GRUNDLÄGGANDE RÖRKOPPLINGAR

Transkript

1 GRUNDLÄGGANDE RÖRKOPPLINGAR 1 DEN VÄLSIGNADE KORTSLUTNINGEN! Arvid Grindal, Control Engineering AS, Oslo. Följande artikel har publicerats i Norsk VVS 8/2000. Då jag har fått vissa antydningar om att temat kan ha intresse även i grannlandet, kommer den här i svensk översättning. Innehållet bygger i huvudsak på erfarenheter från arbete med, och mätningar på rörkopplingar i praktiska anläggningar. Men också mätningar på provuppställningar i laboratoriet till Oslo ingeniörhögskole ligger bakom. De modeller och förklaringar som presenteras har dessa rön som bakgrund, men saker kan alltid ses på många olika sätt. Avsikten är därför inte att berätta en gång för alla den stora sanningen, men endast att berätta hur jag uppfattar rörkopplingars grundprinciper pr. idag. Kanske vi kan få en intressant debatt? Invändningar, motargument, andra sätt att uppfatta verkligheten på är mycket välkomna. Så inledningen till den norska texten: I Norge har ökad användning av flödesreglering igen satt rörkopplingarna i fokus. För system med konstanta flöden har vi, stort sett kunnat använda standardkopplingar, utan att tänka så detaljerat över hur dessa fungerar. Vid användandet av flödesreglering måste vi vara mera noga, i synnerhet när vi dimensionerar reglerventilerna. Dessutom krävs det ofta att vi har en mera detaljerad förståelse av kopplingarnas verkningssätt, och att vi är mera kreativa med tanke på nya lösningar. En viktig detalj i detta avseende är kortslutningen. Till trots för att vi använder den tätt och ofta, beaktar vi möjligen inte alltid dess eleganta funktion. Den framträdande fördelen med kortslutningen är att den ger oss differenstrycklösa punkter i fördelningsnätet, och i sekundärkopplingarna. Därmed medverkar den till enkel injustering och stabila tryckförhållanden. I standardkopplingarna med sekundärpump och konstanta flöden, de vi kallar "norsk" och "svensk" koppling, används den alltid. Men den kan till synes vara lika effektiv i system med variabla flöden. I min dagliga verksamhet möter jag olika förklaringar på hur rörkopplingar "fungerar". Ibland tycker jag dessa förklaringar är onödigt komplicerade. Efter att ha gjort mätningar på fördelningsnät och sekundärkopplingar med konstanta såväl som variabla flöden genom de senaste 20 åren, har jag landat vid några enkla tankemodeller som förefaller överensstämma någorlunda skapligt med verkligheten. Dessa modeller presenteras i det följande, öppna för invändningar! Ibland dyker det upp föreställningar om tryck här och där i kretsarna. Mitt utgångsläge är vad vi egentlig vill uppnå med en rörkoppling, nämligen att föra en bestämd effekt till en bestämd användningsort. Effekten Arvid Grindal Side Control Engineering AS

2 2 transporterar vi med ett flöde (eg. massaström) av en bestämt storlek. Tankemodellerna blir därför enklare och mera logiska för mig genom att tänka i vätskeflöden i stället för i tryck. Tryckfall över rör och andra komponenter är ju endast en beklagansvärd konsekvens av vätskeflödena. Det preciseras också, att de figurer som är visade i artikeln allena är illustrationer till texten. De utgör inga förebilder på "hur göra". Förhoppningen är endast att eventuellt medverka till att alla som projekterar fördelningsnät och sekundärkopplingar tänker noga genom de grundläggande funktionerna i dessa. Det hade varit trevligt om vi kunde få en diskussion om denna centrala, och för totalfunktionen viktiga delen av de tekniska anläggningarna. Arvid Grindal Side Control Engineering AS

3 VAD ÄR EN KORTSLUTNING- OCH VILKEN RÖRDIAMETER SKALL ANVÄNDAS? 3 Med en kortslutning förstår vi: -En direkt förbindelse mellan fram- och återledning i en cirkulastionskrets. Det är ingen uppenbar grund till att den skall ha mindre eller större diameter än resten av cirkulationskretsen. Detta kommer att närmare diskuteras nedanför. VAD MENAR VI, LITE MERA PRECIST, MED BEGREPPET "RÖRKOPPLING"? Det vi benämner rörkopplingar består i utgångspunkten av: -En sammankoppling av olika, separata cirkulationskretsar. Låt oss därför betrakta några av de vanligaste kretskombinationerna. OLIKA KOMBINATIONER AV CIRKULATIONSKRETSAR SAMMANKOPPLING AV TVÅ CIRKULATIONSKRETSAR MED LIKA ELLER OLIKA, MEN KONSTANTA VÄTSKEFLÖDEN: Principkopplingen visas i fig. 1. Från den primära (röda) kretsen med pump P1, som ger V k V1 V 2 flödet V 1 tar vi ut ett sekundärt flöde V 2 med pump (blå krets). I kortslutningen strömmar V k. Vi kan nu få tre olika situationer, beroende på hur vi injusterar V 2 i förhållande till V 1: FIG. 1 V k =0 FIG. 2 V 2 V ) V < V Det kommer nu att gå ett flöde Vk = V1 V 2 mot vänster i kortslutningen i fig. 1. 2) V2 = V1 Hela V 1 blir nu förd genom sekundärkretsen, och mediet blir stillastående i kortslutningen (fig. 2) ) V > V Nu kommer det att gå ett flöde Vk = V2 V1 mot höger i kortslutningen (fig. 3). Vilken diameter skall kortslutningen ha? Av fig. 1 och fig. 2 ser vi, att flödet genom kortslutningen ( V k ) aldrig kan bli större än det primära V 1 med den visade injusteringen. Därmed är det ingen anledning att välja annan rördimension för Arvid Grindal Side Control Engineering AS

4 4 kortslutningen än för resten av primärkretsen. Genom att välja ett tunnare rör för kortslutningen, riskerar vi att få ett oönskat tryckfall över den (se nedanför). Situation 1) och 2) vill vara typiska för "norsk" koppling. I fig. 3 kan det sekundära flödet ( V 2 ), i princip bli k = V2 V1 V FIG. 3 V1 V2 mycket större än det primära ( V 1). En sådan injustering är olämplig vid "norsk" koppling, då den medför att reglerventilen kommer att fungera endast över den nedre delen av spindelslaget (kom ihåg att reglerventilen är monterad i sekundärkretsen vid "norsk" koppling). Därmed blir den statiska karakteristiken amputerad, och vi får regleringsproblem. En dylik injustering får därför ej förekomma. Däremot kan V 1>> V 2 utan att detta stör Pstr. FIG. 4 Pstr. FIG. 5 V1 V2 V1 V reg. REGULE- RINGS- VENTIL V2 V 2, så länge vi håller kortslutningen "ren". Orsaken till att vi i enskilda fall väljer "svensk" koppling är att det sekundära flödet kan vara mycket större än det primära, utan att reglerventilens funktion störs (vid "svensk koppling" är reglerventilen placerad i primärkretsen). I detta fall väljs rördimensionen för kortslutningen lika med dimensionen för resten av sekundärkretsen. Vad händer om vi monterar en strypventil i, eller företar en annan instrypning av kortslutningen? I fall flödena i både den primära och den sekundära kretsen är helt konstanta hela tiden (system utan reglerventiler), vill icke strypningen vara till skada. Vi ser av fig. 4 att differenstrycket över strypningen ( str. ) vill vara konstant, och komma i tillägg till sekundärpumpens tryck. Därmed kan den till och med ersätta sekundärpumpen, men då måste primärpumpens differenstryck dimensioneras motsvarande högre. Mera problematiskt blir det om det flödet som tas ut ur en av kretsarna varieras med en reglerventil. Detta är fallet vid "norsk" och "svensk" koppling. Då kommer differenstrycket över strypningen att variera med spindelläget till reglerventilen. "NORSK" KOPPLING I fig. 5 visas en typisk "norsk" koppling, även om den, för förståelsens skull är ritat på ett något ovanligt sätt. Observera även att primärkretsen i princip är ett rör med ett givet flöde ( V 1) som passerar förbrukningsstället. Från detta hämtar vi med hjälp av sekundärpumpen den Arvid Grindal Side Control Engineering AS

5 mängd varmt eller kallt vatten ( V reg. ) som reglerventilen för tillfället släpper igenom. Här är det monterat en strypventil i kortslutningen. Låt oss förutsätta att flödena är injusterade så som vi vanligen gör för "norsk" koppling, dvs. V 1 är endast lite större än V 2. Om vi tänker oss att reglerventilens reglerport är helt öppen, dvs. att det är fullt flöde från primärkretsen och genom ventilen, medan shuntporten är helt stängd, kommer flödet genom strypventilen att vara mycket litet. Därmed blir tryckfallet över den ( str. ) 0. Den har mao. obefintlig inverkan på flödet genom reglerventilen. Vi tänker oss så att reglerporten är helt stängd, och shuntporten helt öppen. Då kommer hela det primära flödet att gå genom strypventilen. Differenstrycket över den ( str. ) kan då bli betydligt, beroende på hur mycket vi har strypt. (Kom också ihåg att str. ökar kvadratiskt med flödet!). Differenstrycket över reglerporten blir nu summan av differenstrycket över shuntporten (från P 2 ) och differenstrycket över strypventilen (från P 1 ). Detta är olämpligt, då vi vet att en reglerventil har ett "minsta reglerbara flöde" (k vr ) som kan ge ON/OFF-reglering. Ju högre differenstryck det läggs över reglerporten, dess starkare inverkar k vr. Det extra (och varierande) trycket från strypningen berövar dessutom reglerventilen och sekundärpumpen möjligheten att hålla god kontroll med flödet in till sekundärkretsen ( V reg. ), och gör injusteringen och regleringen svår. Detta därför att reglerventilens differenstryck nu kommer att variera onödigt mycket med spindelläget. Strypning i kortslutningen fråntar också "norsk" koppling dess mest framträdande fördel, nämligen att den är okritisk till injusteringen av flödet i primära kretsen, om det bara är tillräckligt stort. Primära flödet får gärna vara många gånger det nödvändiga, utan att detta får negativa konsekvenser för regleringen, så länge det inte medför en skadande tryckstegring över kortslutningen. Med instrypning inser vi lätt, att injusteringen av primära flödet blir mera kritisk. Strypventilen i kortslutningen har, på bakgrund av dessa synpunkter ingen positiv inverkan. "SVENSK" KOPPLING Vid "svensk" koppling kommer kortslutningen på sekundärsidan. Nu är det primära pumpen som via reglerporten drar ett flöde ur sekundärkretsen. Effekten av en strypning blir den samma som för "norsk" koppling. (Rita gärna en "svensk" koppling, och gör egna värderingar). TRYCKLÖS FÖRDELARE Motsvarande förhållanden får vi vid trycklös huvudfördelare. Där kommer en injusteringsventil i kortslutningen mellan samlingsrören att vara bortkastad, då den icke kan utnyttjas till mätning/injustering, och faktiskt kan ha negativ inverkan. Den försvårar övrig injustering, den ger varierande tryckförhållanden och därmed okontrollerat varierande flöden. (Rita gärna en trycklös fördelare, och värdera inverkan av en strypning i kortslutningen). Observera att detta gäller strypventiler! Det kan, emellertid, vara klok strategi att sätta en avstängningsventil i kortslutningen, t ex. för att erhålla möjligheter för nödkörning vid komponentfel etc. Men då bör avstängningsventilen ge minsta möjliga tryckfall i öppet läge, och vara helt öppen under normala driftsfall! 5 Arvid Grindal Side Control Engineering AS

6 V2 ( red. ) (STÅR) FIG. 6 FIG. 7 (STÅR) 2 ( red. ) V V1 REGULE- RINGS- VENTIL REGULE- RINGS- VENTIL V1 Vad händer om vi monterar en backventil i kortslutningen? "NORSK" KOPPLING Detta är en lösning vi knappast hittar i nyare anläggningar. Sannolikt blev backventilen monterad för att förhindra att sekundärpumpen skulle köra sitt eget vatten tillbaka genom kortslutningen. Det gör den knappast innan det sekundära flödet blir större än det primära (se fig. 1, 2 och 3 ovanför). Men i så fall är injusteringen olämplig. Backventilen kan ev. försvaras för ventilationsbatterier som utsätts för extrem frostrisk, t ex. i takaggregat. I fall den primära pumpen skulle svika, så att cirkulationen stannar hjälper det, utan backventil lite att den sekundära pumpen går. Då kommer den endast att pumpa vattnet i fel riktning genom kortslutningen. Med backventil får den sekundära pumpen möjlighet att ge en viss cirkulation ( V 2red. ) i primärkretsen, som antytt i fig. 6. Men en sådan lösning måste icke betraktas som "frostsäker". "SVENSK (NORRLANDS-)" KOPPLING I Sverige har man hållit fast vid backventilen längre än hos oss. Man kan ännu se den använd, också i kopplingar med 2-vägs reglerventil. Avsikten tycks här vara klar: Vid sviktande sekundärpump skall primärpumpen ge en cirkulation genom värmebatteriet, och därmed förhoppningsvis förhindra frostsprängning. Eftersom förregling av fläktarna till pumpen är standardlösning numera, vill den aktuella situationen vara att pumpen sviktar mekaniskt, t ex. genom att pumphjulet lossnar från axeln. 6 SAMMANKOPPLING AV TVÅ CIRKULATIONSKRETSAR DÄR DEN ENA HAR KONSTANT OCH DEN ANDRA VARIABELT FLÖDE FLÖDESREGLERING Praktiska erfarenheter med dessa system så långt indikerar, att mycket är beroende av reglerventilens dimensionering. Den kanske mest kritiska faktorn är ventilauktoriteten (P v ). Vid konstanta flöden i fördelningsnätet blir auktoriteten nästan automatiskt hög, då de rörsträckor som bestämmer den normalt är mycket korta. Därmed utsätts reglerventilerna för endast små variationer i differenstrycket när spindeln körs mellan ändlägena stängd och öppen ventil. Arvid Grindal Side Control Engineering AS

7 7 En huvudavsikt med flödesreglering är, att cirkulerade flöden i fördelningsnätet skal anpassas till behoven på de olika förbrukningsställena vid varje tidpunkt. Då vill de rörsträckor som får variabla flöden när reglerventilerna öppnar eller stryper ofta omfatta hela den primära fördelingskretsen, tillbaka till en eventuell punkt som har reglerat, konstant differenstryck. Därmed kan reglerventilerna utsättas för betydliga tryckvariationer när ventilspindeln körs från ändläge till ändläge. Ventilauktoriteten är ett uttryck för denna tryckvariationen. Vid hög ventilauktoritet blir tryckvariationerna små, och därmed arbetsförhållandena för ventilerna goda. Vid låg auktoritet kan variationerna bli så stora att ventilerna "tappar styrningen", och vi får pendlingar som regulatorn icke har möjlighet att dämpa ner. Här hänvisas till f eks. till /1 och /2. Sekundärkopplingar för flödesreglering Här är det, i de flesta fallen aktuellt att koppla en primärkrets med variabelt flöde till en sekundärkrets med konstant flöde. Detta kan göras med en 2-vägs eller en 3-vägs reglerventil. rør retur V 1 konst. rør tur FIG. 8 V 1 v last V2 Sekundärkoppling med 2-vägs reglerventil. Den principiella kopplingen ser vi i fig. 8. Här är det den primära pumpen (P1 i rød krets) som hämtar ut ett styrt flöde ( V 1) från sekundärkretsen. (Detta hade framgått tydligare om pump P1 hade varit ritad i returröret, - gör gärna det. Men vi vet att cirkulationspumpar helst skal sättas i framledningen). V 1 ersätts samtidigt med ett motsvarande flöde in till sekundärkretsen. Sekundärpumpens ( i blå krets) enda uppgift är att upprätthålla en konstant cirkulation genom lasten. P.g.a. kortslutningen kan sekundärcirkulationen i liten grad störas av primärpumpen tryckmässigt. Igen inser vi, att en strypning i kortslutningen ville vara ogynnsam, då den skulle medföra ett extra differenstryck som ville påverka det primära flödet. Men temperaturmässigt vill inblandningen av primärvatten som reglerventilen släpper igenom bestämma blandningstemperaturen in till lasten, och därmed avgiven effekt. Alltså typisk temperaturreglering. Genom att nyttja 2-vägs ventil och ren kortslutning, blir det också förhållandevis enkelt att bestämma dimensionerande differenstryck ( v100 ) för helt öppen ventil, då tryckförhållandena i sekundärkretsen helt kan ignoreras. I ett praktiskt fall vill det sekundära flödet vara lika med eller större än det primära flödet. Vid golvvärme eller vid kylelement utan kondenspanna kan det sekundära flödet vara många gånger det primära flödet. Som regel är rören från reglerventilen och från injusteringsventilen till kortslutningen så korta att tryckförlusten över dessa kan negligeras, se fig. 8. v100 kan då beräknas enl. följande, med utgångspunkt i vald ventilauktoritet (P v ): P v v100 = + + v100 rör framledn. röråterledn. [1] Väljer vi P v =0,5, får vi: v100 = rör framledn. + röråterledn. [2] Arvid Grindal Side Control Engineering AS

8 8 Observera att differenstrycket över injusteringsventilen är inkluderat i rör återledn. Nödvändigt, konstant drivtryck i primärkretsen ( konst. ) blir: = [3] konst. rör framledn. röråterledn. v rør retur JV2 konst. JV1 rør tur last V 1 v100 2 V sek.. Sekundärkoppling med 3-vägs reglerventil Den principiella kopplingen framgår av fig. 9. Vi tänker oss att denna last befinner sig längst ut i fördelningsnätet. Den förutsätts därmed ha det största rörtryckfallet, och blir dimensionerande för det konstanta, reglerade drivtrycket ( konst. ). För att företa en närmare analys av hurudan denna koppling fungerar i praxis, kan vi införa några centrala data: rör framledning : 20 kpa rör återledning : 25 kpa (inkl. JV1) last : 20 kpa (inkl. JV2 och rör) P v : 0,5 Av fig. 9 ser vi, att reglerporten sitter i primära kretsen. Den måste följaktligen dimensioneras efter det konstanta drivtrycket i denna. Vi får: FIG. 9 = + rörtot. = ( ) kpa = 45kPa Med ventilauktoritet (P v )=0,5 blir dimensionerande differenstryck över öppen ventil ( v100 ), [2] och [4]: rörtot. rör framledn. röråterledn. =. [5] = kpa v100 rörtot v Nödvändigt, konstant drivtryck ( konst. ) blir [3]: [4] = + konst. rörtot. v100 = ( ) kpa = 90kPa konst. [6] Då shuntporten hamnar i sekundärkretsen, och då den vanligen har samma k vs värde som reglerporten, får vi: Nödvändigt drivtryck för sekundärpumpen ( sek, se fig. 9): = + sek. v100 last = ( ) kpa = 65kPa sek. [7] Vi märker oss att det sekundära pumptrycket blir synnerligen högt. I fall vi hade använt Arvid Grindal Side Control Engineering AS

9 9 2-vägs reglerventil, som visat i fig. 8, och sekundärkretsen hade haft samma tryckförlust ( last ) hade det varit tillräckligt med ett pumptryck ( sek. ) ( last ) = 20 kpa. Med 3-vägs ventil blir primär- och sekundärkretsen sammankopplade tryckmässigt. Sekundärpumpen måste anpassas till primärkretsen. Och detta kan man vara tvungen att göra efter att anläggningen är färdigt installerad. Det är också tydligen så, att kopplingen med 2-vägs reglerventil blir mindre kritisk med tanke på exakt dimensionering av reglerventilen, och till injusteringen än den med 3-vägs reglerventil. Detta därför att den primära- och sekundära kretsen är drivtryckmässigt helt oberoende av varandra vid koppling med 2-vägs ventil. rør retur JV2 konst. JV1 rør tur last FIG. 10 V 1 v100 V2 sek.. MÖJLIGA KONSEKVENSER AV LÅG VENTILAUKTORITET, ON/OFF-REGLERING Vi tänker oss ett system som det visat i fig. 10. Figuren är nästan identisk med den i fig. 9. Men nu förutsätter vi att reglerventilen är vald utan att undersöka tryckförhållandena närmare. Låt oss säga att det är valt en ventil som ger ett differenstryck ( v100 )=5 kpa vid nominellt flöde i sekundärkretsen (vanligt dimensionerande differenstryck vid "norsk" koppling i Norge). Den visade primärkretsen är icke längre den dimensionerande. En annan förbrukare, som befinner sig längst ut i nätet kräver ett konstant, reglerat drivtryck om 60 kap. Rörtryckfallen i primära kretsen är låga, då den visade lasten ligger ganska nära differenstryckgivaren. Vi tänker oss följande data: rör framledning : 5 kpa rör återledning : 5 kpa last : 20 kpa (inkl. JV2 och rör) v100 : 5 kpa Konstant tryck konst.: 60 kpa Reglerventilen får nu ett långt högre differenstryck än det som är förutsatt. När den är helt stängd, kan reglerporten utsättas för hela det primära konstanttrycket på 60 kpa! Kom ihåg att den är dimensionerad så att den ger det flödet som motsvarar maximal last redan vid 5 kpa! Den ville därför arbeta endast över en liten del av spindelslaget. För att motverka detta vill vi naturligtvis strypa med JV1, så att den tar överskottstrycket vid helt öppen reglerport. Resttrycket som vi lägger över JV1 blir: JV 1 = konst. ( rörtot. + v100) [8] JV 1 = 60 (5+5+5)kPa = 45kPa Ventilauktoriteten (P v ) är ungefär förhållandet mellan differenstrycket över helt öppen och helt stängd ventilport: P v P v v = 100 v0 5kPa = = 0, 083! 60kPa [9] Arvid Grindal Side Control Engineering AS

10 10 Resultatet blir mycket sannolikt ON/OFF-reglering. Auktoritetsmässigt hade resultatet blivit det samma i en koppling med 2-vägs reglerventil. Det hade nog varit gynnsammare att dimensionera reglerventilen utifrån existerande tryckförhållanden, i stället för att lägga överskottstrycket på injusteringsventilen. Idealiskt, i fall en existerande reglerventil hade passat helt, skulle den varit dimensionerad för 50 kpa. Då hade ventilauktoriteten blivit: kpa P v = 50 60kPa = 083, [10] Nu hade reglerbarheten varit jämförbar med den för ett pådrag med konstanta flöden och "norsk" koppling.. PROBLEM MED VENTILFUNKTIONEN Vid låg ventilauktoritet och otillräcklig injustering har man observerat problem med själva ventilfunktionen. Vi tänker oss igen systemet i fig. 10. Om ej större delen av det primära överskottstrycket stryps bort i JV1, vil det för det första kunna gå en betydlig mängd vatten åt fel håll genom shuntporten som visat i fig. 10. När ventilspindeln är i mellanlägen, kommer differenstrycket över shuntporten att påverka det sekundära flödet. Ett annat tillfälle är uppstart av ett aggregat med varmvattensbatteri en kall vinterdag. Då kan reglerporten öppnas helt, och därmed shuntporten stengas helt. Vid bristande strypning i JV1 kan det då lägga sig ett betydande differenstryck åt fel håll över shuntporten. Detta har i praxis blivit så stort att ventilmotorn icke har klarat av att öppna shuntporten igen. Ett annat förhållande som har inträffat i denna situationen är, att motorn nätt och jämt har klarat att dra spindeln, men p.g.a. att vattenflödet gått åt fel håll genom shuntporten har ventilen börjat slå. I denna situation kan vi icke lösa problemet genom att flytta ventilen över i återledningen, därför att då får vattnet fel strömningsriktning genom reglerporten (se fig. 10). Det blir, med utgångspunkt i det som nu är sagt något svårt att argumentera för lösningen med 3-vägs reglerventil. Rätt nog kostar en 2-vägs och en 3-vägs ventil ungefär det samma, och ved 2-vägs lösningen kostar möjligen kortslutningen lite extra. Men det kostar att trassla med svår injustering också. SEKUNDÄRA VÄRMEVÄXLARE I FÖRDELNINGSNÄT MED VARIABLA FLÖDEN Vi förstår att det är viktigt att hålla rörtryckfallen låga i system med variabla flöden för att begränsa nödvändigt pumptryck. I några fall är det nödvändigt att sätta en värmeväxlare mellan den primära och den sekundära värmebäraren. Värmeväxlare har ofta betydliga tryckfall, som vid flödesreglering vill leda till en motsvarande stegring i nödvändigt differenstryck över reglerventilerna. Vi skal nu belysa detta med ett, så långt man vet ej utprovat förslag till en alternativ lösning. Arvid Grindal Side Control Engineering AS

11 11 VÄXLAREN KOPPLAD DIREKT I PRIMÄRA KRETSEN V.BATT. JV3 P1 JV2 rör framledn. RV2 v100rv2 v100rv1 P3 konst. RV1 VVX VVX SEKUNDÄR- KRETS rör återledn. FIG. 11 JV1 JV4 I fig. 11 ser vi exempel på en värmeväxlare (VVX) kopplad in i ett fördelningsnät med värmebatterier. För enkelhets skull räknar vi med att de två visade förbrukarna befinner sig i närheten av varandra, och att rörtryckfallen i grenledningarna är försumbara i förhållande till tryckfallen över nätet tillbaka till primärpumpen (P1) ( rör framledn. och rör återledn. i fig. 11). Värmeväxlaren dimensioneras som nämnt ofta så att de kräver ett betydligt differenstryck ( vvx ). Vid inkoppling som den visade, ser vi att detta tryckfall måste räknas med i det samlade rörtryckfallet vid beräkning av ventilauktoriteten. Låt oss utföra ett exempel med följande huvuddata: rör framledning : 20 kpa rör återledning : 20 kpa vvx : 40 kpa (inkl. JV1) P v : (önskad ventilauktoritet) 0,5 Eftersom rörtryckfallen är gemensamma fram till förgreningen, måste det bli värmeväxlarkretsen som är dimensionerande. För denna får vi totalt rörtryckfall som påverkar ventilauktoriteten [4]: = + + rörtot. rör framledn. röråterledn. VVX = ( ) kpa = 80kPa rörtot. [11] Med ventilauktoritet (P v )=0,5 blir dimensionerande differenstryck över ventil RV1 ( v100 RV1 ),[2] och [4]: =. [12] = kpa v100rv1 rörtot v100rv1 80 Nödvändigt konstant drivtryck ( konst. ) blir [3]: Arvid Grindal Side Control Engineering AS

12 = + konst. rörtot. v100 = ( ) kpa = 160kPa konst. [13] 12 Så skal vi dimensionera reglerventil RV2 för värmebatteriet. Den har totalt, seriekopplat rörtryckfall: = + + rörtot. rör framledn. röråterledn. VVX = ( ) kpa = 40kPa rörtot. [14] Differenstrycket över helt öppen ventil RV2 blir: v100rv 2 = konst. rörtot. [15] v100rv2 = ( ) kpa = 120kPa De 120 kpa skal rätt nog fördelas på reglerventilen och injusteringsventil JV2. Vanligtvis finnes det icke en reglerventil som passar helt. Då måste vi ta den närmast större ventilen, och resten av drivtrycket får strypas bort med JV2. Här är det viktigt att komma ihåg, att när RV2 är nära stängd kan den få hela konst. = 160 kpa = 1,6 bar! Detta differenstryck måste ventilerna tåla utan att läcka. Detta sättet att beräkna v100rv2 på förutsätter att differenstrycket över primärkretsen hålles konstant före första last. Med givaren för konstant differenstryck längre ute i nätet än den aktuella lasten måste vi beakta, att differenstrycket sjunker när reglerventilerna stängs! VÄXLAREN KOPPLAS TILL MED EGEN PUMP OCH KORTSLUTNING V.BATT. JV3 P1 JV2 rör framledning RV2 v100rv2 v100rv1 P4 P3 konst. RV1 VVX VVX SEKUNDÄR- KRETS rör återledning JV1 FIG. 12 JV5 JV4 I fig. 12 har vi infört en egen pump och en kortslutning för värmeväxlaren. Vi har, i princip satt dit en "svensk" koppling. Nu får RV1 och RV2 samma tryckmässiga förhållanden (vi frånser fortfarande tryckförlusterna i grenledningarna till de båda lasterna). Genom att förutsätta att de angivna tryckförlusterna över primärkretsen är de största i fördelningsnätet, blir dessa laster dimensionerande för konstanttrycket. Vi får: Arvid Grindal Side Control Engineering AS

13 = + + rörtot. rör framledn. röråterledn. VVX = ( ) kpa = 40kPa rörtot. [16] 13 I fall vi fortsatt vill ha en lägsta ventilauktoritet om minst 0,5, får vi för RV1: = v100rv1 rörtot v100rv1 = 40 kpa. [17] Det samma dimensionerande differenstrycket får RV2: = v100rv2 v100rv1 v100rv 2 = 40kPa [18] Nödvändigt konstant drivtryck ( konst. ) blir [3]: = + konst. rörtot. v100rv1( 2 ) = ( ) kpa = 80kPa konst. [19] Detta förutsätter att vi hittar en reglerventil som passar helt. I fall närmaste k vs -värde är litet för litet, kan vi vara tvungna att höja konstanttrycket tillräckligt för att kunna använda detta. I det här fallet kunde vi halvera konstanttrycket på bekostnad av en egen pump till att ta sig av växlarens tryckbehov. Effekten av denna lösningen vill dock minska ju närmare differenstryckgivaren växlaren befinner sig. Om sekundärmediet kan ha temperaturer under 0 C, måste åtgärder tillgripas som hindrar frostsprängning av växlaren och primära kretsen. Publikationer med anknytning till problemställningen: /1/ "Mengderegulering - hvor vanskelig er den egentlig?", Arvid Grindal/Norsk VVS 12/96. /2/ "Mengderegulerte pådrag ved vannbåren varme", Arvid Grindal/Norsk VVS 1/94. /3/ "Hvilke erfaringer har de siste 15 årene gitt oss?", Arvid Grindal/Norsk VVS 13/94. /4/ "Optimazation of design values in district heating substations by system simulation", dr. ing. avhandling, Einar Magne Hjorthol: Institutt för Varme-, Ventilasjons- och Sanitærteknikk, NTH, Trondheim Arvid Grindal Side Control Engineering AS