关系。根据现有实验条件，可简单采用光纤传光和光电探测的方法测量LED的光输出；利用可控温箱，可以调节改变LED的温度。

（4）实验研究利用NTC型热敏电阻实现LED光输出的温度补偿。根据上述相关实验结果，并选择合适的元器件参数，将上述并联等效电阻串联到LED电路中，在电压一定的条件下，测量LED的光输出随温度变化情况，并与未补偿时LED光输出随温度变化的实验数据相比较，从而实验证明所提出的补偿方法是可行的。

2 实验结果与讨论

2.1 研究一个热敏电阻的阻值与温度的关系

选择一个室温下（=25℃）电阻值约为=200 的NTC型热敏电阻，实验测量了其电阻值与温度之间的关系，如图2所示，与上述（2）式的指数关系一致。实验中温度数值由所用温度实验箱读数得到，电阻值由万用表测量得到。

再根据（3）式作直线数据图，如图3所示，其横坐标为（），纵坐标为，由其斜率即可求得温度系数 = 3144.4。因此该被测热敏电阻阻值与温度的实际关系为：

根据（5）式作出的指数关系曲线与图3数据符合很好，如图4所示。

2.2 利用热敏电阻设计实现电阻值随温度线性变化

2.3 利用热敏电阻补偿LED的光输出随温度的变化

首先测量LED光输出随温度变化的关系，实验装置如图6（a）所示，图中Us为电压源，是两节干电池，其总电压约为3V，K为电路开关，为限流电阻，LED为发红色光的发光二极管，LED的光输出耦合进入导光用塑料光纤（POF，其直径为0.98mm），PD为光电探测器，其光电流正比于接收到的光强度，此光电流经电流～电压变换和放大后得到输出电压，故可近似认为电压正比于LED的光输出。实验所用元器件的实物照片如图6（b）所示。

将上述补偿电阻和接入LED驱动电路中，如图6（a）中虚线所示，再测量LED光输出随温度的变化。在（—40～+60）℃温度范围内实验数据如图7中型数据点所示，其变化范围约为25mV。可见，利用热敏电阻补偿后LED光输出随温度变化范围明显减小，约为未补偿时光输出变化范围的1/3。故上述利用热敏电阻的补偿方案是有效的。

2.4 讨论

利用塑料光纤（POF）耦合并导出LED光强度时，只能耦合导出LED顶端前向光输出，LED的侧向光一般不能进入POF。因而将POF导出的光强度作为LED的光输出，并利用光电检测信号近似代替LED光输出会产生测量误差。LED的透明封装材料的折射率随温度变化，直接影响其光输出与POF的耦合效率，从而引起测量误差。图7所示实验结果为单次补偿实验结果，尚不能完全补偿LED的光输出随温度的变化；表明所选择的等效电阻值尚未达到理想值。通过进一步实验与分析，选择更加理想的等效电阻后，LED随温度的波动范围还可以继续减小。

3 结论

理论设计与实验结果表明，利用低成本的热敏电阻和普通固定电阻可以实现LED发光亮度的温度补偿，这种简单方法在某些应用中可以取代价格较高的集成电路元件及其供电电源，具有一定工程实用价值。此外，通过本文实验研究，可以学会通过实验数据确定热敏电阻温度系数的方法，以及将热敏电阻与温度的非线性关系通过并联电路将其线性化的方法。

注释

① 蒋天堂.发光二极管的特性及驱动电源的发展趋势[J].光源与照明，2010（3）：13—14，33.

② Tony Armstrong.LED驱动器IC可为众多照明应用的发展起到引领作用[J].今日电子，2012（6）：52—54.

③ 田传军，张希艳，邹军，王妍彦.温度对大功率LED 照明系统光电参数的影响[J].发光学报，2010.31（1）：96—100.

温度变化和热量的关系篇3

关键词一次泵变流量系统旁通流量

AbstractAnalyses the causes for out-of-step changes in flow rate and temperature difference of userside and cold/heat source side. Points out the problems caused by the out-of-step changes. Presents differentbypass control methods and corresponding calculating formulas for bypass flow rate according to differentpump control methods.

Keywordsvariable primary flow system, Bypass flow

1概述

一次泵定流量系统是指系统用户侧的流量变化而冷热源侧的流量恒定的一次泵空调冷水系统,为了平衡用户侧和冷热源侧的流量,系统中需要设置旁通管。一次泵变流量系统是指系统用户侧和冷热源侧的流量都随负荷变化而变化的一次泵空调冷水系统,用户侧和冷热源侧的流量一般被认为是同步变化的,因此很容易认为该系统可以取消旁通管。该问题是一次泵变流量系统研究的一个热点问题,业内主要存在两种截然不同的观点。一种观点认为,冷水机组存在一个流量变化下限,当流量小于下限值时,冷水机组有冻裂等危险,因此认为系统需要设置旁通管;而另一种观点认为,实际工程的流量通常不会小于这个流量下限,当设置多台冷水机组并联运行时,流量下限更小,因此认为旁通管可以取消。但是以上两种观点都是基于用户侧和冷热源侧的流量同步变化得出的,如果流量不同步变化会出现什么问题呢?笔者通过深入研究冷水机组和末端设备的换热特性发现,流量同步变化的观点并不成立,在不同因素的影响下,流量的变化特性其实很复杂,因此一次泵变流量系统的旁通设计需要认真研究,区别对待。

2用户侧换热量-流量关系

用户侧的末端设备较多,包括风机盘管、柜式空调器、变风量末端装置等。它们的换热量-流量关系不同,主要会受到五种因素的影响,并表现出三种不同的温差变化趋势,下面分别分析这五种影响因素及其温差变化趋势。

2.1换热器静特性

此处所说的换热器是指末端设备中的加热器和表冷器,不包括冷热源侧的蒸发器和冷凝器。换热器静特性就是换热器的换热量与流量之间的关系。当末端设备采用流量可调型阀门控制时,用户侧的换热量-流量关系可以用换热器静特性表示。

热水加热器和干式表冷器的换热器静特性如图1所示,也可用下面公式进行计算:

式(1),(2)中p为热水加热器和干式表冷器的相对换热量,即某工况下的实际换热量与设计工况下的换热量的比值;a为热水加热器和干式表冷器的静特性计算参数;q为热水加热器和干式表冷器的相对流量,即某工况下的实际流量与设计工况下的流量的比值;t1为设计工况下的供水温度;t2为设计工况下的回水温度;t3为设计工况下的回风温度。

例如,对于干式表冷器,当设计供回水温度为7℃/12℃,回风温度为27℃时,换热器静特性曲线就是图1中的曲线。当相对换热量小于1时,相对流量减小的速度比相对换热量减小的速度快;当相对换热量大于1时,相对流量增大的速度比相对换热量增大的速度快。因此,相对负荷小于1时,供回水温差大于设计温差,相对负荷大于1时,供回水温差小于设计温差。例如,当相对流量为0.5时,相对换热量为0.87,供回水温差为8.7℃;当相对流量为1.5时,相对换热量为1.05,供回水温差为3.5℃。因此部分负荷时,用户侧的供回水温差将增大。设计湿工况运行的表冷器,静特性的表达方式与式(1)相同,但a值不一样,由于湿工况分析比较复杂,这里不直接给出,但可用式(1)进行定性分析。

2.2通断控制型阀门特性

在风机盘管系统中,常用通断控制型阀门控制流过盘管的流量,此时单台风机盘管的流量只有设计流量和零流量两种状态。阀门打开时,通过盘管的流量为设计流量,供回水温差为设计温差;阀门关断时,通过盘管的流量为零,不影响供回水温差。因此无论处于何种状态,管网的供回水温差就是设计温差。由于温差始终不变,因此该系统的换热量与流量成正比。风机盘管增多时,某一部分负荷下,单台风机盘管用阀门的开启率(某一时间段内,阀门开启时间与时间段的比值)对瞬态阀门的总开启率(所有阀门开启率的平均值)的影响逐渐减弱,单台风机盘管的流量调节对总流量的影响逐渐减弱,因此可以认为系统的流量是连续变化的,换热量与流量成正比的关系基本成立。

2.3动态水力失调

当风机盘管采用通断控制型阀门时,不能消除管网的动态水力失调。负荷减小时,由于某些支路关闭,造成未关闭支路的作用压差增大,因此未关闭支路上的换热器处在相对流量大于1的工况下,根据换热器静特性可知,供回水温差将减小。

2.4变风速调节法

变风速调节法是指通过改变掠过盘管的风速来改变换热量的调节方法。部分负荷时,通过减小风速,可以减小末端设备的换热量。采用该方法时,盘管内的水流量并没有变化,因此部分负荷时,供回水温差将减小。该调节法也有广泛应用,例如风机盘管普遍采用三速风机调节换热量。

2.5动态平衡电动两通阀特性

动态平衡电动两通阀是集动态平衡与通断控制为一体的阀门,可以消除管网中的动态水力失调,因此装有该阀门的风机盘管始终在设计作用压差下工作,其温差变化趋势只受通断控制型阀门的影响,表现为温差保持不变。综上所述,一次泵变流量系统中存在温差增大、减小和保持不变三种变化趋势,具体工程中存在其中的一种或者多种变化趋势。在实际工程中,当受到这五种因素中的多种因素共同影响时,其温差变化情况就会变得难以确定。

3冷热源侧换热量-流量关系

冷热源侧换热量-流量关系与冷水机组(这里不包括热水锅炉)静特性有关。冷水机组静特性是相对于换热器静特性提出来的,表示供冷能力与冷水流量之间的关系。图2整理出的某冷水机组静特性曲线。从图中可以看出,在冷水机组允许的流量变化范围内,相对制冷量与相对流量呈线性关系。例如当负荷为设计负荷的50%时,实际流过冷水机组的流量为设计流量的50%,因此冷水机组的进出冷水温差恒定。

4温差流量不同步变化产生的问题

从用户侧和冷热源侧的温差变化情况可以看出,两侧的温差很难同步变化。如果忽略这一现象,将会对冷水机组的加减机控制产生影响。对于末端设备主要采用流量可调型阀门的系统,这个问题尤为突出。例如某系统所有末端设备全部采用流量可调型阀门,采用4台相同型号的冷水机组。当相对负荷为50%时,根据式(1)计算得出用户侧所需相对流量仅为13.0%。根据负荷情况,此时应该运行2台冷水机组,但是根据用户侧流量情况,此时可以只运行1台冷水机组,并且应满足冷水机组的最小流量限制。

5结论

5.1一次泵变流量系统中,用户侧的换热量-流量关系与换热器静特性、通断控制型阀门特性、动态水力失调、变风速调节法、动态平衡电动两通阀特性这五种因素有关,并表现出温差增大、减小和保持不变三种变化趋势,具体工程中则存在其中的一种或者多种变化趋势,冷热源侧的换热量-流量基本呈线性关系,因此两侧的流量和温差不是同步变化的。

5.2用户侧和冷热源侧的流量和温差不同步变化,将会对冷水机组的加减机控制产生影响。要解决流量和温差不同步变化带来的问题,必须进行旁通设计。旁通方法可采用压差旁通法和温差旁通法,当系统采用温差信号控制水泵时,只能采用压差旁通法平衡流量;当系统采用压差信号控制水泵时,只能采用温差旁通法平衡流量。

5.3压差旁通法中,系统采用设计工况下的供回水温差控制水泵;温差旁通法中,系统采用能保证机组安全运行的最大温差控制旁通流量。因此,温差旁通法在部分负荷时的输送水量更少,水系统输送能耗更小。

温度变化和热量的关系篇4

关键词: 混凝土、水化热、温度裂缝、措施

一、混凝土内部生热的控制

混凝土的最大绝热温升是混凝土水化热温度应力控制的重要指标，最大绝热温升越高意味着混凝土内部温度越高，而外部混凝土温度因为与环境接触，温度下降比较快，内外温差就会加大，对混凝土的温度裂缝控制不利。因此降低混凝土内外温差的第一个办法就是尽量降低混凝土的最大绝热温升。

混凝土早期水化温度上升是因为混凝土水化放热的缘故。单位质量水泥水化放热可由下式给出：（1-1）

有了水泥单位质量水化放热，就可以计算混凝土绝热温升值，表示如下：

（1-2）

W：单位体积水泥用量；c：混凝土比热；p：混凝土密度；F：混合材用量；Q（t）：为水泥水化热；k：混合材折减系数，对于粉煤灰，可趣k＝O．25。

由式（1-2）可知混凝土的最大绝热温升为：

（1-3）

混凝土的温度是由两部分叠加组成，一是混凝土的初始温度，二是混凝土因水化热产生的温升，即： 。降低 和T都可达到降低混凝土内部温度的目的。

1、对于降低混凝土初始温度 可采取对混凝土集料降温，降低混凝土入模温度的办法，具体方法如下：

1）采用预冷混凝土降低混凝土浇筑温度。如使用风冷骨料、水冷骨料和加冰或加冷水拌和相结合等措施，可有效地降低混凝土的出机口温度和混凝土浇筑温度。

2）防止混凝土温度回升。加快混凝土运输及浇筑速度，同时在运输过程中采取保温措施，在浇筑仓喷雾降温，尽量延缓混凝土的温度回升。

3）混凝土浇筑时间选择在气温相对较低的时间段进行，比如夜间和清晨。此时环境温度较低，混凝土从搅拌出机到浇筑的过程当中温度回升相对较慢。

2、由式（1-1）和式（1-2）可以看出要想降低混凝土内部温度，就需要降低单位质量水泥水化放热量 ，调整配合比，在混凝土强度满足要求的前提下尽量减少单位体积水泥用量W，选择骨料使得混凝土比热c和密度 乘积尽量较大，根据以上思路调整混凝土配合比，使用低热水泥，同时掺加各种外加剂和掺和料减少单位体积水泥的用量，从而降低水泥水化热产生的总热量，降低混凝土内部的最高温度。

二、降低混凝土的热膨胀系数

降低混凝土的热膨胀系数也能够降低混凝土因热变形而产生的温度应力。硬化后的混凝土是由水泥石、粗骨料、细骨料以及孔隙中的水所组成，各组成部分的热膨胀率又直接影响到混凝土的热膨胀率，因此研究混凝土配合比对其热膨胀系数的影响是有必要的。

l、单位用水量对热膨胀系数的影响

混凝土内部水份的变化对其热膨胀性能有至关重要的影响。水泥石是多孔质的胶凝体，当温度上升时，除凝胶颗粒热膨胀外，还有混凝土孔隙中水的热膨胀。而水份在混凝土组成材料中的膨胀能力最大，热膨胀系数约为 ，比水泥石的热胀系数高一个数量级。凝胶水发生的膨胀比其所占空隙还大，从而使凝胶膨胀，并且用水量增大可能导致内部孔隙率较大，毛细管应力的变化对热膨胀的影响明显。因此，混凝土的热膨胀系数很大程度上取决于自身的含水率。

2、浆集比对热膨胀系数的影响

浆集比（或浆骨比）反映了混凝土中水泥浆体与集料体积含量的关系。随着浆集比的增大，热膨胀系数总的趋势是增加的。根据混凝土体积约束条件，浆集比一经给定，集料和浆体的体积含量便随之而定。由于一般集料热膨胀系数小于水泥石，因而集料对混凝土的热变性能起抑制作用。随着浆集比增大，集料的体积含量减小，其抑制作用逐渐减弱，混凝土热膨胀系数增大。但集料的这种抑制作用是以自身的热胀变形小于水泥石的热变形为前提的，如果集料与水泥石的热膨胀系数相差不大，那么这种抑制作用也会减弱。

3、环境相对湿度对热膨胀系数的影响

在湿度为较大的环境下，混凝土的热膨胀系数大；较低的湿度条件下，混凝土的热膨胀受到内外湿度差引起的收缩变形的影响，实际的热膨胀变形是补偿收缩变形后的净膨胀，因而热膨胀系数较小；混凝土内部的含湿量与环境相对湿度密切相关，当环境相对湿度较大时，虽然收缩变形不大，但水泥石内部含水量较高，受毛细水的张力影响小，从而产生的膨胀变形也较小。

4、水灰比对热膨胀系数的影响

当用水量一定时，热膨胀系数会随着水灰比的增加而减小。此时水灰比增大实质上是水泥用量的减少，即水泥石体积减小，从而混凝土热膨胀系数减小，但随着用水量的减少，这种影响已经不明显。类似地，若水泥用量一定，水灰比的增大实际上是用水量的增大，这与先前讨论的用水量对混凝土热膨胀系数的影响是一致的。

三、降低混凝土内外温差

内外温度不均，内高外低是混凝土早期产生温度裂缝的直接原因。而散热缓慢是混凝土的先天缺陷之一。因此要降低混凝土内外温差就有两个途径：1、帮助混凝土内部降温；2、为混凝土表面保温，防止表面温度下降太快。

1、内部降温

目前帮助混凝士内部降温的行之有效的方法为通水冷却，利用冷却管中冷水与混凝土内部的温度差，使得冷却管中的水被混凝土加热，从而带走混凝土内部热能，达到为混凝土内部降温的目的。水冷过程通常分为一期冷却和二期冷却。一期冷却是指混凝土正在浇筑时就开始进行，以削减水化热温升，冷却时间一般为14天左右。二期冷却是待混凝土水化热散发完毕内部无热源的情况下进行的。

2、分层分块浇筑

对大体积混凝土进行分层分块浇筑能够降低混凝土的体表比。降低混凝土的厚度，加快混凝土自身的热量散发速度，也能对混凝土整体降温起到积极作用。如宜昌长江大桥锚碇大体积混凝土温控措施就是采用了对混凝土分块浇筑的处理方式。

3、外部保温

如果内部降温有困难或当混凝土整体浇筑内部降温效果不明显时，也可以采取外表面保温的措施，使混凝土外表面温度降低减缓，降低内外温差。当混凝土表面温度已经降低而造成内外温差较大，而内部温度很难迅速降低时，应该利用加热设备对混凝土表面加温，比如利用加热毯等。特别是在我国北方冬季施工中对混凝土加热尤为重要。

四、快速提高混凝土早期强度

温度变化和热量的关系篇5

关键词 　换热器 增量式控制 模糊控制 温湿度控制精度 最小换热单元 动态负荷 结构设计

1 前言

文[1]从表面式换热器的性能结构优化和便于实现模糊控制调节的角度，提出了结构可调式换热器的结构型式，如图1所示，其中，1为介质总注入管，2为母管，3为调节阀，4为子管，5为肋片管簇，6为介质总流出管，7为框架；给出了换热量模糊等级划分方法，初步分析了其用作空调机组表冷器的优越性。由于结构可调式换热器用一个小规格的电动连续调节阀和多个双位调节阀代替大规格的电动连续调节阀，在价格上较为经济；在用于空气处理机时，由于结构可调式换热器可实现气流旁通的自动转换，而无需另设气流旁通，这与相同出力的旁通式机组相比，减小了机组的体积；在部分负荷工况下，充分利用室外新风除热（加热）能力，可降低了冷热源的出力；在电气实现上，利用数字量代替模拟量降低了硬件的消耗。图1所示的换热器换热量模糊等级划分是控制系统的控制量直接对应于室内负荷的大小，该方式称为位式控制方式。而实际控制过程则是在于换热器当前换热量再增加一调节量，即采用增量式控制方式来实现换热量的调节。本文将在文[1]的基础上，提出结构可调式换热器增量式结构型式，以用作空调机组一冷器为背景，由室内温湿度控制精度，确定换热器最小换热单元的约束条件，根据房间动态负荷，提出换热器最小换热单元确定方法，最后给出其结构设计方法[2]。

2 结构可调式换热器增量调节方式

在换热器增量式调节方式中，控制系统的输入量是室内温湿度状态的偏差和偏差变化，输出量是换热器热量的变化值。于是可将换热器的换热量Q分成两部分，即基础换热量 和可变换热量 ，如式（1）所示。对应于换热面积，则有式（2），其中， 为换热器基本换热面积，m2；这里可以认为， 始终参与换热过程，而 为满足室内负荷要求而参与调节过程， 对应于室内空气状态的偏差和偏差变化。对 进行"大、中、小"模糊等级划分，如图2所示，其中，1为调节阀，2为母管，3为子管；考虑到各阀门有开/关两种动作，定义阀门开启为"正"，阀门关闭为"负"，即可实现 的"正大、正中、正小、负小、负中、负大"模糊等级操作。 的"大、中、小"在面积大小上有一定关系，为便于设计和调节，将 按式（3）分割，其中， 小为 的最小换热单元；中要确定了 小，即可确定 中和 大。

图1 结构可调式换热器[1]

图2 结构可调式换热器增量式结构

（1）

（2）

（3）

这样，无论换热器面积有多大，只要将 分割成了 小、 中和 大，加上 ，可由5个双位调节阀来控制，利用 小、 中、 中和 大的不同组合，可以灵活地得到不同的可调换热面积。

3 换热器最小换热单元约束条件

结构可调式换热器在进行能量调节时，换热单元阀门的开关，不仅影响空调机组送风温度的变化，而且影响送风含湿量的变化。为保证空调机组在进行能量调节时能够满足室内温湿度控制精度要求， 小的大小必须满足最小换热单元 小的变化而引起室内温湿度的变化应小于等于室内温湿度控制精度要求，因此， 小的约束条件如式（4）所示，其中，Δtr为调节最小换热单元所引起的室温变化，即室温偏差，℃；tr为室内温度，℃；trg为室温设定值，℃；δt为室温控制精度，℃；Δφr为调节最小换热单元所引起的室内相对湿度室温变化，即相对湿度偏差，℃；φr为相对湿度；φrg为相对湿度设定值，%，δφ为相对湿度控制精度，%。

（4）

室内温湿度的变化与房间动态负荷、送风参数和排风状况等因素有关，而送风参数又与新风比、空调机组换热量及加湿量（冬季）等因素有关，因此，要使最小换热单元满足式（4）的要求，必须分析整个空调系统的动态特性。

4 换热器最小换热单元的确定

4．1送风温度数学模型的建立

图3为一次回风集中空调系统示意图，其中，N、W为室内外空气状态，H为新回风混合状态，L为机器露点，O为送风状态，ε为室内热湿比，l为最小换热单元 小，2为风机混合段，3为新风和回风混合段。仅讨论 小阀门开关引起的室内室内空气状态变化。

为便于计算，假设：空调系统各部个（如风机、换热器等）能够满足空调设计工况要求；风管道能量损失很小，忽略不计；不计房间气流组织及漏风影响；空调机组内不同断面处的迎面风速相同；开关结构可调式换热器任一换热单元上阀门时，该单元换热量为0，且不影响其他单元换热量大小。

以空调房间为研究对象，由能量守恒定律可知：

房间内显热量的变化=流入房间的显热量+房间内部显热量-流出房间的显热量

（5）

（1）房间内显热量的变化量

当室内温度tr( )发生变化时，将引起房间内显热量的变化量如式（6）所示（以差分格式表示），其中，Qr为室内显热量，kW； 为时间变量，s；ρr为室内空气密度，kg/m3；Cp为空气的定压比热，kJ/kg·℃；Vr为空调房间的容积，m3；T为采样周期，s。

（6）

（2）流入空调房间的显热量

流入空调房间的显热量主要是送风带入的热量，如式（7）所示，其中，QO为送风带入的显热量，kW；ρO为送风密度，kg/m3；G为送风量，m3/s；tO为送风温度，℃ 。

（7）

（3）房间内部产生的显热量

房间内部显热量主要有两种，一是由传热进入房间所形成的瞬时显冷负荷，用QL（ ）表示，单位kW，QL（ ）已知[3]；一是由蓄热进入房间所形成的瞬时蓄热冷负荷，用QSL（ ）表示，单位kW，QSL（ ）的计算如式（8）所示[4]，其中，Wz（j）为室温变化（室温对设定值的偏差）所引起的除热权系数，kW/℃，其意义是指当室温在 =0时刻高于设定值1℃时，在 =jT时刻的除热量，Wz（j）已知[3]；K为由于室温变化Δtr而对送风负荷的修整系数，如式（9）所示。

（8）

（9）

（4）流出空调房间的显热量

流出房间的显热量主要是空调房间排风和回风带走的热量，如式（10）所示，其中，QE为排风和回风带走的显热量，kW。

（10）

不计温度对空气密度的影响，即 。将式（6）～（10）代入式（5），可得

（11）

由上式可知，送风温度不仅与当前时刻的室温变化、房间容积、送风量、显冷负荷有关，而且与从空调系统开始运行起到当前前一时刻的室温变化、系统降热特性有关，还与采样周期有关。为了简化计算，假设在换热器最小换热单元阀门调节之前，室内温度完全满足控制精度要求，即

（12）

于是，式（11）可以简化为

（13）

根据式（4）可计算出满足室内温度控制精度要求的室温变化Δtr（ ），进而由式(13)即可计算出所要求的送风温度tO（ ）。

4．2 送风含湿量数学模型的建立

空调房间含湿量的变化规律通过房间的潜热量来描述。设空调房间没有自由水面，则由能量守恒定律可知

房间潜热量的增量=流入房间的潜热量+房间产生的潜热量-流出的潜热量

（14）

（1）房间潜热增量

（15）

其中，Qq为室内潜热量，kW；dr为室内空气含湿量，kg/kg干空气。

（2）流入空调房间的潜热量

（16）

其中， 为送风带入的潜热，kW；dO为送风含湿量，kg/kg干空气；r为水的汽化潜热，kJ/kg。

（3）房间内部的潜热量主要是房间潜热负荷，用QLq（ ）表示，单位kW，QLq（ ）已知[3]。

（4）流出空调房间的潜热量

（17）

其中，QEq为排风和回风带走的潜热量，kW。

同样不计温度对空气密度的影响，将式（15）～（17）代入式（14），可得

（18）

其中，Δdr（ ）为 为时刻室内含湿量变化，kg/kg干，如式（19）所示；drg为含湿量设定值，kg/kg干空气。

（19）

同样为简化计算，假设 ，则式（5-29）为

（20）

根据式（4）可计算出满足室内相对湿度控制精度要求的相对湿度变化Δφr（ ），根据式（21）即可得到相应的Δdr（ ），进而由式（20）即可计算出所要求的送负温度ΔdO（ ）。

（21）

其中，Pq，b为tr下湿空气的饱和水蒸气分压力，Pa；Ba为当地大气压力，Pa。

4．3 送风焓值数学模型的建立

将式（13）和式（20）代入式（22）即可计算出送风焓值。

（22）

其中，hO（ ）为送风焓值，kJ/kg干空气。

这样，根据式（22）即可计算出满足室内温温度控制精度要求的送风焓值hO（ ）。

4．4 最小换热单元迎风面积的确定

满足室内温湿度控制精度要求的送风焓值hO（ ）是换热器最小换热单元上阀门开关后旁通空气和冷却减湿空气相混合的结果，以图3中的风机混合段为研究对象，则有式（23）和式（24）存在。

（23）

G=GH+GL

（24）

其中，ρH和ρL分别为混合点H和机器露点L处的空气密度，kg/m3；GH和GL分别为旁通风量和冷却减湿处理风量，m3/s；hH和hL分别混合点H和机器露点L处的空气焓值，kJ/kg干空气。

不计空气密度的变化，由式（23）和（24）可得

（25）

又

（26）

其中，Vy为换热器迎面风速，m/s；Fy小和Fy分别为最小换热单元和整台换热器的迎风面积，m2。故有

（27）

在式（27）中，hO可由式（22）计算；hL可取设计工况下机器露点焓值，已知；Fy已知；只有hH为未知，下面就来计算hH。

以新风和回风混合段为研究对象，则有

（28）

G=GN+GW

（29）

其中，ρW为室外新风密度，kg/m3；GN和GW分别为回风量和新风量，m3/s；hN和hW分别室内和室外的空气焓值，kJ/kg干空气。

设新风比为m，则

（30）

不计空气密度的变化，由式（28）～（30）可得

（31）

这样，将式（31）代入式（27）即可计算出最小换热单元的迎风面积Fy小。

4．5 最小换热单元换热面积的确定

为确定是小换热单元 小的换热面积F小，必须考察结构可调式换热器的几何结构。图4为换热器几何结构示意图，其中，A、B和H分别为换热器的长、宽和高，m。设换热器在气流方向上单排热面积为Fdp，单排管高度为Hdp，要确定F小，实际上确定F小中包含Fdp的个数n小，即

（30）

又

（31）

故有

（32）

将式（32）代入式（30）可得

（33）

这样，由式（33）即可计算出满足室内温湿度控制精度要求的最小换热单元的换热面积F小，实际上，式（32）更为有用，即只要知道单排管高度Fdp和n小，即可知道最小换热单元迎风面高度H小，如式（34）所示，由式（3）即可得到的 中和 大的迎风高度H中和H大，如式（35）所示，由此即可将整台换热器"H小、H中、H中、H大"形式实现增量式划分。

（34）

（35）

5 增量型结构可调式换热器设计方法

根据上述换热器最小换热单元确定方法，增量型结构可调式换热器的设计与建筑物的动态负荷、设计负荷、建筑物空间大小、室外气象条件、空调系统运行方式、换热器几何特性等因素有关，其基本设计步骤如下。

（1）计算建筑物动态空调负荷，确定空调方案，确定设计负荷；

（2）确定结构柯调式换热器的型号，包括换热面积、几何尺寸、单排管面积、单排管高度等；

（3）确定空调室内湿湿度控制精度，计算为满足室内温湿度控制精度要求的送风状态参数；

（4）计算换热器最小换热单元迎风面积，计算最小换热单元迎风面高度；

（5）确定增量型结构可调式换热器的分割结构；

（6）为各换热单元选择双位调节阀，完成整台换热器设计。

上述过程可开发专用计算机软件来实现。

6 结论

空调房间室内外负荷的变化将导致室内温湿度围绕其设定值上下波动，即产生Δtr和Δφr，空调的目的就是消除室内的Δtr和Δφr，使温湿度满足控制精度要求。本文综合考虑室内温湿度的变化、空调负荷特性、建筑物空间大小、空调系统运行方式和室外气象条件等多种因素，提出了既适于模糊控制，又能够满足室内温湿度控制精度要求的结构可调式换热器最小换热单元确定方法，并提出了结构可调式换热器增量式调节结构及其设计方法。该方法似乎很复杂，既要考虑空调负荷特性，又要考虑其运行方式等多种因素。事实上，一个既有高精度控制功能、又具有较好节能效果的空调系统设计本身，就不是空调系统和控制系统简单的叠加，而是基于空调系统和建筑热工系统动态特性的系统化设计过程，亦即空调系统动态设计过程，只有这样，才能真正实现建筑热工系统、空调系统和控制系统三者有机地统一，才能真正实现空调系统高精度节能运行。正是基于这一思想，才有本文的研究结果，目前，已经加工出增量型结构可调式换热器及换热结构可调式空调机组。

通过本文的分析，可以得到以下结论：

（1）增量型结构可调式换热器结构合理，符合实际控制动作要求，其模糊分割适于实现模糊控制，适于实现相关空调设备的机电一体化；

（2）基于空调房间温湿度控制精度要求的结构可调式换热器最小换热单元能够满足空调系统控制要求，其设计思想体现了建筑热工系统、空调系统和控制系统三者有机的统一；

（3）基于空调房间负荷特性的结构可调式换热器最小换热单元确定方法为该换热器的设计提供了理论基础，为开发换热结构可调式空调机组设计计算软件提供了合理的计算依据。

参考文献

1 张吉礼，孙德兴，欧进萍，结构可调式换热器设计原理及其特性分析[J]，暖通空调，1999，29（4）：37～39

2 张吉礼，模糊控制理论研究与智能控制空调机组的开发[D]，哈尔滨：哈尔滨工业大学博士后研究工作报告，2001

温度变化和热量的关系篇6

关键词：R410A机组；变进水温度；制冷和制热；客观规律

1 概述

现阶段来看，我国国内的空调机组超过80%使用的制冷剂是R22.我国是一个发展中国家，使用R22制冷剂是一种非常普遍的现象，但是，由于R22的使用会损耗巨大的能量，因此在2033年将会停止使用R22制冷剂。随着人们对臭氧层的保护意识越为强烈，对R22制冷剂的替代品研究开始越来越受到人们的关注[1]。

2 R410A与R22的热力特性对比

R410A与R22相比，R410A具有更显著地流动特性和热传递特性。R22的相对分子量为86.5，沸点为零下40.8°C，25°C蒸汽压力为1.04MPa，25°C饱和液体密度为1.194kg/m3，25°C饱和蒸气密度为44.4kg/m3，临界温度为96.1°C，临界压力为4.98MPa，温度滑移为0°C，毒性低且无可燃性；R410A的相对分子量为72.6，沸点为零下52.7°C，25°C蒸汽压力为1.65MPa，25°C饱和液体密度为1.064kg/m3，25°C饱和蒸气密度为64.5kg/m3，临界温度为72.5°C，临界压力为4.95MPa，温度滑移为0.1°C，毒性低且无可燃性。从热力学角度来看，R410A的蒸气密度比R22高出42%，运行压力比R22高出59%左右。从上述研究数据不难看出，R410A具有纯制冷剂的所有特点，能够像纯制冷剂一样有方便使用的特点。在沸点结构方面，R410A的标准沸点比较低，R410A系统的稳定性比较好且溶油性好，对于风冷热泵冷水系统而言，R410A比起R22更适用于出水温度比较高的系统中[2]。

3 试验系统及样机

R410A系统主要包括以下几个方面：（1）风冷冷水机组；（2）恒

温水箱；（3）测试环境间；（4）被试机组；（5）低温空气处理机；（6）常温空气处理机；（7）取样装置；（8）压缩冷凝机组；（9）风柜等。R410A在上述实验系统中进行相关运作，环境之间的湿度与温度等均由低温空气处理机组进行调节，常温空气处理机组承担1°C以上的温度和湿度调节，恒温水箱承担水系统的温度与流量[3]。环境与环境之间的湿度与温度控制精确度需要达到GB/T18430所规定的相关标准，测试仪表的精确测量度应该达到以下标准要求：（1）环境间进口干

球温度在0.1°C左右；（2）环境间进口湿球温度在0.1°C左右；（3）水流量仪表精度在1%；（4）电网频率在0.5%。为了进行R410A水机组变环境温度运行特性分析，设计实验样机。样机主要元件构成有以下几种：（1）风侧换热器；（2）节流机构；（3）储液器；（4）水侧热换器；（5）四通换向阀；（6）涡旋压缩机；（7）气液分离器等。为了能够全面掌握被试机组的运行特点，沿着系统流程布置了10个压力与测试点。此种测试点不仅仅反映出了热量和输入功率，还能够反映出吸排气压力和吸排气温度等机组运行的微观特征参数[4]。

4 试验结果及分析

在变环境温度下，R410A风冷热泵系统热水机组的实验性能分别为：（1）7°C；（2）3°C；（3）0°C；（4）-3°C；（5）-6°C；（6）-10°C。当环境温度达到设定要求之后要求R410A机组运行稳定之后记录测试数据，对于每一次测试工况，详细记录平均测量数值。当干球温度为7°C、湿球温度为6°C时，将随着环境温度的变化而变化。当环境温度为零下10°C时，制热量为实际工况下的48%[5]。

4.1 制热量、制冷量和输入功率随进水温度的变化

制热量、制冷量和输入功率相对于制冷工况进水（23°C）和制热工况进水（15°C）的百分比随着进水温度的变化而变化。在制热工况之下，制热量随着进水温度的升高而升高，变化速度也越来越快。输入功率随着进水温度的升高而增大，制热量是名义工况的85%，输入功率是名义工况上的90%。制冷工况下，制冷量随着进水温度的升高反而降低，输入功率随着进水温度的升高而变化更快。当进水温度为35°C时，制冷量是名义工况上的82%，输入功率是名义工况上的120%。

4.2 COP和EER随进水温度的变化

R410A机组能效相对于制冷工况进水24°C且制热工况进水15°C下COP和EER百分值随着进水温度变化而变化[6]。在制冷工况下，随着进水温度的升高，机组COP和EER比值呈直线下降发展趋势。进水温度变化对制冷COP的影响比EER更大。在制热工况下，EER上升趋势显著；在制冷工况下，COP下降趋势显著。从上述研究数据不难看出，制冷工况下R410A机组性能受到进水温度的影响比较大。进一步说明，地源热泵空调机埋管系统不够合理势必会耗损更多能量，对制冷运行系统更为显著。

4.3 排气和吸气压力及压力比随进水温度的变化

制热系统工况下，随着进水温度的升高，R410A机组的吸气压力和排气压力显著上升，吸气压力上升速度更快，因此压力比下降趋势明显。进水温度为7°C时，R410A机组压力比为3.21；进水温度为20°C时，R410A机组压力比为2.82。上述压力比值的下降，其主要原因是COP值升高。

4.4 吸气和排气温度随进水温度的变化

制冷系统吸排气温度也随着水温度的变化而变化。在制热工况下，吸气温度和排气温度均因进水温度的升高而升高，当进水温度为20°C时，排气温度达到76.3°C。随着进水温度的逐步提高，压缩机吸入口温度和压力逐步增大，从而能够使得制热量显著增加；制冷工况下，吸气温度随着水温升高的变化不够明显，排气温度反而升高的更为明显。

5 结束语

R410A是一种新型的环保制冷剂，R410A在空调机组运用中是一项非常重要的环节。相关研究人士称R410A的换热性能相对而言比较好，实际应用价值也比较高。

参考文献

[1]陈剑波，闵矿伟，潘际淼，等.R410A水源热泵空调机组变进水温度运行特性分析[J].流体机械，2011，39（3）：52-57.

[2]李丽芬，洪丽娟.低内压比涡旋式R410A压缩机在屋顶机的应用[J].制冷与空调，2015，15（2）：79-81，68.

[3]于文远，李征涛，陈阿勇，等.R32在带经济器的风冷冷热水机组的试验研究[J].流体机械，2014，10（7）：65-68.

[4]陈政文，王娜娜，胡文举，等.R32、R22、R410A风冷空调机性能实验研究[J].低温建筑技术，2012，34（11）：120-122.

温度变化和热量的关系篇7

【关键词】准谐近似；PbTe；热力学性质

0 引言

碲化铅是窄能隙半导体材料，广泛应用于红外探测、激光二极管、热电材料等领域。碲化铅高压下的结构相变、电子禁带宽度以及低温下的铁电行为是人们目前关注的焦点。碲化铅具有优异的光学以及电输运性质，在高温下具有较小的热导率，碲化铅这些独特的电子以及热输运性质使它成为现实中广泛应用的热电材料。

热电材料广泛应用在加热和冷却和发电方面，热电材料具有自己独特的一面，如无噪音和振动，无有害排放和高可靠性。热电效率的参数由热电优值ZT确定，ZT=σS T/（к +к ），其中T， S，σ，к ，к 分别为温度、赛贝克系数、电导率、晶格热导率、电子热导率。通过提高功率因子（σS ）以及降低晶格热导率可以提高热电优值，提高功率因子可以通过掺杂改变载流子浓度以及利用量子化效应实现，而降低晶格的热导率可以功过增强声子散射实现。最近Hsu等报道了AgPbmSbTe2+m系列化合物具有优异的热电性质，在温度为800K时，AgPbmSbTe2+m（m=18）ZT≈2.2，比n型的碲化铅ZT≈0.8以及Sb2Te3-PbTe合金的ZT≈1.16大得多。Poudeu等制备了一系列的Pb9.6Sb0.2Te10-xSex化合物，实验发现， 纳米结构的Se将增大声子的散射，测得的温度为650K时的热电优值为1.2。Androulakis报道了纳米结构的（PbTe）1-x（PbS）x 和 （Pb0.95Sn0.05Te）1-x（PbS）x， 它们具有较大的电子迁移率以及较低的晶格热导率，温度为642K时的最大热电优值为1.50。在碲化铅掺杂金属铊后热电优值将提高为两倍，ZT≈1.5。

理论研究方面，人们研究了碲化铅的几何结构以及电子结构， 大部分的工作是关于碲化铅的电子结构、能带结构以及电子输运性质。实验上通过非弹性中子散射测量了碲化铅的声子谱，最初理论模拟碲化铅的声子谱使用的半经验的壳模型，计算显示碲化铅的声子谱表现出反常的行为，布里渊区中心的横光学支表现出强的软模行为以及在纵光学支附近出现dip。横光学支表现出强的软模行为是由于碲化铅的类铁电行为的特征而引起的， 对于纵光学支附近出现的dip，Cowley和Dolling认为是由于晶体中的自由载流子屏蔽而引起的，Upadhyaya将自由载流子掺杂项引入半经典的声子谱计算，Maksimenko 和 Mishchenko 解释纵光学支dip是由于偶极子的pseudo-Jahn-Teller引起的。最近，人们研究了碲化铅的晶格动力学以及热力学函数，An等研究了碲化铅在高压下纵光学软模变化的规律。

本文研究了碲化铅常压相的热力学函数，运用准谐模型计算了碲化铅常压碲化铅的定容热容量、德拜温度、热膨胀系数、格林爱森参数， 为进一步研究碲化铅的晶格热导率奠定基础。

1 计算方法

运用基于密度泛函理论的CASTEP程序，选取的交换相关势为基于广义梯度近似的WC（Wu-Cohen，2006）形式，对碲化铅的B1结构采用的平面波截断能为770 eV，采用的Monkhorst-Pack K点网格为7×7×7。

根据热力学理论，处于温度为T，静水压为P的固体，它的平衡态是使得非平衡吉布斯函数取最小值的状态，体系的非平衡吉布斯函数可以表示为与固体的内坐标参数有关的形式：

2 计算结果

图1给出了碲化铅不同温度下状态方程、体弹模量B、体弹模量对压强的一阶导数B’随压强变化的规律，从图中可以看出，随着压强的增大，碲化铅的体积在不同温度下逐渐减小，高温下体积随压强的变化相对缓慢。体弹模量B随着压强的增大逐渐增大，高温下体弹模量变化相对较慢。体弹模量对压强的一阶导数B’在不同压强下随着温度的增加而减小。

图1 状态方程

定容热容量随温度变化的曲线在图2中给出，从图中可以看出，定容热容量随温度变化的曲线符合德拜模型，在高温下接近DulongPetit极限，表明此时所有的声子都处于热激发状态。不同温度下定容热容量随压强变化的曲线见图2， 不同温度下的定容热容量随着压强的增大而线性减小，不同压强下高温下的定容热容量较大。图3给出了不同温度下德拜温度随压强变化的曲线，不同温度下德拜温度随压强增大而增大，不同压强下低温下的德拜温度较大。

图2 定容热容量

图3 德拜温度

基于德拜准谐近似，考虑非谐效应，可以计算出热胀系数，不同压强下热胀系数α随温度变化的曲线在图4中给出，在不同的压强下，热胀系数随温度的增大而增大。在不同的温度下，热胀系数随压强的增大而减小。

格林爱森参数用来表征振动晶格的非谐效应，表征德拜温度随温度变化。格林爱森参数可以预测材料的非谐性质，如：热胀系数、声子频率随温度的变化、声子线宽度。低温下，低频纵模声子对格林爱森参数贡献最大。格林爱森参数随压强变化的规律见图5，从图中可以看出，格林爱森参数随压强的增大而迅速减少，不同温度下的格林爱森参数变化较小。

图4 热胀系数

图5 格林爱森参数

3 结论

用德拜准谐模型研究了碲化铅的热力学性质，计算了压强在0-6 GPa 温度在0-1000 K范围内的碲化铅德拜温度？专D、定容热容CV、热膨胀系数α以及格林爱森参数γ，不同温度下德拜温度随压强增大而增大，不同压强下低温下的德拜温度较大；不同温度下的定容热容量随着压强的增大而线性减小，不同压强下高温下的定容热容量较大；在不同的压强下，热胀系数随温度的增大而增大，在不同的温度下，热胀系数随压强的增大而减小；格林爱森参数随压强的增大而迅速减少，不同温度下的格林爱森参数变化较小。

【参考文献】

温度变化和热量的关系篇8

关键词：散热系数；计算机拟合；相关性分析

DOI：10.16640/ki.37-1222/t.2017.02.046

工程上十分频繁地遇到借由流体的宏观运动将热量传给物体表面亦或是从物体表面将热量传给流体的过程。显而易见物体的自身性质如密度、比热容、重度以及体积还有周围的环境都会影响物体与周围环境的热量的交换。了解与测定并分析在一定环境条件下的物体不同的物理性质下的散热系数具有重要的实际意义。本文先进行金属球散热系数公式的推导，再根据推导公式由实验数据进行计算机拟合分析，最后根据散热系数拟合结果进行散热系数与金属球的物理性质如密度、比热容、重度以及体积的相关性分析，得出金属球的散热系数与金属的其他参量间的关系。

1 实验目的

（1）众所周知，内能的概念是物理学中用以描述宏观连续介质的状态参量，由于这一概念直接与构成物质的分子运动有关。所以研究物质的内能在各种情景下的变化情况就是研究构成物质的分子的微观运动是如何在宏观过程中体现出来的。

（2）散热过程就是其中十分典型的情景，也是本实验的对象。

（3）通过实验测定金属球的问题随时间变化的规律，收集试验数据，进行计算机拟合分析。

（4）本实验通过将金属球的散热系数与其宏观参量之间的联系，建立一种散热过程的微观图景，通过相关性分析，得出金属球的散热系数与金属的其他参量间的关系。

2 原理

散热过程是流体相对于固体表面作宏观运动时，引起的微团尺度上的热量传递过程。事实上，它必然伴随有流体微团间以及与固体壁面间的接触导热，因而是微观分子热传导和宏观微团热对流两者的综合过程。具有宏观尺度上的运动是热对流的实质。本文从微积分的角度，定义时间微元，建立从到这一无穷短的时间间隔内，物体热量的散失与热量传播之间的微观联系，再把时间积分，经过一系列数学运算，得到某一瞬时金属球的温度关于时间的函数。

考虑这样一个金属球，其参量如下：

（1）半径R

（2）密度ρ

（3）比热容c

（4）温度T（本文假设金属球温度全球分布均匀）

将其放置于均匀的无流动的，热容无穷大的液体之中，液体温度恒为（）。

假定最初接触时刻为零时刻。

假设时刻，球温度降为（），则时刻，球体温度降为（）在这一过程微元中，热量的传播速率近似相等。在任一ti时刻，金属球的散热功率

3 实验方法

3.1 金属球的参数

将金属球各参数列表示出，见表1。

3.2 试验方法

实验中的小球，有铜球，铁球，钢球三种，将三种小球分别放入温度恒为的恒温水箱内，放置一段时间后，待小球温度达到后，平稳放入温度为的另一恒温水箱中，全过程保证金属球球不接触容器壁。之后利用铂电阻温度计，测量温度随时间的变化，以时间步长为1s记录小球温度随时间的变化。

测得一系列试验数据之后，利用计算机对实验数据进行拟合，拟合函数假定为 ：

4 数据分析和处理

4.1 实验数据

4.2 相关性分析

相关性分析是考察两个变量之间线性关系的一种统计分析方法。更精确地说，当一个变量发生变化时，另一个变量如何变化，此时就需要通过计算相关系数来做深入的定量考察。

样本相关系数的定义公式是：

上式中，和分别是X和Y的样本平均数。样本相关系数是根据样本观测值计算的，抽取的样本不同，其具体的数值也会有所差异。容易证明，样本相关系数是总体相关系数的一致估计量[1]。

相关系数的特点：（1）r的取值介于-1与1之间，r的取值范围是[-1，1]。（2）在大多数情况下，0

（3）如果|r|=1，则表明x与y完全线性相关，当r=1时，称为完全正相关，而r=-1时，称为完全负相关。（4）r是对变量之间线性相关关系的度量。r=0只是表明两个变量之间不存在线性关系，它并不意味着x与y之间不存在其他类型的关系。

运用matlab中xcorr函数进行相关性分析，得出：

散热系数 与金属球密度之间相关系数为：0.991179

散热系数 与金属球比热之间相关系数为：-0.90487

散热系数 与金属球半径之间相关系数为：-0.97785

相关性分析：

（1）散热系数与金属球密度之间相关系数0.991179，意味着散热系数与金属球密度近似为正线性相关。从微观的角度来说，金属球的密度越大，则金属球单位体积内分子数就越多，当外界环境温度低于或高于金属球时，就意味着在单位时间内可以有更多的金属原子通过相互之间的碰撞传递热量，从而散热系数也就越大。（2）散热系数 与金属球比热之间相关系数-0.90487，意味着散热系数与金属球比热相关程度为负，即意味着随金属球比热增加散热系数减少。从宏观角度来看，金属球比热增加意味着金属球每单位体积吸收（或发散）一定热量的能力增大，即需要升高（或降低）需要吸收（或发散）更多的热量，从而会导致散热系数的减少。（3）散热系数 与金属球半径之间相关系数为-0.97785，意味着散热系数与金属球半径近似为负线性相关。从相对表面积的角度可以很好的解释：

即随着半径的增加，金属球的相对表面积减小，两个变量成反比，而金属的散热能力随其比表面积的增大而增大，所以散热系数与金属球密度近似为负线性相关。

5 误差分析

（1）系统误差：本实验中系统误差的来源有：

a）在定义式中，我认为散热系数与温差的一次方成正比，这个规律一旦出错，就是原则性的。在温度较高的情况下，这一假设不成立的可能是存在的。b）原则上我在计算时假定液体是热容无穷大的液体，不会因吸热而升温，这当然可以通过在实验中选用比热容远远大于金属球的液体来实现。（液体的温度变化与金属球相比微不足道）但其近似性不容忽视。c）实验原理推导假设金属球温度全球均匀分布，这违背了事实，在小球半径小的时候近似程度高，但对实验的准确性也有一定的影响。d）相关性分析实验数据较少，分析结果精度较为不足。

（2）偶然误差：本实验对散热系数使用间接测量，直接测量的物理量有金属球温度、金属球半径、时间 ，由于人工读数，本身存在一定偶然误差，再者测量仪器自身由于精度的限制也存在一定偶然误差。

6 结果与结论

6.1 实验结果

6.2 结论

散热系数K与金属球密度之间近似成正线性相关，与金属球比热之间近似成负线性相关，与金属球半径之间近似成负线性相关。

参考文献：

温度变化和热量的关系篇9

关键词：供热系统； 运行调节； 节能；

中图分类号：TE08 文献标识码：A 文章编号：

前言

热能是人类在日常生活和社会生产中需要大量使用的能量，是社会发展的血液，是经济建设的命脉。现今世界能源紧缺，开发新能源，提高能源利用率，已成为各国发展走向世界尖端所必须要解决的问题。集中供热的目的在于维持室内气温适宜，使建筑物得热与失热始终处于平衡，并最大限度地降低热耗。因此，运行期间，随着室外气候因素的改变需适时进行调节，集中供热调节主要有质调节、流量调节、分阶段改变流量的质调节、质量 － 流量调节和间歇调节。单纯的质调节水泵的运行能耗较高; 流量调节运行调节和控制不太容易; 分阶段改变流量的质调节容易引起垂直失调; 间歇调节一般多用作供暖期开始或结束阶段的辅助调节; 质量 － 流量调节则由于流量热负荷的减小而减小，节省了循环水泵能耗，因此应得以推广。

一、集中供热调节的基本原理分析与研究

1、供热调节基本公式如下

式中，为相对供暖热负荷比; G、G' 分别为系统的实际、设计流量; tw为室外温度; tn、t'w分别为供暖室内、室外计算温度; t'g、t'h分别为用户设计供、回水温度; t'g、t'h分别为用户实际供、回水温度; b 为与散热器种类有关的实验常数; 为相对流量比。以上公式是供热调节的基本公式。式中分母的数值均为设计工况下的已知参数。如果室外温度 tw不变，则应有 tg、th、和四个未知值。只要引进一个补充条件与公式联立，就能求出四个未知值的解

2、网路输送能耗公式。供热调节的主要原则是在保证网路供热量一定及运行稳定状态下，网路的输送能耗最少。网路输送能耗主要由水泵运行功率决定，其计算公式如下

式中，N 为实际工况下循环水泵的电耗功率; L 为设计工况下热网体积流量; H 为设计工况下的系统压力损失; ρ 为水的密度; 为相对流量比; η 为循环水泵效率。由以上公式可以看出水泵的电耗功率与相对流量比 的三次方成正比，因此流量的变化是影响输送能耗的主要因素。

二、供热调节方式分析与研究

目前集中供热调节的方式主要有以下几种: 质调节、流量调节、分阶段改变流量的质调节、质量 － 流量调节和间歇调节。

1、质调节。质调节即只改变供暖系统的供水温度，不改变用户的循环水量。将补充条件 = 1 代入第一个公式中 ，即可得出质调节供、回水温度的计算公式。

式中，Δt's= 0. 5( t'g+ t'h－ 2tn) 为用户散热器的设计平均计算温差; Δt'J= t'g－ t'h为用户的设计供、回水温差; τg为网路的供水温度; τh为网路的回水温度。质调节只改变网路的供水温度而网路的循环水量不变，因此运行操作简便，网路的水力工况稳定。但由于网路循环水量 G 总保持不变，消耗电能较多。同时，室外温度较高时，连接多种热用户的热水系统，如仍按质调节供热，将难以满足其他热负荷的要求，此时就不能采取质调节方式，可以采用其他调节方式进行供热调节。

2、流量调节。流量调节即保持管网的供水温度不变只改变循环水量。当室外温度升高时，循环水量 G 降低，根据第二个公式 ，水泵的传输能耗会降低，达到了节能降耗的目的。但室外温度的升高会引起网路水流量减少过多，供暖系统将产生较严重的垂直失调。由于这种垂直失调难以控制与管理，故流量调节一般用来对局部供暖系统作辅调节。具相关研究表明热源采用质调节与量调节相结合的综合调节运行方案，其节能效果显著。

3、质量 － 流量调节。质量 － 流量调节，即同时改变供水温度和流量的供热调节方式。随着室外温度的变化，流量的选取是一个优化调节方法的问题。目前采用最多的是使热水网路的流量比等于供暖热负荷之比，即: 再根据热平衡方程式，最终可导出

采用质量 － 流量调节方法，网路的供水温度 tg和流量 G 均随热负荷减少而减小，这样就可以节省循环水泵的电能消耗，达到节能的目的。但是由于流量的变化难以控制，因此在系统中需设置变频水泵和配置相应的自控设施。近年来在我国间接连接供热系统中一次网采用分阶段改变流量的质调节即按室外温度高低将供暖期中分成几个阶段: 在室外温度较高阶段管网保持较小的流量; 在室外温度较低阶段管网保持较大的流量。而在每一个阶段内，均按质调节进行调节，网路流量保持不变。即:

对简单直接连接的供热系统，将以上补充条件代入第一个公式，可求出供、回水温度的计算公式:

从此处可以看出，流量 减少，网路的供水温度 τ1升高、回水温度 τ2降低，供、回水温差将增大。由第二个公式，可以看出该调节方法节能效果显著，因此在区域供热系统中得到广泛应用。但是，该调节方法的应用存在一定的局限性。直接连接的供暖系统采用此方法调节时，如进入供暖系统的流量小于设计流量的 60%，也同样会引起垂直失调。质量 － 流量调节，二次网采用单纯质调节的集中供热调节方法已越来越多地被采用。而当用户及热力站入口有流量控制阀时，全程采用质量 － 流量综合调节方式，在整个阶段，系统的循环水量随供暖热负荷同比减小，调节方便，循环水泵节能率进一步提高。由此可见质量 － 流量调节方法具有巨大的节能空间，宜推广应用。

4、间歇调节。间歇调节即系统的流量和供回水温度变，只减少每天的供暖小时数。通常间歇调节只作为一种辅助的调节措施。当采用间歇调节时，在锅炉压火后，网路循环水泵应继续运转一段时间以保证网路始端和末端的用户通过热介质的时间接近。间歇调节的缺点是室温不恒定，反复启停过程中会造成一定的热量损失，因此该调节方法只在一些小型系统中使用。

三、结语

目前城市集中供热已成为我国北方地区冬季供热的一种主要形式,并且发展较快。城市集中供热系统热能耗费数量很大,品味较低,通常是120℃以下的低位热能,却主要以高品位的一次能源来供应,故具有较大的节能潜力。尤其是在供热系统运行过程中,如何通过实施运行调节,使系统在最优状态下运行,提高供热系统的经济效益和节能水平,是供热领域亟须解决的问题,而与之相关的理论和应用研究已经得到关注。集中供热方式在我国已经普遍应用，与分散供热相比其节能效果显著。对于在用集中供热系统，如果在运行管理中不加以重视，也不会达到理想的节能效果。采取科学合理的调节方法，可以使热用户的散热设备散热量随着热负荷的变化而变化，避免热用户室温过低或过高，实现节能降耗目的。

参考文献

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［4］ 郑瑞芸，姜永成，王昭俊，等 . 集中供热系统适量供热调节技术［J］. 哈尔滨工业大学学报，2009

［5］ 段和国 . 集中供热系统的供热调节［J］. 山西建筑，2010

温度变化和热量的关系篇10

关键词锅炉房/计算机控制/供暖

AbstractDiscussestherequirementsformonitoringandmanagementofthescopesfromboilerhousesforheating,steam-waterandwater-waterheatexchangers,smallscaleheatingnetworkstolargescaledistrictheating,therelatedhardwareconfigurationandtheapproachestorealisetherequiredfunctions.

Keywordscomputercontrol，heating，boiler

5.1供暖热水锅炉房内监测与控制的主要目的应为：

·提高系统的安全性，保证系统能够正常运行；

·全面监测并记录各运行参数，降低运行人员工作量，提高管理水平；

·对燃烧过程和热水循环过程进行有效的控制调节，提高锅炉效率，节省运行能耗，并减少大气污染。

对于热水锅炉，可将被监测控制对象分为燃烧系统和水系统两部分分别进行讨论。整个计算机监测控制管理系统可按图5-1形式由若干台现场控制机（DCU）和一台中央管理机构成。各DCU分别对燃烧系统、水系统进行监测控制，中央管理机则显示并记录这两个系统的在线状态参数，根据供热状态况确定锅炉、循环泵的开启台数，设定供水温度及循环流量，协调各台DCU完成各监测控制管理功能。

5．1．1燃烧系统监测与控制

对于链条式热水锅炉，燃烧过程的控制主要是根据对产热量的要求控制链条速度及进煤挡板高度，根据炉膛内燃烧状况及排烟的含氧量及炉膛内的负压度控制鼓风机、引风机的风量，从而既根据供暖的要求产生热量，又获得较高的燃烧效率。为此需要监测的参数有：

·排烟温度：一般使用铜电阻或热电偶来测量；再配之以相应的温度变送器，即可产生4～20mA或0～10mA的电流信号，通过DCU的模拟量输入通道AI即接入计算机。

·排烟含氧量：目前较多采用氧化锆传感器，可以对0.1%～21%范围内的高温气体的含氧量实现较精确的测量，其输出通过变送器后亦可转换为4～20mA或0～10mA电流信号。

·空气预热器出口热风温度：同上述测温方法。

·炉膛、对流受热面进出口、省煤器出口、空气预热器出口、除尘器出口烟气压力：测点可根据具体要求增减，一般采用膜盒式或波纹管式微压差传感器，再通过相应的变送器变为4～20mA或0～10mA电流信号，接入DCU的AI通道。

·一次风、二次风风压，空气预热器前后压差：测量方法同上。

·挡煤板高度测量：通过专门的机械装置将其转换为电阻信号，再变成标准电流信号，送入DCU的AI通道。

·供水温度及产热量：由水系统的DCU测出后通过通讯系统送来。

燃烧系统需要控制调节的装置为：

·炉排速度：由可控硅调压，改变直流电机转速

·挡煤板高度：控制电机正反转，通过机械装置带动挡板运动

·鼓风机风量：调鼓风机各风室风阀或通过变频器调风机转速

·引风机风量：调引风机风阀或通过变频器高风机转速

为了监测上述调节装置是否正常动作，还应配置适当的手段测试上述调节装置的实际状态。炉排速度和挡煤板高度可通过适当的机械机构结合霍尔元件等位置探测传感器来实现，风机风量的调节则可以通过风阀的阀位反馈信号或变频器的频率输出信号得到。

燃烧过程的控制调节主要包括事故下的保护，启停过程控制，正常的燃烧过程调节三部分。

·事故保护：这主要是由于某种原因造成循环水停止或循环量过小，以及锅炉内水温太高，出现汽化。此时最重要的是恢复水的循环，同时制止炉膛内的燃烧。这就需要停止给煤，停止炉排运行。停止鼓风机，引风机。DCU接收水温超高的信号后，就应立即进入事故处理程序，按照上述顺序停止锅炉运行，并响铃报警，通知运行管理人员，必要时还可通过手动补入冷水排除热水，进行锅炉降温。

启停控制：启动点火一般都是人工手动进行，但对于间歇运行的锅炉，封火暂停机和再次启动的过程则可以由DCU控制自动进行。封火过程为逐渐停止炉排运动，停掉鼓风机，然后停止引风机。重新启动的过程则是开启引风机，慢慢开大鼓风机，随炉温升高慢慢加大炉排进行速度。

正常运行调节：正常运行时的调节主要是使锅炉出口水温度维持在要求的设定值，同时达到高燃烧效率，低排烟温度，并使炉膛内保持负压。这时作为参照的测量参数有炉膛内的温度分布、压力分布、排烟含水量氧量等。锅炉的给煤量可以通过炉排速度和挡煤板高度（即煤层厚度）确定，鼓风机则可以根据空气预热器进出口空气的压差判断其相对的变化，此时可以调整控制量有炉排速度、煤层厚度（调整挡煤矿板高度）、鼓风机转速、各风室风阀、引风机转速或风阀。上述各调节手段与各可参照的测量参数都不是单一的对应关系，因此很难用如PID算法之类的简单控制调节算法。目前，控制调节效果较好的大都采用"模糊控制"方法或"规则控制"法，都是根据大量的人工调节运行经验而总结出的调节运行方法。

当燃烧充分时，锅炉的出力主要取决于燃煤量，因此锅炉出口水温的控制主要靠炉排速度及煤层厚度来调节，煤层厚度与煤种有很大关系，炉膛内燃烧状况可以通过炉膛内温度分布及煤层风阻来确定。燃烧充分时炉膛内中部温度最高，炉排尾部距挡渣器前煤已燃尽，温度降低。鼓风机则应根据进煤量的增减而增减送风量，同时通过观测排烟的含氧量最终确定风量是否适宜。引风机则可根据炉膛内负压状态决定运行状态，维持炉内微负压，从而既保证煤的充分燃烧，又不会使烟气和火焰外溢。根据如上分析，可采用如下调节规则：

每h一次，根据炉膛内温度分布调整煤层厚度及炉排速度，最高温度点后移，则将炉排速度降低5%，同时将挡煤板提高5%，当最高温度点前移时，则将炉排速度提高5%，同时将挡煤板降低5%。

每2h一次：若出水温度高于设定值2℃以上，则将炉排速度降低5%，若出水温度低于设定值2℃以上，则将炉排速度加大5%，加大和减小炉排速度的同时，还要相应地将鼓风机转速开大或减小。当采用风阀调整鼓风量时，则调整风阀，观察空气预热器前后压差使此压差增大或减少10%。

每15min一次：若排烟含氧量高于高定值，则适当减少鼓风同风量（降低转速或关小风阀），若低于高定值，则增加鼓风机风量。

每15min一次：若炉膛负压值偏小（或变为正压），加大引风机转速或开大风阀，若负压值偏大，则降低引风机风量。

以上调节规则中，所谓"合理的炉膛温度分布"取决于锅炉形式及测温传感器安装位置，需通过具体运行实测分析后，给出"合理"，"最高温度前移"，"最高温度后移"的判据，然后将其再写入DCU控制逻辑中。同样，排烟含氧量的设定值，含氧量出现偏差时对鼓风机风量的修正等参数也需要在锅炉试运行后，根据实际情况摸索，逐步确定。当然这几个修正量参数也可以在运行过程中通过所谓"自学习"的方法得到，在这里不做过多的讨论。

5．1．2锅炉房水系统的监测控制

锅炉房水系统的计算机监测控制系统的主要任务是保证系统的安全性；对运行参数进行计量和统计；根据要求调整运行工况。

·安全性保证：保证主循环泵的正常运行和补水泵的及时补水，使锅炉中循环水不会中断，也不会由于欠压缺水而放空。这是锅炉房安全运行的最主要的保证。

·计量和统计：测定供回水温度和循环水量，以得到实际的供热量；测定补水流量，以得到累计补水量。供热量及补水量是考查锅炉房运行效果的主要参数。

·运行工况调整：根据要求改变循环水泵运行台数或改变循环水泵转速，调整循环流量，以适应供暖负荷的变化，节省运行电费。

图5-2为由2台热水锅炉、4台循环水泵构成的锅炉房水系统示意图。图中还给出建议的测量元件和控制元件。

2台锅炉的热水出口均安装测温点，从而可了解锅炉出力状况。为了了解每台锅炉的流量，最好在每台锅炉入口或出口安装流量计，一般可采用涡街式流量计。涡街式流量计投资较高，可以按照图5-2那样在锅炉入口调节阀后面安装压力传感器，根据测出的压力p3，p4与锅炉出口压力p1之压差，也可以间接得到2台锅炉间的流量比例。2台锅炉入口分别安装电动调节阀来调整流量，可以使在2台锅炉都运行时，流量分配基本一致，而当低负荷工况下1台锅炉停止或封火，循环水泵运行台数也减少时，自动调节流量分配，使运行的锅炉通过总流量的90%以上，封火的锅炉仅通过总流量的5%～10%，仅维持其不至于过热。

图5-2锅炉房水系统原理及其测控点

温度传感器t3，t4，t5和流量传感器F1一起构成对热量的计量。用户侧供暖热量为，GF1cp(t3-t4)，其中GF1为用流量F1测出的流量。锅炉提供的热量则为GF1cp(t3-t5)，二者之差是用于加热补水所需要的热量。长期记录此热量并经常对其作统计分析，与煤耗量比较，既可检查锅炉效率的变化，及时发现锅炉可能出现的问题，与外温变化情况相比较，则又可以了解管网系统的变化及供热系统的变化，从而为科学地管理供暖系统的运行提供依据。

泵1～4为主循环泵。压力传感器p1，p2则观测网路的供回水压力。安装4台泵时的一般视负荷变化情况同时运行2台或3台水泵，留1台或2台备用。用DCU控制和管理这些循环水泵时，如前几讲所述，不仅要能够控制各台泵的启停，同时还应通过测量主接触器的辅助触点状态测出每台泵的开停状态。这样，当发现某台泵由于故障而突然停止运行时，DCU即可立即启动备用泵，避免出现因循环泵故障而使锅炉中循环水停止流动的事故。流量传感器F1也是观察循环水是否正常的重要手段。当外网由于某种原因关闭，尽管循环水泵运行，但流量可以为零或非常小，此时也应立即报警，通过计算机使锅炉自动停止，同时由运行值班人员立即手动开启锅炉的旁通阀V4，恢复锅炉内的水循环。

泵5，6与压力测量装置p2，流量测量装置F2及旁通阀V3构成补水定压系统，当p2压力降低时，开启一台补水泵向系统中补水，待p2升至设定的压力值时，停止补水。为防止管网系统中压力波动太大，当未设膨胀水箱时，还可设置旁通阀V3来维持压力的稳定。长期使一台补水泵运行，通过调整阀门V3来维持压力p2不变。补水泵5，6也是互为备用，因此DCU要测出每台泵的实际启停状态，当发现运行的泵突然停止或需要启动的泵不能启动时，立即启动另一台泵，防止系统因缺水而放空。流量计F2用来计算累计的补水量，它可以是涡街流量计，也可以采用通常的冷水水表，或有电信号输出的水表。

5．1．3锅炉房的中央管理机

如图5-1所示，可采用一台中央管理计算机与各台DCU连接，协调整个锅炉房及热网的运行调节与管理。中央机主要工作任务为：

·通过图形方式显示燃烧系统、水系统及外网系统的运行参数，记录和显示这些参数的长期变化过程，统计分析耗热量、补水量、外温及供回水温度的变化。

·根据外温变化情况，预测负荷的变化，从而确定供热参数，即循环水量及泵的开启台数、供水温度、锅炉运行台数。将这些决定通知相应的DCU产生相应原操作或修改相应的设定值。负荷的预测可以根据测出的以往24h的平均外温w来确定：

(5-1)

式中为Q0设计负荷，t0为设计状态下的室外温度，Q为预测出的负荷。考虑到建筑物和管网系统的热惯性，采用时间序列的方法来预测实际需要的负荷，可能要更准确些。

式（5-1）中的负荷尽管每h计算一次，但由于是取前24h的平均外温，因此它随时间变化很缓慢。每hQ的变化ΔQ仅为：

（5-2）

其中tw,τ-tw,τ-24为两天间同一时刻温度之差，一般不会超过5℃，因此ΔQ的变化总是小于Q的1%，所以不会引起系统的频繁调节。

根据预测的负荷可以确定锅炉的开启台数Nb：Nb≥Q/q0，其中q0为每台锅炉的最大出力。由此还可确定循环水泵的开启台数。

要求的总循环量G=max（Q/(Δt·cp）Cmin)，其中Gmin为不产生垂直失调时要求的最小系统流量，Δt为设定的供回水温差。由于多台泵并联时，总流量并非与开启台数成正比，因此可预先在计算机中预置一个开启台数成正比，因此可预先在计算机中预置一个开启台数与流量的关系对应表，由此可求出要求的运行台数。

·分析判断系统出现的故障并报警。锅炉及锅炉房可能出现的故障及由计算机进行判断的方法为：

--水冷壁管或对流管爆管事故此时补水量迅速增加，炉膛内温度迅速下降，排烟温度下降，炉膛内温度迅速下降，排烟温度下降，炉膛内压力迅速由负压变为正压。

--水侧升温汽化事故此时锅炉热水出口温度迅速提高，接近达到或超过出口压力对应的饱和温度。

--锅炉内压力超压事故测出水侧压力突然升高，超过允许的工作压力；

--管网漏水严重测了水侧压力降低，补水量增大；

--锅炉内水系统循环不良测出总循环水量GF1减少很多，压差p3-p1或p4-p1加大；

--除污器堵塞测出总循环水量GF1减少，当阀门V1、V2全开时压差p3-p2、p4-p2仍偏小，说明压力传感器p2的测点至循环水泵入口间的除污器的堵塞。

--炉排故障测出的炉排运动速度与设定值有较大差别；

--引风机、鼓风机、水泵故障相应的主接触器跳闸，或所测出的空气压差或水循环流量与风机、水泵的设计状况有较大出入。

利用计算机根据上述规则及实测运行参数不断进行分析判断，即可及时发现上述事故或故障，并立即采取报警和停炉等相应的措施，从而防止事故的进一步扩大或故障转化为事故，提高运行管理的安全性。

5．2蒸汽-水和水-水换热站的监测与控制

对于利用大型集中锅炉房或热电厂作为热源，通过换热站向小区供热的系统来说，换热站的作用就同上一节的供暖锅炉房一样，只是用热交换器代替了热水锅炉。

图5-3为蒸汽-水换热站的流程及相应的测控制元件。水侧与图5-2一样，控制泵5、6及阀V2根据p2的压力值补水和定压；启停泵1～4来调整循环水量；由t2，t3及流量测量装置F1来确定实际的供热量。与锅炉房不同的是增加了换热器、凝水泵的控制以及蒸汽的计量。

蒸汽计量可以通过测量蒸汽温度t1、压力p3和流量F3实现，F3可以选取用涡街流量计测量，它测出的为体积流量，通过t1和p3由水蒸气性质表可查出相应状态下水蒸气的比体积ρ，从而由体积流量换算出质量流量。为了能由t和p查出比体积，要求水蒸气为过热蒸汽。为此将减压调节阀移至测量元件的前面，如图5-3中所示，这样即使输送来的蒸汽为饱和蒸汽，经调节阀等焓减压后，也可成为过热蒸汽。

实际上还可以通过测量凝水量来确定蒸汽流量。如果凝水箱中两个液位传感器L1、L2灵敏度较高，则可在L2输出无水信号后，停止凝水排水泵，当L2再次输出有水信号时，计算机开始计时，直到L1发出有水信号时，计时停止，同时启动凝水泵开始排水。从L2输出有水信号至L1开始输出有水信号间的流量可以用重量法准确标定出，从而即可通过DCU对这两个水位计的输出信号得到一段时间内的蒸汽平均质量流量，代替流量计F3，并获得更精确的测量。当然此处要求液位传感器L1、L2具有较高灵敏度。一般如浮球式等机械式液位传感器误差较大，而应采取如电容式等非直接接触的电子类液位传感器。

加热量由蒸汽侧调节阀V1控制。此时V1实际上是控制进入换热器的蒸汽压力，从而决定了冷凝温度，也就确定了传热量。为改善换热器的调节特性，可以根据要求的加热量或出口水温确定进入加热器的蒸汽压力的设定值。调整阀门V1使出口蒸汽压力p3达到这一设定值。与直接根据出口水温调整阀门的方式相比，这种串级调节的方式可获得更好的调节效果。

供水温度t3的设定值，循环泵的开启台数或要求的循环水量的确定，可以同上一节一样，根据前24h的外温平均值查算供热曲线得到要求的供热量，并算出要求的循环水量。供水温度的设定值t3,set可由调整后测出的循环水量G、要求的热量Q及实测回水温度t2确定：

t3,set=t2+Q/（cp·G）

随着供水温度t3的改变，t2也会缓慢变化，从而使要求的供水温度同时相应地改变，以保证供出的热量与要求的热量设定值一致。

对于一次网为热水的水-水换热站，原则上可以按照完全相同的方式进行，如图5-4。取消二次供水侧的流量计F1，仅测量高温热水侧的流量F3，再通过即可和到二次侧的循环水量，一般高温水温差大，流量小，因此将流量计装在高温侧可降低成本。测量高温水侧供回水压力p3、p4可了解高温侧水网的压力分布状况，以指导高温侧水网的调节。

调整电动阀门V1改变高温水进入换热器的流量，即可改变换热量。可以按照前述方法确定二次侧供水温设定值，由V1按此设定值进行调节。在实际工程中，高温水网侧的主要问题是水力失调，由于各支路通过干管彼此相连，一个热力站的调整往往会导致邻近热力站流量的变化。另外，高温水侧管网总的循环水量也很难与各换热站所要求的流量变化相匹配，于是往往造成外温降低时各换热站都将高温侧水阀V1开大，试图增大流量，结果距热源近的换热站流量得到满足，而距热源远的换热站流量反而减少，造成系统严重的区域失调。解决这种问题的方法就是采用全网的集中控制，由管理整个高温水网的中央控制管理计算机统一指定各热力站调节阀V1的阀位或流量，各换热站的DCU则仅是接收通过通讯网送来的关于调整阀门V1的命令，并按此命令进行相应的调整。高温水侧面管网的集中控制调节。将在一下节中详细介绍。

5．3小区热网的监测与调节

小区热网指供暖锅炉房或换热站至各供暖建筑间的管网的监测调节。小区热网的主要问题也是冷热不均，有些建筑或建筑某部分流量偏大，室内过热，而另一些建筑或建筑的另一部分却由于流量不足而偏冷。这样，计算机系统的中心任务就是掌握小区各建筑物的实际供暖状况，并帮助维护人员解决冷热不均问题。

测量各户室温是对供暖效果最直接的观测，但实际系统中尤其是对住宅来说，很难在各房间安装温度传感器。比较现实的方法就是测量回水温度，根据各支路回水温度的差别，就可以估计出各支路所负责建筑平均室温的差别。如果各支路回水温度调整到相同值，就意味着各支路所带散热器的平均温度彼此相同，因此可以认为室温也基本相同。一般住宅的回水温度测点可选在建筑热入口中的回水管上。对于大型建筑，可选在设备夹层中几个主要支路的回水干管上。

要解决冷热不均问题就需要对系统的流量分配进行调整，在各支路上都安装由计算机进行自动调节的电动调节阀成本会很高，同时一旦各支路流量调节均匀，在无局部的特殊变化时，系统应保持冷热均匀的状态，不需要经常调整。因此可以在各支路上安装手动调节阀，通过计算机监测和指导与人工手动调节相配合的方法实现小区供暖系统的调节和管理。为便于人工手动调节，希望各支路的调节阀有较准确的开度指示。目前国内推广建研院空调所等几个单位研究开发流量调配阀，有准确的阀位指示，阀位可锁定，并提供较准确的阀位-阻力特性曲线，采用这种阀门将更易于计算机指导下的人工调节。

根据上述讨论，计算机系统要测出各支路的回水温度，并将其统一送到供暖小区的中央管理计算机中进行显示、记录和分析。测出这些回水温度的方法有如下两种方式：

集中十余个回水温度测点设置1台DCU。此DCU仅需要温度测量输入通道。再通过专门铺设的局部网或通过调制解调器经过电话线与小区的中央管理联接。当这十几个温度相互距离较远时，温度传感器至DCU之间的电缆的铺设有时就有较大困难，温度信号的长线传输亦会有一些干扰等影响。这种方式仅在建筑物较集中、每一组联至一台DCU的测温点相距不太远时适用。

采用内部装有单片机的智能式温度传感器，可以连接通讯网通讯或通过调制解调器搭用电话线连至中央管理计算机。这样，可以在距测点最近的楼道墙壁上挂上一台带有调制解调器的温度变送器，通过一根电缆接至回水管上的温度传感器，再通过一根电缆搭接邻近电话线。目前这类设备每套价格可在1000～1500元人民币之间。如果每1000～3000m2建筑安装一个回水温度测点，则平均每m2供暖建筑投资在0.50～1元间。

小区的中央管理计算机采集到各点的回水温度后，可在屏幕上通过图形方式显示，使运行管理人员对当时的供热状况一目了然。还可根据各支路间回水温度的差别计算各支路阀门需要的调整量。对于一般的带有阀位指示的调节阀，这种分析只能采用某种基于经验的规则判断法，下面为其一例：

找出温度最高的10%支路的平均温度max，温度最低的10%支路和的平均温度min，全网平均回水温度。

若max-min<3℃，不需要再做调节。

若max->2℃，将温度最高的10%支路阀门都关小，与相比温度每高1℃关小3%5～%；

若max-<-2℃，将温度最低的10%支路阀门都开大，与相比温度每高1℃开大3%～5%；

根据上面的分析结果，计算机显示并打印出需要调节的支路及其调节量。运行管理人员根据计算机的输出结果到现场进行手动调节。在供暖初期每3天左右进行一次这种调节。一般经过6～8次即可使一个小区基本实现均匀供热。

采用流量调配阀时可以使调节效率更高，效果更好。此时需要将现场各流量调配阀的实际开度、流量调配阀的开度-阻力特性性能曲线及小区管网的连接关系图输入中央管理计算机，有专门的算法可以根据调整阀门后回水温度的变化情况识别出管网的阻力特性及热用户的热力特性，从而可较准确地给出各流量调本阀需要调整的开度[4]，每次调整后，调整人员需将实际上各调节阀的调整程度输入计算机。计算机进而计算了下一次需要的调整量，像这样一次高速可间隔2～5d。模拟分析与实验结果表明，一般只要进行3～4次调节，即可使各支路的回水温度调整到相互间差值都在3℃以内，实现较好的均匀供热[8]。

目前，许多供热公司和有关管理部门开始提出装设热量计，以按照实际供热量收供暖费，各种采用单片计算机的热量计相应出台。这种热量计多是由一台转子式流量计和两台温度传感器配一台单片计算机构成。转子式流量计每流过一个单元流量即发出一个脉冲，由单片机测出此脉冲，得到流量，再乘以当时测出的供回水温差，即可行到相应的热量，由单片要对此热量值进行累计和其它统计分析就成为热量计。目前的单片机稍加扩充就可以具有通讯功能，通过调制解调器将它与电话线连接，就能实现热量计与小区供暖的中央管理机通讯。这样，不但各用户的用热量能够及时在中央管理机中反映，各用户的回水温度状况还能随时送到中央管理计算机中，从而可以对网的不平衡发问进行分析，给出热网的调节方案。这样，将热量计、通讯网与小区中央管理计算机三者结合，就可以全面实施小区热网的热量计量、统计与管理、运行调节分析三部分功能，较好地解决小区热网的运行、管理与调节。

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5．4热电联产的集中供热网的计算机监控管理

热电联产的集中供热网可以分成两部分：热源至各热力站间的一次网，热力站至各用户建筑的二次网。后者的控制调节已在前几节讨论，本节讨论热源至各热力站间的一次网的监控管理。

一次网有蒸汽网和热水网两种形式，对于蒸汽网，各热力站为前面讨论过的蒸汽-热水换热站，一次网的管理主要是各热力站蒸汽用量的准确计量，这在前面也已讨论。下面主要研究热水网的监测控制调节。

若忽略热网本身的惯性，则系统各时刻和热力站换热量之和总是等于热源供出的总热量，此外各热力站一次网循环水量之和又总是等于热源循环泵的流量，不论是冷凝式、抽汽式还是背压式热电厂，其输出到热网的热量都不是完全由各热力站的调节决定，而是由热电厂本身的调节来决定，取决于进入蒸汽-水换热器的蒸汽量。由于热电厂控制调节输出热量时很难准确了解各热力站对热量的需求，同时还要兼顾发电的要求，不能完全根据各热力站需要的热量调整，于是热源供出的热量就很难与各热力站实际需求的热量之和一致，这样，就导致控制调节上的一些矛盾。

为简单起见，假设热电厂向蒸汽-水加热器送入固定的蒸汽量Q0，如图5-5，若此热量大于各热力站需要的热量，则各热力站二次侧调节纷纷关小。以减小流量。由此使总流量相应减少，导致供回水温差加大。如果电厂维持蒸汽量Q0不变则各热力站调节阀的关小并不能使总热量减少，而只是根据网的特性及各热力站调节特性的不同，有的热力产流量减少的多，使得供热量有所减少；有的热力站流量减少的幅度小，则供热量反而电动阀加。同样，如果Q0小于各热力站需要的总热量时，各热力站的调节阀纷纷开大，使流量增加，由此导致供回水温差减小。热力站1，2可能由于热量增大的幅度大于水温降低的幅度，供热量的需求得以满足，但由于流量增大，泵的压力降低，干管压降又减小，导致3，4的资用压头大幅度下降，阀门开大后，流量也增加不多，甚至还要下降，这样，供热量反而减少。由此可见在这种情况下各热力站对一次侧阀门的调节实际是对各热力站之间的热量分配比例的调节，而不是对热量的调节，如果各热力站都是这样独立地根据自己小区的供热需求进行调节，而热电厂又不做相应的配合，则整个热网不可能调整控制好。实际上热电厂也会进行一些相应的调节，例如发现t供升高时会减少蒸汽量，t供降低时会增加蒸汽量，但Q0总是不可能时刻与各热力站总的需求量一致，上述矛盾是永远存在的。

因此，就不宜对各个热力站按照第5.1、5.2节中的讨论的，根据外温独立调节。既然各热力站一次侧阀门的调节只解决热量的分配比例，那么对它们的调节亦应该根据对热量的分配比例来调节。一种方式是如果认为供热量应与供热面积成正比，则测出每个热力站的瞬时供热量，根据各热力站的供热面积，计算每个热力站的单位面积q。对q偏大的热力站关小调节阀，对q偏小的则开大调节阀，这样不断修正，直至各热力站的q相同为止。再一种方式则是认为各散热器内的平均温度相同，房间的供热效果就相同。由于散热器的平均温度等于二次侧的供回水平均温度，因此可以各热力站二次侧供回水平均温度调整成一致目标，统一确定热力站二次侧供回水平均温度的设定值，根据此设定值与实测供回水平均温度确定开大或关小一次侧调节阀。按照这一思路，对各热力站的调节以达到热量的平均分配为目的，以实现均匀供热。热电厂再根据外温变化，统一对总的供热量进行调整，以保证供热效果并且不浪费热量。由于整个热网所供应的建筑物效果并不浪费热量。由于整个热网所供应的建筑物均处在同一外温下，因此，一旦系统调整均匀，对各热和站调节阀的调整很少，热源的总的供热以数随外温改变，各热力站的调节阀则不需要随外温而变化，只当小区二次系统发生一些变化时才需要进行相应的调节。

要实现这种调节方式，就必须对全网各热力站的调节阀实行集中统一的控制调节。可以在每个热力站设一台DCU现场控制机，测量一、二次侧的水温、压力、流量及二次侧循环泵状态，并可控制一次侧电动调节阀。通过通讯网将各热力站连至中央管理计算机。由于热力站分布范围很大，通讯距离较过远，这时的通讯可通过调制解调器搭用电话线，也可以随着供热干管同时埋设通讯电缆，使用双绞线按照电流环方式通讯。中央管理机不断采集各热力站发送来的实测温度、压力、流量，定期计算热力站发送来的实测温度、压力、流量，定期计算热力站发送来的实测温度的设定值与和各热力站实测值的比较，直接命令各热力站DCU开大/关小电动调节阀。各热力站二次侧回水温度的变化是一惯性很大且缓慢的过程，因此应采有0.5～1h以上的时间步长进行调节，以防止振荡。

除对热网工况进行高速外，计算机控制系统还应为保证系统的安全运行做出贡献。当热力站采用直连的方式，不使用热交换器时，最常见的事故就是管道内超压导致散热器胀裂，DCU可直接监视用户的供回水管压力，发现超压立即关闭供水阀，起到保护作用。无论直连还是间连网，另一类严重的事故就是一次网漏水。严重的管道漏水如不能及时发现并切断和修复，将严重影响供热系统和热电厂的运行。根据各热力站DCU监测的一次网供回水压力分布，还可以从其中的突然变化判断漏水事故及其位置，这对提高热网的安全运行有十分重要的意义，这类系统压力分析与事故判断的工作应属于中央管理机的工作内容。

5．5参考文献

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