Оглавление.

 

Перевод единиц измерения

Расчёт необходимого расхода для нагрева.

Расчёт Kvs регулирующего клапана.

Располагаемый напор.

Расчёт теплообменного оборудования.

Подбор циркуляционных насосов

Система подпитки. Подбор насоса системы подпитки.

Определение максимально допустимого перепада давления на клапане. Расчёт регулирующего клапана на кавитацию.

Определение скорости потока, проходящего через клапан.

Определение скорости потока внутри трубопроводов.

Одноступенчатая система ГВС, Двухступенчатая система ГВС.

Распределение нагрузок между первой и второй ступенями ГВС.

Циркуляционная составляющая ГВС. Расчёт циркуляции ГВС.

 

 

 

Перевод единиц измерения

Па = 1 Н/м*м
Па = 0,102 кгс/м*м
атм =0,101 мПа
бар = 100 кПа = 0,987 атм

 

1 ккал/час = 1,163 Вт
1 Гкал/час = 1,163 МВт
1 Вт = 0.001 кВт
1 Вт = 859.8 кал/час
1 Вт = 0.8598 ккал/час
1 кВт = 1000 Вт
1 кВт = 859800 кал/час
1 кВт = 859.8 ккал/час
1 кВт = 0.0008598 Гкал/час
100 кВт = 0,086 Гкал/час

1 МВт=1000 кВт
1 МВт=1000000 Вт
1 МВт=0.8598 Гкал/час
1 МВт=859800 ккал/час
1 МВт=859800000 кал/час

 

 

Расчёт необходимого расхода для нагрева.

 

Q[КВт] = Q[ГКал]*1160;  Перевод нагрузки из Гкал в КВт

G[м3/час] = Q[КВт]*0.86/ ΔT; где ΔT – разница температур между подачей и обраткой.

Пример: нагрузка отопления – 0,45 Гкал/час

Температура подачи от тепловых сетей Т1 – 110˚С

Температура подачи от тепловых сетей Т2 – 70˚С

Расход нагревающего контура G = (0,45*1160)*0,86/(110-70) = 11,22м3/час

А вот для нагреваемого контура с температурным графиком 95/70, расход будет уже совсем другим: = (0,45*1160)*0,86/(95-70) = 17,95м3/час.

Отсюда можно сделать вывод: чем меньше температурный напор (разность температур между подачей и обраткой), тем больше необходим расход теплоносителя.

 

Расчёт Kvs регулирующего клапана.

Что такое Kvs клапана?  Это его основная расходная характеристика. Она показывает, какой расход жидкости в час может пропустить клапан,

если на этом клапане создать перепад давления в 1 атмосферу (10 метров водяного столба).  Например в каком-либо каталоге по выбору оборудования

указан клапан:  «Клапан двухходовой, Dy 40, Kvs 32»  Это означает, что этот клапан способен пропустить 32м3/час, при условии, что перепад давления

на нём будет равен одной атмосфере.

Формула для подсчёта Kvs клапана следующая:

Kvs = 1,2*G/ΔP ; где G – расчётный расход жидкости [м3/час;]

                              ΔP  - перепад давления на клапане, [атмосферы]

                              1,2 – коэффициент безопасности (запас)

Это общепринятая формула для расчёта Kvs клапана, в случае если теплоносителем является вода (пароводяная смесь от теплосетей).

Коэффициент безопасности, в среднем выбирается 1,2. Некоторые производители оборудования рекомендуют свои коэффициенты безопасности,

которые отличаются от этого значения и составляют значение в диапазоне от 1,1 до 1,3. Диаметр клапана (в примере  Клапан двухходовой, Dy 40),

носит скорее информационный характер, поскольку регулирующий клапан необходимо подбирать именно по  Kvs, а не по диаметру и вот почему.

 

Пример: необходимый расход = 18 м3/час; перепад давления на клапане = 21 метр.

Какой клапан необходим?

21 метр = 2,1 атмосферы

Kvs = 1,2*18/2,1 = 14,89 м3/час;

По линейке выпускаемых клапанов, например компанией Данфосс, мы вполне можем подобрать регулирующий клапан VB2, Dy32, Kvs 16 м3/час.

А вот если перепад давления на клапане совсем небольшой, например 3 метра, ситуация будет другая:

3 метра = 0,3 атмосферы

Kvs = 1,2*18/0,3 = 39,27 м3/час;

И клапан, который обеспечит этот расход в 18м3/час будет  например таким:

регулирующий клапан VB2, Dy50, Kvs 40 м3/час.

Отсюда можно сделать очень важный вывод: чем меньше потери давления на клапане, тем больше (и по Kvs и по диаметру) сам клапан.

В примере различие составило в 2,5 раза. Ну и конечно же это сказывается на его стоимость. В примере клапан VB2, Dy50, Kvs 40 в полтора раза дороже,

чем клапан VB2, Dy32, Kvs 16 м3/час.

 

 

Располагаемый напор.

Располагаемым напором называется разница между величиной давления подающего теплоносителя и величиной давления обратного теплоносителя.

Эти значения берутся из технических условий на подключения, которые выдают тепловые сети.

Например:

Давление в подающем трубопроводе – 5,5 ат. (атмосфер);

Давление в обратном трубопроводе –   3,2 ат. (атмосфер);

Располагаемый напор составит 5,5 - 3,2 = 2,3 ат (атмосфер).

Располагаемый напор является одним из важнейших параметров при расчёте тепловых пунктов. Ведь именно эта разность давлений заставляет

циркулировать теплоноситель из области с высоким давлением в область с малым давлением. Возможна ли циркуляция если располагаемый напор равен нулю?

Очевидно, что нет. Даже если давления подачи и обратки будут очень большими, например по 15 атмосфер.

Именно располагаемый напор определяет расход теплоносителя, скорости теплоносителя внутри трубопроводов и как следствие диаметры самих трубопроводов,

Kvs регулирующих клапанов, поверхности нагрева теплообменного оборудования. Чем меньше значение располагаемого напора (вялый), тем больше получаются

диаметры труб, регулирующих клапанов, поверхности теплообменников. Ну и конечно, как следствие, большая стоимость теплового пункта.

 

Из практики, самым хорошим располагаемым напором считается величина от 1,2 до 2,5 атмосфер. Это значение позволяет технически грамотно распределить

его на всех компонентах теплового пункта, ни в чём себе не отказывая: возможно поставить регулятор перепада, предусмотреть большие потери на теплообменнике

(если он есть) в диапазоне 3-5 метров, предусмотреть лучшие потери на регулирующем клапане (5-10 метров). Это обеспечит стабильную работу теплового пункта,

всех его компонент как единую систему, и адекватную стоимость.

 

А что если располагаемы напор «вялый» и составляет 0,4 – 0,8 атмосфер, причем по техническим условиям требуется запроектировать независимую систему

отопления и независимую двухступенчатую систему ГВС? Здесь возможны два варианта. Первый – задача оказывается в принципе нерешаема.

Располагаемого напора не хватает для построения такой системы. Второй вариант – проектировщик начинает буквально «выкраивать» по 1-2 метра потерь

располагаемого напора для каждого из элементов теплового пункта. К чему это приводит: к огромным диаметрам трубопроводов, диаметрам регулирующей,

запорной арматуры, огромным теплообменникам и соответственно, огромной стоимости теплового пункта. Но сама проблема заключается в том, что если даже

собрать такой тепловой пункт, работать он не будет. Это обусловлено тем, что для каждого регулирующего элемента теплового пункта существует минимальное

значение потерь располагаемого напора. Если его не обеспечить, то этот элемент работать не будет. Получается фантастически дорогой и заведомо

неработоспособный тепловой пункт, просто подарок для заказчика =)

В любом случае, когда получается такая коллизия, её нужно разрешать путём переговоров с теплогенегирующей компанией, а не изобретением какого-либо

технического решения, которое в дальнейшем окажется неработоспособным.

 

А что если значение располагаемого напора большое, например 5 или 8 атмосфер?

Выясняется, что это тоже целая проблема, ведь такое большое значение нужно на чём-то потерять. Возникает вопрос: а на чём? На регуляторе перепада

давления и регулирующем клапане? По 2,3,4 атмосферы? Окажется что такой вариант недопустим, даже если эти клапаны разгружены по давлению

и в техническом описании написано «допустимые перепады давления – 16 атм.» Причина первая: высокие скорости теплоносителя внутри тела клапана,

как следствие шумы, вибрация. Причина вторая – возможное явление кавитации, особенно если клапан установлен на горячей стороне (подача от теплосетей).

В этом случае, каждый технический специалист начинает компоновать схему теплового пункта, руководствуясь своим опытом, советами коллег,

соображениями будущей стоимостью теплового пункта.

Например,  возможно поставить два регулятора «после себя» на подаче от теплосетей, на которых осуществляется частичная редукция давления,

например по 1,5 - 2 атмосферы, просчитывается регулирующий клапан на повышенные потери давления, например 1,5 атмосферы, просчитывается

теплообменник с потерями на 0,5 атмосферы, а в случае необходимости устанавливается регулятор «до себя» уже на обратке тепловых сетей.

Безусловно, все эти клапана должны быть просчитаны на допустимые скорости потока внутри них, на кавитацию, а также на разгруженность клапанов по давлению.

В этом случае, происходит достаточно плавное редуцирование большого располагаемого напора и такой вариант вполне возможно назвать грамотным.

Обратной стороной такого грамотного варианта – большая стоимость теплового пункта, ведь он получается перенасыщен регуляторами прямого действия «до себя»

и «после себя».  Поэтому многие специалисты пытаются найти своего рода компромисс: шайбируют ввод или ставят ручные балансировочные клапаны,

которые должны дросселировать высокое давление и иметь при этом низкую стоимость. Но это практика порочна: шайбы очень быстро «зарастают»,

а ручные балансировочные клапаны нуждаются в настройке как минимум дважды в год, поскольку расходы сетевой воды в летний и зимний периоды отличаются в разы. Разумеется, их настройку никто не выполняет.

 

Температурный напор, температурный график.

Очень часто в технических условиях на подключение к тепловой сети обозначается завышенный температурный график, который по факту не выполняется.

Например, температура подачи  150С,

Температура обратного теплоносителя 70С.

По факту, максимальная температура подачи теплоносителя составит 120С, а зачастую и того меньше – 115… 110С.

Очень часто инженер-проектировщик, который занимается проектированием теплового пункта, производит расчёт исходя из формальных данных по техническим

условиям на подключение, игнорируя фактические значения температуры.

Пример:

Нагрузка отопления – 0,45 Гкал/час

Температура подачи от тепловых сетей Т1 – 150˚С

Температура подачи от тепловых сетей Т2 – 70˚С

Расход нагревающего контура G = (0,45*1160)*0,86/(150-70) = 5,6м3/час

Это в том случае, если производить расчёт по техусловиям.

 

Фактически, температура подачи от тепловых сетей, составит 110˚С, в этом случае расход будет совершенно другой:

G = (0,45*1160)*0,86/(110-70) = 11,22м3/час

Получается, что фактически необходимый расход вдвое превосходит формальный по техусловиям.

Это самым непосредственным образом отобразится на технических характеристиках теплового пункта:

-- заниженные диаметры труб;

-- заниженная поверхность нагрева теплообменников;

-- заниженный Kvs регулирующих клапанов;

И как следствие абсолютно неработоспособный тепловой пункт.

 

 

 

Расчёт теплообменного оборудования.

При расчёте теплообменников необходимо понимать, что у каждого завода производителя существуют ряд конструктивных  и технологических особенностей

изготовления теплообменного оборудования: материал пластин, рисунок, покрытие, теплопроводность и т.п. Эти особенности во многом определяют

параметры работы теплообменника в том или ином гидравлическом режиме работы: сопротивления, скорости теплоносителя в портах, теплопередачи и т.п.

Поэтому при расчёте теплообменного оборудования необходимо пользоваться программами подбора от самого завода-производителя или непосредственно

запрашивать эти расчёты у специалистов завода производителя.

Для расчёта теплообменника необходимо указать следующие параметры:

Нагрузка контура отопления, например 0,45Гкал;

Т1, подача греющего контура, например 120˚С;

Т2, обратка греющего контура, например 90˚С;

Т11, подача нагреваемого контура, например 95˚С;

Т21, обратка нагреваемого контура, например 70˚С;

Допустимые потери на ТО в греющем контуре, например 3 метра;

Допустимые потери в ТО в нагреваемом контуре, например 3 метра;

Тип теплообменника – разборный или паяный.

Этих  технических характеристик вполне достаточно, чтобы рассчитать теплообменник. Очень хорошо, так же указать процент запаса поверхности нагрева,

например 15%. Запас поверхности необходим на тот случай, если фактическая температура подачи греющего контура будет отличаться от расчётной

в меньшую сторону. Для разборного теплообменника, вполне возможно ограничиться небольшим запасом поверхности 5-10%, поскольку его всегда можно

увеличить путём добавления пластин. Для паяного теплообменника запас поверхности предпочтительно предусматривать больше 15-20%, поскольку добавить

пластины невозможно.

В случае, когда необходимо рассчитать несколько теплообменников теплового пункта, например системы отопления и двухступенчатой системы ГВС,

для расчёта нужно предоставить технические характеристики обоих систем. Например:

1) ОТОПЛЕНИЕ:

Нагрузка контура отопления, например 0,45Гкал;

Т1, подача греющего контура, например 120˚С;

Т2, обратка греющего контура, например 90˚С;

Т11, подача нагреваемого контура, например 95˚С;

Т21, обратка нагреваемого контура, например 70˚С;

Допустимые потери на ТО в греющем контуре, например 3 метра;

Допустимые потери в ТО в нагреваемом контуре, например 3 метра;

Тип теплообменника – разборный или паяный.

 

2) ГВС:

Нагрузка контура ГВС, например 0,25Гкал;

Т1, подача греющего контура (летний период), например 70˚С;

Т2, обратка греющего контура (летний период), например 40˚С;

Т3, подача ГВС, например 60˚С;

Т4, подача ХВС, например 5˚С;

Допустимые потери на ТО в греющем контуре, например 3 метра;

Допустимые потери в ТО в нагреваемом контуре, например 3 метра;

Тип теплообменника – разборный или паяный.

Расход циркуляции ГВС, например 30% от водоразбора.

В этом примере описаны все существующие системы, входящие в ИТП: отопление и двухступенчатая система ГВС. Это необходимо сделать, поскольку

в данном случае работа первой ступени ГВС напрямую зависит от работы системы отопления.

В данном примере, осуществляется нагрев воды от 5˚С до 60˚, причём греющий контур указывается с температурным графиком для летнего периода 70˚С/40˚С.

Здесь так же нужно иметь ввиду, что температура подачи ГВС не должна составлять менее 60˚С, а для медучреждений, не менее 65˚С.

В случае, когда в составе теплового пункта существует водоподготовка для систем вентиляции, необходимо также детально описать и её.

У каждого завода-производителя существуют свои формы опросного листа для расчёта теплообменников. Вот как например это реализуют наши партнёры,

компании «Теплотекс АПВ»: http://www.teplotex.ru/index.php?id=19

 

 

 

Подбор циркуляционных насосов.

При подборе циркуляционных насосов систем отопления, ГВС, вентиляции, необходимо знать характеристики системы: расход теплоносителя,

который необходимо обеспечить и гидравлическое сопротивление системы.

Расход теплоносителя:

G[м3/час] = Q[КВт]*0.86/ ΔT; где ΔT – разница температур между подачей и обраткой;

Гидравлическое сопротивление системы должны предоставить специалисты, которые рассчитывали саму систему.

Например:

считаем систему отопления с температурным графиком 95˚С /70˚С и нагрузкой 520 КВт

G[м3/час] =520*0.86/ 25 = 17,89 м3/час  ~ 18 м3/час;

Сопротивление системы отопления составило  ξ = 5 метров;

В случае независимой системы отопления, нужно понимать, что к этому сопротивлению  в 5 метров добавится сопротивление теплообменника. Для этого нужно посмотреть его расчёт. Для примера, пусть это значение составит 3 метра. Итак, получается суммарное сопротивление системы: 5+3 = 8 метров.

Теперь вполне можно подобрать циркуляционный насос с расходом 18м3/час и напором 8 метров.

Например вот такой:

В данном случае, насос подобран с большим запасом, он позволяет обеспечить рабочую точку расход/напор на первой скорости своей работы. Если по какой-либо причине, этого напора окажется недостаточно, насос возможно «разогнать» до 13 метров на третьей скорости. Оптимальным вариантом считается вариант насоса, который поддерживает свою рабочую точку на второй скорости.

Так же вполне возможно вместо обыкновенного насоса с тремя или одной скоростью работы поставить насос со встроенным частотным преобразователем, например такой:

 

Этот вариант исполнения насоса, конечно же, наиболее предпочтителен, поскольку позволяет наиболее гибко производить настройку рабочей точки. Единственным недостатком является стоимость.

Так же необходимо помнить о том, что для циркуляции систем отопления необходимо предусматривать два насоса в обязательном порядке (основной/резервный), а для циркуляции линии ГВС вполне возможно поставить один.

 

 

 

 

 

 

Система подпитки. Подбор насоса системы подпитки.

Очевидно, что насос подпитки необходим лишь в случае применения независимых систем, в частности отопления, где греющий и нагреваемый контур

разделены теплообменником. Сама система подпитки необходима для поддержания постоянного давления во вторичном контуре на случай возможных утечек

в системе отопления, а также для заполнения самой системы. Сама система подпитки состоит из прессостата, соленойдного клапана, расширительного бака.

Насос подпитки устанавливается лишь в том случае, когда давления теплоносителя  в обратке не хватает для заполнения системы (не позволяет пьезометр).

Пример:

Давление обратного теплоносителя от теплосетей Р2 = 3 атм.

Высота здания с учётом тех. Подполья = 40 метров.

3атм. = 30 метров;

Необходимая высота = 40 метров + 5 метров (на излив) = 45 метров;

Дефицит напора = 45 метров30 метров = 15 метров = 1,5 атм.

Напор насоса подпитки понятен, он должен составлять 1,5 атмосферы.

Как определить расход? Расход насоса принимается в размере 20% от объёма системы отопления.

Принцип работы системы подпитки следующий.

Прессостат (устройство для измерения давления с релейным выходом) измеряет давление обратного теплоносителя в системе отопления и имеет

предварительную настройку. Для данного конкретного примера эта настройка должна составлять приблизительно 4,2 атмосферы с гистерезисом 0.3.

При падении давления в обратке системы отопления до 4,2 атм., прессостат замыкает свою группу контактов. Тем самым подаёт напряжение на соленойдный

клапан (открытие) и насос подпитки (включение).

Подпиточный теплоноситель подаётся до тех пор, пока давление не повысится до значения 4,2 атм + 0,3 = 4,5 атмосфер.

 

 

Определение максимально допустимого перепада давления на клапане.

Расчёт регулирующего клапана на кавитацию.

 

При распределении располагаемого напора между элементами теплового пункта, необходимо учитывать возможность кавитационных процессов внутри тела

клапана, которые с течением времени будут его разрушать.

Максимально допустимый перепад давления на клапане можно определить по формуле:

ΔPmax = z*( P1 − Ps) ; бар

где: z – коэффициент начала кавитации, публикуется в технических каталогах по подбору оборудования. У каждого производителя оборудования он свой, но среднее значение обычно в диапазоне 0,45-06.

Р1 – давление перед клапаном, бар

Рs – давление насыщение водяного пара при заданной температуре теплоносителя, бар,

которое определяется по таблице:

 

Если расчётный перепад давления использованный для подбора Kvs клапана не более

ΔPmax, кавитация возникать не будет.

 

Пример:

Давление  перед клапаном Р1 = 5 бар;

Температура теплоносителя Т1 = 140С;

Z клапана по каталогу = 0,5

По таблице, для температуры теплоносителя в 140С определяем Рs = 2,69

Максимально допустимый перепад давления на клапане составит:

ΔPmax = 0,5*(5 - 2,69) = 1,155 бар

Более этого перепада терять на клапане нельзя – начнётся кавитация.

А вот если температура теплоносителя была бы ниже, например 115С, что более приближено к реальным температурам тепловой сети, максимальный перепад

давления был бы больше:   ΔPmax = 0,5*(5 – 0,72) = 2,14 бар.

Отсюда можно сделать вполне очевидный вывод: чем больше температура теплоносителя, тем меньший перепад давления возможен на регулирующем клапане.

 

Определение скорости потока, проходящего через клапан.

Очень важным параметром является скорость потока, проходящего через регулирующий клапан. Чтобы её получить, достаточно воспользоваться формулой:

 

 

Где:

G – расход теплоносителя через клапан, м3/час

d – условный диаметр выбранного клапана, мм

Необходимо учитывать тот факт, что скорость потока проходящего через регулирующий клапан не должна превышать 3м/сек. В противном случае,

гарантированы сильные шумы внутри тела клапана.

 

 

Определение скорости потока внутри трубопроводов.

Для того чтобы определить скорость потока. Проходящего через трубопровод, достаточно воспользоваться формулой:

 

                                         

                                ;  м/с

 

 

G – расход теплоносителя через клапан, м3/час

d – условный диаметр выбранного клапана, мм

 

Необходимо учитывать тот факт, что скорость потока проходящего через участок трубопровода не должна превышать 1 м/сек.

Наиболее предпочтительна скорость потока в диапазоне 0,7 – 0,85 м/с.

Минимальная же скорость должна составлять 0,5 м/с.

 

 

 

 

Одноступенчатая система ГВС, Двухступенчатая система ГВС.

 

Критерий выбора системы ГВС, как правило, определяется из технических условий на подключение: теплогенерирующая компания очень часто прописывает

тип системы ГВС. В случае, если тип системы не прописан, следует придерживаться простого правила: определение по соотношению нагрузок здания

на ГВС и отопление.

 

Если   0.2<  Qгвс/Qотопления  <1; - необходима двухступенчатая система ГВС;

Соответственно,

Если    Qгвс/Qотопления  < 0.2 или  Qгвс/Qотопления  >1 ; необходима одноступенчатая система ГВС.

 

Сам принцип работы двухступенчатой системы ГВС основан на рекуперации тепла из обратки контура отопления:  обратный теплоноситель контура отопления

проходит через первую ступень ГВС и подогревает холодную воду с 5С до 41…48С. При этом сам обратный теплоноситель контура отопления остывает до 40С

и уже холодным сливается в тепловую сеть.

 

       

Вторая же ступень ГВС догревает холодную воду с 41…48С после первой ступени до положенных 60…65С.

Преимущества двухступенчатой системы ГВС:

1)     За счёт рекуперации тепла обратки контура отопления, в тепловую сеть поступает охлаждённый теплоноситель, что резко уменьшает вероятность перегрева

обратки. Этот момент крайне важен для теплогенерирующих компаний, в частности, тепловых сетей. Сейчас получает распространение проведение расчётов     теплообменников первой ступени ГВС на минимальную температуру в 30С, чтобы ещё более холодный теплоноситель сливался в обратку теплосети.

2)     Двухступенчатая система ГВС более точно поддаётся регулированию температуры горячей воды, которая идёт на разбор потребителю и температурные колебания

                          на выходе из системы значительно меньше. Это достигается благодаря тому, что регулирующий клапан второй ступени ГВС, в процессе своей работы регулирует

                          только небольшую часть нагрузки, а не всю целиком.

 

 

Распределение нагрузок между первой и второй ступенями ГВС.

При распределении нагрузок между первой и второй ступенями ГВС, очень удобно поступать следующим образом:

70% нагрузки – 1 ступень ГВС;

30% нагрузки – 2 ступень ГВС;

Что это даёт.

1) Поскольку вторая (регулируемая) ступень получается небольшой, то в процессе регулирования температуры ГВС, температурные колебания на выходе из

системы оказываются незначительными.

2) Благодаря такому распределению нагрузки ГВС, в процессе расчёта мы получаем равенство расходов и как следствие равенство диаметров в обвязке теплообменников.

 

 

Циркуляционная составляющая ГВС. Расчёт циркуляции ГВС.

Расход на циркуляцию ГВС должен составлять не менее 30% от расхода разбора ГВС потребителем. Это минимальная цифра. Для увеличения надёжности

системы и стабильности регулирования температуры ГВС, расход на циркуляцию можно увеличить до значения 40-45%. Это делается не только для поддержания

температуры горячей воды, когда нет разбора потребителем. Это делается для компенсации «просадки» ГВС в момент пикового разбора ГВС, поскольку расход

циркуляции будет поддерживать систему в момент заполнения объёма теплообменника холодной водой для нагрева.

Бывают случаи неправильного расчёта системы ГВС, когда вместо двухступенчатой системы, проектируют одноступенчатую. После монтажа такой системы,

в процессе пуско-наладки, специалист сталкивается с крайней нестабильностью работы системы ГВС. Здесь уместно даже говорить о неработоспособности,

которая выражается большими температурными колебаниями на выходе из системы ГВС с амплитудой в 15-20С от заданной уставки. Например, когда уставка

составляет 60С, то в процессе регулирования,  температурные колебания происходят в диапазоне от 40 до 80С. В данном случае изменения настроек

электронного регулятора (ПИД – составляющие, время хода штока и т.п.)  результата не дадут, поскольку принципиально не верно рассчитана гидравлика ГВС.

 Выход здесь один: ограничивать расход холодной воды и максимально увеличивать циркуляционную составляющую ГВС. В этом случае, в точке смешения

меньшее количество холодной воды будет смешиваться с большим количеством горячей (циркуляционной) и система будет работать стабильней.

Таким образом,  производится какая-то имитация двухступенчатой системы ГВС за счёт циркуляции ГВС.