Nejnavštěvovanější odborný portál pro stavebnictví a technická zařízení budov

Řízení okrskových tepelných soustav

V příspěvku je popsán způsob řízení okrskových tepelných soustav s oběhovými čerpadly s proměnnými a řízenými otáčkami. Je ukázáno, že tento způsob řízení je oproti soustavám s oběhovými čerpadly s pevnými otáčkami velice výhodný, neboť výrazně snižuje spotřebu elektřiny pro pohon čerpadel.

1. Popis okrskových tepelných soustav

Obr. 1. Schéma okrskové tepelné soustavy
Obr. 1. Schéma okrskové tepelné soustavy

Okrsková tepelná soustava (obr. 1) obsahuje zdroj tepla, rozvod tepla a odběry tepla. Zdrojem tepla může být kotelna nebo primární předávací stanice. Ve zdroji je osazeno hlavní oběhové čerpadlo (OČ). Na konci potrubního rozvodu tepla je přímočinný regulátor tlakového rozdílu, který udržuje konstantní tlakový rozdíl mezi přívodem a zpátečkou za všech provozních stavů. Dále je v tomto místě osazen snímač tlakového rozdílu s přenosem signálu do regulátoru řídicího systému.

 
Obr. 2. Schéma odběrného zařízení
Obr. 2. Schéma odběrného zařízení

Odběry tepla tvoří jednotlivá odběrná zařízení (OZ). Zde jsou odběrná zařízení domovními předávacími stanicemi (obr. 2). Sestávají z paralelně zapojených částí, kterými jsou směšovací zařízení pro vytápění (VYT) a zařízení pro průtočný ohřev vody (OV). Potřebný tzv. přípojný tepelný výkon stanice nemusí být dán součtem potřebných jmenovitých příkonů pro vytápění Qtn [kW] a pro ohřev vody Qon [kW]. Může být podstatně nižší, neboť potřebný jmenovitý příkon pro ohřev vody je dán špičkou při odběru teplé vody, která trvá poměrně krátce. V tuto dobu nemusí být kryt tepelný výkon pro vytápění. Děje se tak přednostně ohřev vody před vytápěním.

Přípojný tepelný výkon stanice [kW] je potom dán vztahem

Qp = Qon. (1)
 

Nižší přípojný tepelný výkon stanice umožňuje zmenšit zařízení ve zdroji a v rozvodu tepla. Potřebný výkon při průtočném ohřevu vody se mění podle odběru teplé vody od 0 do Qon a stejně tak i okamžitý tepelný příkon stanice. Každá stanice napojená na síť musí být vybavena omezovačem průtoku. Tím je zajištěno, že žádná stanice nebude působit jako hydraulický zkrat. Jinak by se stanice „přetahovaly“ o průtok a některým by potřebný průtok chyběl.

2. Hydraulická charakteristika tepelné soustavy

Obr. 3. Hydraulická charakteristika tepelné soustavy
Obr. 3. Hydraulická charakteristika tepelné soustavy

Hydraulickou charakteristikou tepelné soustavy (obr. 3) se rozumí závislost tlakového rozdílu Δp [kPa] na objemovém průtoku V [m3.h−1] v místě hlavního oběhového čerpadla soustavy, tj. ve zdroji tepla. Provozní body uvedené charakteristiky získáme obecně jako průsečíky charakteristik oběhového čerpadla s charakteristikami potrubní sítě (viz dále). Charakteristik oběhového čerpadla se spojitě proměnnými otáčkami je velký počet.

Základní charakteristika potrubní sítě je dána parabolou 2. stupně FEDA vycházející z bodu F. Když regulační ventily v soustavě snižují průtok soustavou, vzniknou z FEDA další charakteristiky potrubní sítě, které také vycházející z bodu F a jejich průběh při uzavírání regulačních ventilů se stává strmější.

Při konstrukci hydraulické charakteristiky tepelné soustavy se vychází ze základní charakteristiky oběhového čerpadla při plných otáčkách nn [min−1]. Podle dále uvedeného postupu zkonstruujeme charakteristiky oběhového čerpadla při otáčkách snížených na 50 % i na 25 %, tj. na n50 a na n25 [min−1]. Dále se vychází z charakteristiky potrubní sítě dané body FEDA vycházející z bodu F.

Průsečíky charakteristiky potrubní sítě s charakteristikami oběhového čerpadla při uvedených otáčkách jsou v bodech A, D a E. Tyto body tvoří převážnou část hledané hydraulické charakteristiky tepelné soustavy. Úplnou část charakteristiky získáme z následující úvahy. Protože se nedoporučuje snižovat otáčky oběhových čerpadel pod 25 %, musí čerpadlo při dosažení této hranice shora již pracovat při stálých otáčkách n25. Průtok se přitom může snižovat až k nule.

Celá hydraulická charakteristika tepelné soustavy je potom dána křivkou ADEG. Tato křivka je v části ADE shodná s charakteristikou potrubní sítě. Znamená to, že tlakový rozdíl oběhového čerpadla je plně přizpůsoben tlakovým ztrátam potrubní sítě. Nedochází tak ke zbytečné nadměrné „dodávce“ tlakového rozdílu do soustavy a oběhové čerpadlo pracuje s minimálním čerpacím výkonem.

3. Oběhová čerpadla v tepelných soustavách

Oběhová čerpadla osazená do tepelných soustav mohou mít buď pevné otáčky nebo spojitě proměnné otáčky. Ukážeme dále, že použití oběhových čerpadel se spojitě řízenými otáčkami vykáže značné úspory elektřiny na pohon čerpadel. Čerpací výkon oběhového čerpadla [W] je dán vztahem

P = V . Δp, (2)
 

kde

V
– objemový průtok čerpadlem [m3.s−1]
Δp
– tlakový rozdíl na oběhovém čerpadle [Pa].
 

Při převodu vztahu na topenářské jednotky bude čerpací výkon oběhového čerpadla [W]

P = V . Δp / 3,6, (3)
 

kde

V
– objemový průtok čerpadlem [m3.h−1]
Δp
– tlakový rozdíl na oběhovém čerpadle [kPa].
 

Potřebný čerpací výkon oběhového čerpadla je v grafické formě (obr. 3) vždy úměrný ploše obdélníka, který přísluší provoznímu bodu na charakteristice čerpadla, např. bodu A. Anebo jinak; obdélník je vytvořen pořadnicemi bodu A (viz vztah 3).

Příklad

Oběhové čerpadlo má zajistit objemový průtok vody V = 10 m3.h−1 při tlakovém rozdílu Δp = 50 kPa. Jaký bude čerpací výkon oběhového čerpadla? Pro výpočet použijeme vztah (3), takže

P = 10 . 50 / 3,6 = 139 W.
 

Oběhová čerpadla s pevnými otáčkami

Když regulační ventily v odběrných zařízení soustavy snižují průtok soustavou, přechází charakteristika potrubní sítě ADEF (obr. 3) v řadu strmějších charakteristik, např. s, které procházejí počátečním bodem F. Posun bodu F od počátku představuje potřebný tlakový rozdíl na konci rozvodu Δpk.

Provozní body budou potom dány průsečíky charakteristiky oběhového čerpadla CBA s jednotlivými strmějšími charakteristikami potrubní sítě, daných uzavíráním regulačních ventilů. Znamená to, že hydraulickou charakteristikou tepelné soustavy je přímo charakteristika oběhového čerpadla CBA. Samozřejmě, u těchto čerpadel odpadá řídicí systém.

Oběhová čerpadla s proměnnými otáčkami

Změna otáček oběhového čerpadla vyvolá změnu průtoku a tlakového rozdílu. Když budeme u oběhového čerpadla v potrubní síti s konstantním odporem měnit otáčky, změní se:

  • objemový průtok na poměrnou hodnotu V / Vn = n / nn,
  • tlakový rozdíl na poměrnou hodnotu Δp / Δpn = (n / nn)2,
  • hydraulický výkon na poměrnou hodnotu P / Pn = (n / nn)3,
 

kde

V
– obecný objemový průtok [m3.h−1]
Vn
– výpočtový objemový průtok [m3.h−1]
Δpn
– výpočtový tlakový rozdíl [kPa]
Pn
– výpočtový hydraulický výkon [W]
n
– otáčky čerpadla [min−1]
nn
– výpočtové otáčky čerpadla [min−1].
 

Uvedené vztahy jsou tzv. afinitní rovnice, přičemž o afinitě je pojednáno dále.

Pokud snížíme poměrný průtok soustavou např. na hodnotu

V / Vn = 0,9,
 

sníží se hydraulický výkon oběhového čerpadla na poměrnou hodnotu

P / Pn = (V / Vn)3 = 0,93 = 0,73.
 

Obr. 4. Změna charakteristiky oběhového čerpadla při změně otáček
Obr. 4. Změna charakteristiky oběhového čerpadla při změně otáček

Vidíme, že i malé snížení průtoku vede ke znatelnému snížení hydraulického výkonu oběhového čerpadla a tím i potřebného elektrického příkonu.

Konstrukci charakteristiky čerpadla pro nižší než jmenovité otáčky lze odvodit od charakteristiky tlakového rozdílu při jmenovitých otáčkách. Postup spočívá v převodu vybraných bodů původní charakteristiky nn (obr. 4) na body nové charakteristiky. Pro konstrukci se využívá křivka afinity. Afinitou se rozumí vztah mezi původním a novým bodem, takže pomocí afinity lze k původnímu bodu najít obraz nového odpovídajícího bodu. Každým bodem původní charakteristiky lze proložit jedinečnou křivku afinity.

Křivkou afinity je v daném případě parabola 2. stupně, která má např. pro původní bod A tvar

Δp = ΔpA . (V / VA)2, (4)
 

kde

Δp
– tlakový rozdíl [kPa]
ΔpA
– tlakový rozdíl (souřadnice) v bodě A [kPa]
V
– objemový průtok [m3.h−1]
VA
– objemový průtok (souřadnice) v bodě A [m3.h−1].
 

Obecně platí, že vztahem (4) je definována křivka afinity, procházející libovolným bodem původní charakteristiky, pokud jsou do vztahu dosazeny souřadnice tohoto bodu.

Např. bod A, ležící na původní charakteristice se jmenovitými otáčkami nn, má souřadnici průtokovou VAn a souřadnici tlakového rozdílu ΔpAn, což se značí takto: A (VAn; ΔpAn). Když chceme nalézt k bodu A odpovídající bod A’ s polovičními otáčkami n50 oproti otáčkám jmenovitým nn, tj. na hodnotu n50 = 0,5 . nn, stačí proložit křivku afinity bodem A. Potom po vložení jedné z dále uvedených souřadnic bodu A’ získáme bod A’ (VA’50; ΔpA’50), který leží jak na křivce afinity, tak na nové charakteristice s otáčkami n50. Přičemž pro souřadnice odpovídajícího bodu A’ platí podle shora uvedených afinitních rovnic, že pro poloviční otáčky bude:

  • objemový průtok VA’50 = 0,5 . VAn,
  • tlakový rozdíl ΔpA’50 = 0,52 . ΔpAn = 0,25 . ΔpAn.

Podobně lze pro další zvolený bod B nalézt odpovídající bod B’ s polovičním otáčkami n50. Pro konstrukci se musí použít křivka afinity bodu B.

Nakonec vypočítáme souřadnici tlakového rozdílu bodu C’, který odpovídá bodu C (0; ΔpCn) s nulovým průtokem na původní charakteristice se jmenovitými otáčkami nn. Pro souřadnici odpovídajícího bodu C’ platí podle afinitních rovnic, že pro poloviční otáčky bude

ΔpC’50 = 0,52 . ΔpCn = 0,25 . ΔpCn.
 

Pokud přeneseme charakteristiku tlakových rozdílů se jmenovitými otáčkami nn, která prochází body CBA, do bodů C’B’A’, dostaneme charakteristiku tlakových rozdílů s polovičními otáčkami n50.

4. Princip řízení tepelné soustavy

Zařízení tepelné soustavy se musí dimenzovat na jmenovité parametry. Hlavní zásadou provozu a řízení zdroje tepla a následně i rozvodu tepla je zajistit všem připojeným odběrným zařízením potřebné tepelné příkony a průtoky za všech provozních stavů. Dále je třeba zajistit hospodárnou dodávku tepla, která se má dít s minimálními průtoky oběhové vody. Potom oběhové čerpadlo ve zdroji tepla bude mít minimální elektrický příkon s minimální spotřebou elektřiny pro pohon čerpadla.

Jmenovitý vyráběný i přenášený tepelný výkon zdroje tepla a rozvodu tepla [kW] je dán známým topenářským vztahem

Qcn = ΣQpi = c . Vcn . (t1n − t2n), (5)
 

kde

Qpi
– přípojný tepelný výkon i–té stanice [kW]
c
– měrná tepelná kapacita vody = 1,163 [kWh.m−3.K−1]
Vcn
– jmenovitý objemový průtok oběhové vody zdrojem tepla a sítí = ΣVni [m3.h−1]
Vni
– jmenovitý objemový průtok oběhové vody v i-té stanici [kW]
t1n
– jmenovitá teplota přívodní vody [°C]
t2n
– jmenovitá teplota zpětné vody [°C].
 

Ze vztahu (5) plyne, že řízení tepelného výkonu tepelné soustavy lze provádět změnou teplot oběhové vody (při stálém průtoku) nebo změnou průtoků (při stálých teplotách oběhové vody), případně změnou obojího. V našem případě udržuje řídicí systém teplotu přívodní vody na stálé hodnotě t1n. V letním období může být teplota přívodní vody udržována mírně nad teplotou teplé vody 55 °C. Důležité je, že se teplota zpětné vody během provozu, kdy je často snižován průtok oběhové vody, také snižuje. Potom se teplotní rozdíl (t1n − t2) zvyšuje oproti výpočtovému teplotnímu rozdílu (t1n − t2n).

Nezapomeňme, že průtok vody není dán řídicím systémem. Je vždy dán otevřením (uzavřením) regulačních ventilů v odběrných zařízeních. Reakce čerpadla na změnu průtoku ale může být buď pasivní u čerpadel s pevnými otáčkami nebo aktivní u čerpadel s proměnnými otáčkami. Tím se rozumí, že čerpadlo bude reagovat na změny průtoků změnou otáček. Dosáhne se tak minima čerpacího výkonu.

Oběhové čerpadlo s pevnými otáčkami

Pokud má oběhové čerpadlo ve zdroji tepla pevné otáčky, je udržování stálé hodnoty tlakového rozdílu na konci rozvodu tepla v místě před přípojkami k jednotlivým stanicím Δpk prováděno přímočinným regulátorem tlakového rozdílu (obr. 1), takže snímač tlakového rozdílu odpadá. Řídicí systém reguluje pouze teploty oběhové vody. Hydraulickou charakteristikou tepelné soustavy je přímo charakteristika oběhového čerpadla CBA (obr. 3).

Oběhové čerpadlo s proměnnými otáčkami

Pokud jsou u oběhového čerpadla ve zdroji tepla řízené otáčky, musí čerpadlo udržovat stálou hodnotu tlakového rozdílu na konci rozvodu tepla v místě před přípojkami k jednotlivým stanicím Δpk pomocí regulátoru a snímače tlakového rozdílu (obr. 1). Řízení probíhá následovně:

  • při určitém snížení průtoku, vlivem uzavírání regulačních ventilů v odběrných zařízeních, klesají tlakové ztráty v rozvodu tepla a tím narůstá tlakový rozdíl na konci rozvodu tepla, který má mít stálou hodnotu Δpk,
  • signál o nárůstu tlakového rozdílu se dopraví do regulátoru řídicího systému,
  • regulátor sníží otáčky oběhového čerpadla tak, aby tlakový rozdíl na konci rozvodu tepla dosáhl opět původní hodnoty Δpk.

Když by dosáhly otáčky minimální hodnotu nd, k dalšímu snižování otáček již nesmí docházet. Regulátor musí udržovat konstantní otáčky nd, takže charakteristika čerpadla bude dána křivkou EG (obr. 3). Udržování tlakového rozdílu potom přechází na regulátor tlakového rozdílu.

Při nárůstu průtoku na charakteristice čerpadla EG se zvětší tlakové ztráty rozvodu tepla a tlakový rozdíl na konci rozvodu tepla bude klesat k hodnotě Δpk. Regulační oblast s minimálními otáčkami nd musí být opuštěna a řízení přejde zpět na proměnné otáčky oběhového čerpadla. Úplná hydraulická charakteristika tepelné soustavy je potom dána křivkami s provozními body FEDA (obr. 3).

5. Závěr

Porovnejme plochy pod hydraulickými charakteristikami soustav (obr. 3), které jsou úměrné potřebným čerpacím výkonům. Je patrné, že u soustavy s oběhovým čerpadlem s pevnými otáčkami je plocha pod CBA několikanásobně větší oproti ploše ADEG u soustavy s řízenými otáčkami. Znamená to, že spotřeba elektřiny pro pohon čerpadel s řízenými otáčkami oproti čerpadlům s pevnými otáčkami bude i několikanásobně menší.

Řídicí systém tepelné soustavy musí zajistit následující funkce. Regulovat teploty oběhové vody u soustav s čerpadlem s pevnými otáčkami a udržovat teplotu přívodní vody na stálé hodnotě u soustav s čerpadlem s řízenými otáčkami. U druhých soustav je třeba udržovat tlakový rozdíl na konci rozvodu tepla.

English Synopsis
Management of district heating systems

The paper describes the management of district heating systems with circulating pumps with variable and controlled speed. It is shown that this control method is compared to systems with circulating pumps with fixed speed very advantageous, by substantially reducing power consumption to drive the pumps.

 
 
Reklama