空调水系统说明书

空调水系统说明书（共6篇）

空调水系统说明书篇1

钠离子交换软化：利用置换原理，将水中的Ca+和Mg+用其他不形成硬度的阳离子(如Na+)来置换，使水中的钙镁盐类变成钠盐以除去水中硬度。

静电场阻垢处理：在一定强度的静电作用下产生极化作用，使水中难溶盐的正负离子难以结合，结晶，结垢。特点为有一定的杀菌灭菌作用，无缓蚀及过滤作用。电子水处理器：水经过处理后，其物理结构发生变化，水中溶解盐类的离子及带电离子间静电引力减弱，不能相互聚集，防止结垢。特点同静电场阻垢处理。投放阻垢分散剂：投放阻垢分散剂后提高水介质自身的溶碳酸钙硬度，同时改变碳酸钙晶体晶格，难以聚集成垢，从而达到阻垢目的。特点为阻垢效果较好，但对铜有腐蚀，也部适用于水温较高的冷却水系统。

强磁水处理：利用流动的水经过强磁场的磁力线切割后水的物理化学性质发生变化，活性，溶解度大大提高来解决防垢，杀菌，除锈，灭藻。缺点是价格昂贵。药物处理：投放杀生剂和纯化剂等药物，防止细菌和水藻繁殖。分为氧化剂和非氧化剂两大类。常见的氧化剂型有氯，次氯酸钙，二次氯酸钙(以上为价廉)，氯胺(效用持久)；常见的非氧化剂型有季胺盐类，氯酚类，烯醛类等。

Y型管道过滤器：基本上市场上常见的阀门厂都生产，安装在精密控制阀门或设备的进口段，用于清除介质中的杂质，以保护阀门和设备的正常使用。

直流电子水处理器：分高频电子水处理器，强磁水处理器，离子棒等方式。旁流水处理器：以平行安装于总管的安装方式得名。目前市场上常见的厂家有同济益水和杭州安康两家。同济益水前身是同济大学的附属企业，现已脱勾。其产品设计为2003年设计原型。同济水处理器分空调水和冷却水两种型式。检测报告为97年版本，特别指出的是其具有军团菌的抑菌实验报告(2002年)。产品采用叠加脉冲的低压电场原理，工作电压小于36V，水头损失为4-7米，适用于循环水系统杀菌灭藻除垢处理并去除水中悬浮物。选型安装依据：与系统输送总管通径一致，在系统水泵进出水总管旁路安装，无需增加水泵，仅旁流系统流量的1-3%。目前产品价格偏低。需要指出的是同济水处理器不具备过滤的功能，只能通过去除水中悬浮物实现过滤杂质的功能，远不能达到μ的级别。

空调水系统说明书篇2

1 空调水系统的阻力的组成

这里所谈的闭式空调冷水系统的阻力组成, 如图1所示。

图1中, 1为冷水机组阻力, 由机组制造厂提供, 一般为60~100 kPa。2为管路阻力, 其中单位长度的摩擦阻力即比摩阻取决于技术经济比较。若取值大则管径小, 初投资省, 但水泵运行能耗大;若取值小则反之。目前设计中冷水管路的比摩阻宜控制在150~200 Pa/m范围内, 管径较大时, 取值可小些。3为空调末端装置阻力, 是由制造厂经过盘管配置计算后提供的, 一般在20~50 kPa范围内。4为调节阀阻力。空调房间通过在空调末端装置的水路上设置电动二通调节阀是实现室温控制的一种手段。二通阀的规格由阀门全开时的流通能力与允许压力降来选择的。阀门全开时的压力降占该支路总压力降的百分数被称为阀权度。水系统设计时要求阀权度S>0.3, 于是, 二通调节阀的允许压力降一般不小于40 kPa。

根据以上所述, 可以估计一栋约100 m高的高层建筑空调水系统的压力损失, 即循环水泵所需的扬程。

(1) 冷水机组阻力:取80kPa (8 m水柱) 。

(2) 管路阻力:取冷冻机房内的除污器、集水器、分水器及管路等的阻力为50 kPa;取输配侧管路长度300 m与比摩阻200 Pa/m, 则摩擦阻力为300×200=60 kPa;如考虑输配侧的局部阻力位摩擦阻力的50%, 则局部阻力为60×0.5=30 kPa;系统管路的总阻力为50+60+30=140 kPa (14 m水柱) 。

(3) 空调末端装置阻力:组合式空调器的阻力一般比风机盘管阻力大, 故取前者的阻力位45 kPa (4.5 m水柱) 。

(4) 二通调节阀的阻力:取40 kPa (4.0 m水柱) 。

于是, 水系统的各部分阻力之和为:80+140+45+40=305 kPa (30.5 m水柱) 。

(5) 水泵扬程:取10%的安全系数, 则扬程H=30.5×1.1=33.55 m。

根据以上估算, 可以基本掌握同类规模建筑物的空调水系统的压力损失值范围, 防止因未经计算, 而将系统压力损失估计过大, 水泵扬程选得过大, 导致能量浪费。

2 空调水系统的定压点及压力

定压点确定的最主要原则是:保证系统内任何一点不出现负压或者热水的汽化。在空调水系统中, 定压点的最低运行压力应保证水系统最高点的压力为5 kPa以上。以图3来说明, 其中A点为系统最高点。

一般来说, 采用 (a) 的方式是最常见的, 其特点是稳定可靠, 这时对最低定压压力的要求为:PAmin=5 kPa。 (b) 的方式也是常用方式之一, 这时对最低定压压力的要求为:PBmin=H+5+△HAB (kPa) , 式中△HAB为设计状态下, 从A点到水泵吸入口B点的水流阻力, kPa;H为系统最大高差 (折算为压力单位kPa) 。

3 空调水系统的压力分布分析

了解空调水系统在停运与运行时系统各点的压力分布, 对保证设备与管路安全, 系统正常使用是非常重要的。如下a、b说明图2中水系统中各典型压力点的静压力值 (以m计) 。

(1) 水泵不运行时:PA=h1;PB=h1+h2;PC=h1+h2;PD=h1+h2;PE=h1。

(2) 水泵运行时:PA=h1;PB=h1+h2-AB段阻力;PD=PC-C D段阻力;PE=PD-h2-D E段阻力。

由以上, 可以得到如下认识。

(1) 膨胀水箱 (EXT) 接入点A处 (定压点) 的静压值, 不管水泵是否在运行, 总是等于膨胀水箱水面与A点之间的高度h1 (m) 。

(2) 水泵不运行时, 系统中任一点的静压力等于该店与膨胀水箱水面之间的高度差。

(3) 水泵运行时, 定压点A处与水泵吸入口之间管路 (A-B-C) 上任一点的静压值, 等于该点的静水高度值减去从A点到该店管路的压力损失值;水泵出口处与A点之间管路 (C-D-E-A) 上任一点的静压值, 等于水泵扬程与该点静水高度值之和减去从A点到该点管路的压力损失值。

(4) 如果将冷水机组置于水泵的吸入管路中, 机组的承压值就与水泵的扬程无关。正因为如此, 在高层建筑的水系统中, 常将机组置于水泵的吸入管中, 以减小机组的承压值。

4 结语

空调水系统的压力分析, 主要是能使设计中能更详细了解整个水系统的压力分布情况, 解决设备和构件的承压问题, 空调冷水机组的蒸发器、冷凝器的承压能力有一定要求, 不同厂家略有不同。所以设计中必须清楚知道各个部分的压力分布情况, 才能使所做的设计更加合理, 更加优化。

摘要：本文通过空调水系统阻力的组成、定压点及空调水系统的压力分布的阐述, 说明了空调水系统压力分布的情况以及设计中应注意的关键。

关键词：空调水系统,阻力组成,定压点,压力分布

参考文献

[1]陆耀庆.实用供热空调设计手册[M].2版.北京:中国建筑工业出版社, 2008.

空调水系统节能设计探讨篇3

【关键词】中央空调；水系统；冷水机组；冷冻水泵；冷却水泵；冷却塔；节能

一、引言

在能源不足困扰着世界的今天，节能已经成为我国的基本国策。节能要我们每位公民首先具有节能意识，而且节能首先要从我做起。作为一个中央空调设计者，我们要做的就是在中央空调设计中践行国家的节能政策，设计出更加舒适、实用且更加节能的系统。

在中央空调系统能耗中最大的是冷水机组、冷冻水泵、冷却水泵以及冷却塔等设备，大概占到了空调的总体耗能的百分七十至八十。由此可见，空调水系统的节能设计是整个中央空调系统节能设计的重中之重。本文就从空调水系统的四大能耗部件开始进行空调水系统的节能分析，望同行探讨。

二、空调水系统中各部件能耗分析

笔者所设计的X高层办公楼为例，该办公楼水系统的主要设备数量及功率如下表

由上表可知，整个水系统的输入功率为1870.5KW，其中，冷水机组输入功率为1406KW，占整个水系统输入功率75.17%；冷冻水泵输入功率为210KW，占整个水系统输入功率11.23%；冷却水泵输入功率为202KW，占整个水系统输入功率10.80%；冷却水塔输入功率为52.5KW，占整个水系统输入功率2.81%。知道了整个水系统中各个部件的能耗比我们才能更有针对性的去做节能设计。下面笔者就从此展开来谈谈中央空调水系统的节能设计。

三、冷水机组的节能设计

从上面的例子不难看出在整个水系统中冷水机组的能耗占比最大，达到75.17%。要想降低整个水系统的能耗，首先就要从降低冷水机组的能耗入手。如何降低冷水机组的能耗呢，随着科技的发展，冷水机组制造厂家已经能生产出制冷性能非常优异的冷水机组。冷水机组本身的节能问题我们在这里不做深入讨论，在这里主要谈谈如何选择冷水机组，以使其能更好的跟整个空调系统相匹配，进而使冷水机组在满负荷运行及部分负荷运行时均能发挥出优异的制冷性能。下面就从冷水机组台数的选择方面讨论一下，不同台数组合情况下的耗能情况。

这里以X工程为例，该工程冷负荷为1200KW。选冷水机组时有如下三种组合方式：（当然还有更多的组合方式，笔者只以这三种典型的方式为例）

方案一：选一台制冷量为1200KW的主机；

方案二：选两台制冷量为600KW的主机；

方案三：选两台制冷量为500KW加一台制冷量为200KW的主机；下面三

张图是对应以上这三种方案冷水机组输入功率随着冷负荷变化而变化的示意图。图中阴影部分为后两种方案相对于第一种方案的节能效果。从图中我们可以很容易的看出这三种组合方式在耗能方面的表现。进而确定第三种方案是比较节能的，因此建议在设计中应该尽量选用。

正如笔者之前所强调的，在实际设计中有很多种方案，不同的方案有不同的特点，同时也有不同的节能效果。在实际工程中，我们要经过计算比较来选择合适的机组及其组合方式，而不能拘于形式。力求使冷水机组的功率输入与负荷成线性关系，笔者认为这样更有利于节能。

四、冷冻水泵及冷却水泵的节能设计

水泵的能耗占整个水系统能耗的20.03%，其能耗比例也相当的客观。要减少水泵的能耗，根据水泵能耗计算公式，笔者认为除了水泵本身要采用节能产品外还应该从以下两个方面入手，第一，减少水系统的输送水量，即减少水泵的流量；如何减少水泵的输送水量呢？可以采用提高冷冻水供回水溫差的方法来减少水系统的水量。传统的中央空调冷冻水系统供回水温度分别为7℃和12℃，供回水温差为5℃。实际工程中可以考虑把供回水温差提高到10℃，即供回水温度分别为7℃和17℃，这种系统也就是所谓的大温差供冷系统。该系统在实际工程中已经屡有应用，实际使用情况良好，节能效果十分明显，值得推广。

第二，减少整个水系统的阻力，即减少水泵的扬程。首先，在设计过程中，水泵选型计算时应适当放大管径，笔者建议在选择管道水流速度时按规范规定的较小值选择，这样会使整个系统的管道阻力大为减小。其次选择阀件时，要选择局部阻力小的阀件比如说尽量选用闸阀，而不选用截止阀；选择止回阀时不选用阻力较高的升降式止回阀等。再次，选择控制阀时有些设计师过分强调阀权度，使系统中控制阀全开时的阻力等于甚至大于所控制末端的阻力，这无形中增加了是泵的扬程，因此建议控制阀全开的阻力为所控制的末端阻力的50%左右。的这样可以使整个水系统阻力减小，从而使选择的水泵扬程减小。笔者认为这种做法也有一定的节能效果。

冷却水泵的选择，首先，要选择适当的位置布置冷却塔，放置位置不能太高以减少冷却水泵的扬程；其次，避免选择塔体扬程太高的冷却塔。这样均能有效的减少冷却水泵的扬程，对冷却水泵的节能运行很有益处。

五、冷却水塔的节能设计

冷却塔是制冷系统中冷却水与空气热进行热交换的地方，其任务是通过热交换降低冷却水温度，而这一热交换过程非常复杂，影响因素众多。在冷却塔中的水与空气交换热量，主要是水蒸发吸热，进而降低冷却水的水温。因此空气的湿球温度是影响冷却塔冷却效能的一个重要因素。

实际上，影响冷却效果的因素多种多样，有研究表明，冷却塔水量、风量都会影响冷却塔出水温度，两者对冷却塔出水温度的影响存在一定的不同。其中水量的影响较大。但风量却与冷却塔本身的能耗息息相关，要合理控制冷却水塔的风机风量，以利于节能。必要时可以关闭冷却塔风机。

五、结语

综上，从当前情况分析，中央空调水系统的耗能情况非常严重，因此空调设计人员一定要在设计之初就对整个系统的节能加以重视。也只有在源头上开始考虑节能、实施相关节能措施，才能在以后的运行中实现节能。以上的观点纯属一家之言，希望广大同行批评指正。

参考文献：

[1] 张谋雄.冷水机组变流量的性能[J].暖通空调.2011，30（6）：56～58.

[2] 赵荣义.简明空调设计手册[M].北京：中国建筑工业出版社.2013

[3] 江亿.用变速泵和变速风机代替调节用风阀和水阀[J].暖通空调.2012，27（2）：66～71.

[4] 王玉峰邵宗义.空调冷水机组的性能及经济性分析

空调水系统说明书篇4

1 系统存在大流量、小温差的原因

供热空调水系统在实际运行中存在着大流量、小温差的现象主要有以下几个原因。

(1)设计水流量是根据最大的设计热(冷)负荷与一定供回水温差来确定。而实际上系统大部分时间是在部分负荷条件下运行。

(2)设计时选择水泵是根据上述设计流量与最不利环路的阻力来确定的,而不是根据水泵实际工作的特性曲线来确定。因此,在系统实际运行时,水泵的工作点在流量与扬程的关系图上应是在水泵铭牌参数的右下侧,故实际水流量比设计流量大,水泵的效率降低。

(3)设计时水泵扬程选配过高或采用了过于保守的安全系数;当实际水阻较小时,导致流量变大,电机过载,可能会跳闸,严重时甚至烧毁电机。

(4)设计热(冷)负荷取值偏大,或采用了太大的水量附加系数。

(5)由两台以上冷(热)水机组和对应的水泵组成的系统采用定流量系统。定流量系统适合冷(热)水机组总台数不超过两台的小型系统。在由两台以上主机组成的定流量系统中,如果低负荷时停止部分主机和水泵的运行,由于没有相应的流量调节措施,系统阻力变小,流量变大,造成正在运行的水泵电机过载,设备台数越多,这种现象越严重。这时系统总流量低于设计流量,还可能造成建筑低负荷时但某区域仍需较高负荷其所需的供水量不能满足要求,致使该区域温度等参数失控。

2 系统耗电输热(冷)比计算式

按照《公共建筑节能设计标准》的规定:集中热水采暖系统循环水泵的耗电输热比

Δt———设计供回水温度差(℃);∑L———室外主干线(包括供回水管)总长度(米)。

当∑L≤500米时,α=0.0115;

当500<∑L<1000米时,α=0.0092;

当∑L≥1000米时,α=0.0069。

另外,该规范提供空气调节冷热水系统输送能效比计算式ER=0.002342H/(ΔT×η),

H———水泵设计扬程(米);ΔT———供回水温度差(℃);η———水泵在设计工作点的效率(%)。

并规定ER不大于表1中的数值。

从以上两个公式可知,当水系统处于大流量、小温差工况时,水输送效能比很可能达不到规范的要求。因此,在设计时应做好水力平衡计算。热水采暖系统的并联环路(不包括共同段)之间的压力损失相对差值,对于双管同程式不大于15%,单管同程式不大于10%,双管异程式不大于25%,单管异程式不大于15%。空调水系统各并联环路之间的水阻力损失的相对差额不应大于15%[2]。在供热工程中只要水力平衡有保障,就应选配容量适合的锅炉和水泵。

3 管道阻力特性与水力稳定性计算公式

在供热空调管网中,流体流动产生的压降与流量存在以下关系式,水力工况的变化遵循这一关系式ΔP=SV2,

ΔP——网路计算管段的压力降或阻力,Pa;V——网路计算管段的水流量,m3/h;S——网路计算管段的管道阻力特性系数,或称为管路阻抗,或称为阻力数,Pa/(m3/h)2。

S仅取决于管道本身构造,不随流量变化,也不会受其它并联管段构造变化而变化。比如,某管段不会因并联的其它管段上阀门关闭、开大、或加长等等的变化而受影响改变它的S值。注意,公式中指的是管段压力降ΔP,不是管段的压力P。特别指出,并联管路的压力降相等,不是压力相等,这一点有的人容易混淆。

管网水力失调的程度通过水力稳定性来体现。一个供热空调水系统往往由多个水力调节回路组成。水力稳定性就是对各回路之间相互影响程度的反映。水力稳定性是指网路中各个热用户在其它热用户流量改变时保持本身流量不变的能力。通常用水力稳定性系数来衡量网路的水力稳定性。

ΔPw———正常工况下网路干管的压力损失,Pa;

ΔPy———正常工况下热用户的作用压差,Pa。

ΔPw=0时,(理论上,网路干管直径为无限大),y=1,水力稳定性最好。

ΔPw=∞时或ΔPy=0,(理论上,用户系统管径为无限大网路干管直径为无限小),y=0,水力稳定性最差。

由以上关系式可知,提高热水网路水力稳定性的主要方法是相对地减小网路干管的压降,或相对地增大用户系统的压降[2]。因此,系统设计时应有意识使干管流速取值偏向下限值,支管流速取值偏向上限值。选择水泵时宜选用特性曲线较平坦的水泵,即流量变化时,水泵扬程波动不太大,有利于提高各环路的水力稳定性。

4 几种常见的水力工况调节方法与设计方案

为了保证水力稳定性,调节方法一般是改变管段的阻力特性系数S(如阀门调节)、水泵变频调速或水泵改变台数运行;而发出调节指令的依据可以是管网的流量、节点的压力或者是节点之间的压差参数。

下面谈一谈在实际工程中常见的几种水力工况调节方法与设计方案。

(1)在需要保证设计流量的环路上安装平衡阀。平衡阀的阻力应为所在环路总阻力的10%~30%。

《公共建筑节能设计标准》第5.2.7条规定:集中采暖系统供水或回水管的分支管路上应根据水力平衡要求设置水力平衡装置。《民用建筑节能设计标准》第5.2.3条也有规定:在室外各环路及建筑物入口处采暖供水管(或回水管)路上应安装平衡阀或其他水力平衡元件,并进行水力平衡调试。

平衡阀安装使用时应注意以下几方面:

1)建议安装在回水管上;

2)尽可能安装在直管段上;

3)注意新系统与原有系统水流量的平衡;

4)不应随意变动平衡阀的开度;

5)不必再安装截止阀;

6)系统增设(或取消)环路时应重新调试整定[2]。

(2)使用变频装置控制任何一台并联的水泵变频调速,或者采用一台变频调速泵与其它工频恒速泵并联运行,末端设备设置二通电动阀,在供回水总管上可设置也可不设置压差旁通阀(见图1)。如果图1中的水泵没有设置变频装置调速运行,则供回水总管上应设置压差旁通阀。水泵变频运行与管路上的电动阀配合,使输配管路的流量随用户所需实时变化,减少水力失调,提高管网的水力稳定性,降低系统运行能耗。通常把用户侧水量处于实时变化的系统称为变水量系统。在变水量系统中,如果采用定速水泵,水泵运行能量没有节省。

水泵的能耗占供热空调系统总能耗的比例越大,采用变频水泵运行的节能效果就越好。在空调系统中,一般水泵能耗约占总能耗的20%~25%。水泵采用变频技术,使水流量与热(冷)流量同步调节,实现全流量范围内的节能运行。变流量水泵还应满足系统从最小到最大负荷、全流量范围内的所有扬程要求。

在变频调速过程中,水泵的最低转速不应使主机在较低效率下运行,避免空调机组在最小临界负荷时停机。变频泵流量下限应保证水系统处于紊流状态。水泵的水输送系数WTF不应小于设计计算的理论水输送系数的0.6倍。随着流经机组的水流量的减少,冷冻水温的降低,冷水机组的COP值会降低,这个问题在系统运行过程中也要结合考虑。

当采用一台变频调速泵与其它定速泵并联运行时,应选择合适时机投入或切除变频泵,切换时机为此时变频泵的流量为零,而其扬程恰好等于系统的压差。如果切换时机选择不当,就会造成流量波动或控制滞后。

目前大多数空调水系统都是将压差测点设置在分水器与集水器上的供回水总管上。在机组侧流量不变的前提下,供、回水总管间压差的变化,反映了用户侧整个管系的阻力变化。变频器根据压差的变化控制变频泵调速运行来追随用户流量的变化。但是,这仅仅保证了各用户的流量之和,并不能保证变频后各用户各自所需的流量。如果要保证每个用户在任何时候都能分配到足够的水量,也可将压差设定值适当的设高一些,但这样又会在多个用户管路上无谓地损耗更多的能量。

(3)末端设备设置二通电动阀,同时改变水泵运行台数来满足用户侧水量要求的变化。现以三台并联定速水泵台数的转换过程来阐述系统的运行情况(见图2)。

系统在设计状态下,三台水泵同时工作,系统工作点为a点,单台水泵流量为W0,扬程为H0。随着用户冷负荷的减少,末端设备的电动温控阀关小,供回水压差变大,此时压差控制旁通电动阀开大,使供水管的水更多地旁通流到回水管。压差重新得到调整。反之则相反。管路上如此反复变化,在满足用户侧所需总流量的同时,冷源侧的流量保持不变,可以认为管道性能曲线0~a不变化。

当停止一台水泵只有两台水泵工作时,水泵工作曲线变为p~b1,此时总流量变小,供回水压差减少,压差控制旁通阀开始关小,刚开始时单台水泵的流量大于设计流量,水泵的电机处于过载。当旁通阀关小到管道性能曲线由0~a变为0~b时,管道性能曲线与水泵工作曲线相交于b点,单台水泵的工作参数恢复到设计参数,即流量为W0,扬程为H0。两台水泵向单台水泵转换时的情况同理。只有在剩下一台水泵工作时,才能出现旁通阀全关的情况。

在这种设计合理的变水量系统中,水泵的工作点在除刚开始转换后的短期出现不稳定点b1、c1外,基本上不发生变化,有利于水泵的长期高效、安全可靠工作。

由ΔP=SV2知,随着水泵工作台数的增加,流量V变大,若ΔP保持不变,则S变小,管道性能曲线由0~c变为0~b再变为0~a,系统的阻抗变得越来越小,管道性能曲线越来越平坦。工程中常见多台型号相同的风机并联运行也存在类似情况。这就是说,无论是水泵或者是风机,在并联时管路的阻抗S较小才能使流量增加得更多。反过来说,管路的阻抗S较大时水泵或风机并联后流量增加的效果不明显,此种情况水泵或者风机均不宜并联运行。

无论是水泵采用变速控制或者台数控制,压差测点与旁通阀设置的回路不一定要相同,它们应设置在系统哪个节点间是一个值得探讨与研究的问题。

(4)在压降较大的用户回路上单独设置二级泵。如果用户系统中有一些用户的压降比其它用户压降大很多时,应通过计算选择扬程合适的二级水泵设置在压降较大的用户环路上,其它压降小的用户连接在一级泵的环路上。二级泵环路与一级泵环路之间不必进行平衡。采用这种安装方式,系统的平衡调节比较容易,一级泵的容量可以比没设置二级泵时小一些,同时避免为了满足压降大的用户的流量要求而在其它压降小的用户管路上耗费多余的能量,避免压降小的用户管路长期承受较大的压力,减少系统的维修量。系统设计更合理、安全、节能。

(5)二次泵变流量水系统(见图3)。一次泵系统适合中、小型工程或负荷性质比较单一和稳定的较大型工程。如果系统较大、各环路负荷特性或水阻相差悬殊时,宜采用二次泵系统[2]。在末端设备配置二通电动阀是二次泵变流量的前提,二次泵能够相应地实施改变流量是实现节能的保证。二次泵改变流量的方式可以是变速控制或台数控制。

当二次泵采用变速控制时,宜设置压差旁通阀,在水泵到达最低转速限制值时开始开启,旁通阀的最大设计流量为一台变速泵的最小运行流量。当二次泵采用台数控制方式时,二次泵系统的用户侧回路通常应设置压差旁通阀,此旁通阀是平衡用户侧需水量与二次泵组的供水量,旁通阀最大设计流量为一台定速二次泵的设计流量[2]。

5 结束语

水力平衡是节能及提高供热(冷)品质的关键问题。在供热空调水系统中,应该对系统用户用热用冷的情况进行仔细分析,认真做好水力平衡计算,采用合理先进的系统形式,采取一定的保证措施与调节方法,最大限度地满足用户的需求,最大限度地减少水力失调,提高管网的稳定性,使机组、水泵等设备在额定流量下运行,运行效率及水输送效率得到提高,室温冷热不均的现象得到改善,整个系统的能耗处于合理、节省的状况。

参考文献

[1]邹瑜.供热空调系统水力平衡技术及其应用.1999.

[2]全国勘察设计注册工程师公用设备专业管理委员会秘书处.全国勘察设计注册公用设备工程师暖通空调专业考试复习教材(第二版)[M].2006.

[3]GB50189-2005.公共建筑节能设计标准[S].

空调水系统说明书篇5

1 8A编组与常规编组车站公共区规模概况

常规编组列车主要指6A和6B编组列车,本文主要针对6B编组列车而言,列车长度118 m[1,2],站台长度112 m,标准地下车站站台宽度为12 m,车站站厅公共区面积为1 645 m2,站台公共区面积为1 250 m2,站厅层高4.9 m,站台层高4.55 m。

8A编组列车长度186 m,站台长度181 m,标准地下车站站台宽度为12 m,对应车站站厅公共区面积为2 345 m2,站台公共区面积为2 055 m2,站厅层高5.2 m,站台层高4.7 m。

两者对比而言,8A编组地下车站公共区比常规车站约大1 500 m2,车站规模发生较大变化。因此分析8A编组列车地下车站水系统配置的经济性具有重要意义。

2地下车站冷负荷计算

地下车站冷负荷主要包括围护结构传热、人体散热、照明散热、各种设备散热四大类。由于地下建筑围护结构传热过程是一个不稳定过程,深埋地下车站围护结构的传热主要受室内空气温度的影响,而浅埋地下车站围护结构的传热除了受室内温度的影响,还受地表面温度周期性变化的影响,传热过程比较复杂。但随着使用时间的增长,恒温传热过程逐步趋于稳定,年波动传热过程逐步进入准稳定状态,其对室内冷负荷的影响可以忽略[3]。

2.1人体散热形成的冷负荷

人体散热与性别、年龄、衣着、劳动强度及周围环境(温、湿度等)等多种因素有关[4],人体散热形成的冷负荷包括显热和潜热。地下车站公共区人体散热形成的冷负荷一般占车站总冷负荷35%左右,人员的多少直接影响着车站公共区的总负荷量。根据乘客在车站停留时间和车站客流情况,通过停留时间与小时高峰客流的关系计算得出站厅、站台的通风空调计算人员数量,见式(1)、式(2):

式中:Gc为站厅计算人员数为量;Gp为站台计算人员数量;A为车站小时上车客流,人/h,按远期高峰预测客流乘超高峰小时系数确定;B为车站小时下车客流,人/h,按远期高峰预测客流乘超高峰小时系数确定;a为上车乘客站厅停留时间,min;b为下车乘客站厅停留时间,min;c为上车乘客站台停留时间,min;d为下车乘客站台停留时间,min。

乘客在车站平均停留时间如下:上车客流,车站平均停留时间为按行车间隔加2min,其中站厅停留2min,站台停留2min;下车客流平均车站停留时间为3min,站厅、站台各停留1.5 min。根据客流专业提供资料,由式(1)、式(2)计算出车站高峰客流(见图1)。

2.2照明散热形成的冷负荷

当电压一定,室内照明散热量是不随着时间变化的稳定散热量,根据照明灯具的类型和安装方式的不同,其冷负荷计算式分别为:

白炽灯:

荧光灯:

其中:Qz为灯具散热形成的冷负荷,W;N为照明灯具所需功率,kW;n1为镇流器消耗功率系数;n2为灯罩隔热系数;CLQ为照明散热冷负荷系数。

2.3设备负荷散热形成的冷负荷

公共区主要散热设备包括广告牌、导向牌、指示牌、进出站闸机、电扶梯等。

设备及设备管理用房主要散热设备包括:整流变压器、再生能、变配电、开关柜、综合监控设备、专用通信设备、民用通信设备、信号电源设备、屏蔽门设备、AFC设备、照明配电设备、环控电控柜等。各设备的发热量主要由相关专业提供(见表1),也可参考文献[5]计算求得。

2.4新风负荷

据调查,空调工程中处理新风的能耗占总能耗的25%～30%,所以在满足室内空气品质的前提下,尽量选用比较小的新风量。地下车站公共区空调季节小新风运行时取下面三者最大值:(1)空调季节新鲜空气量不小于12.6 m3/(h·人);(2)新风量不小于系统总风量的10%;(3)屏蔽门漏风量。公共区空调季节全新风运行或非空调季节全通风时:人员最小新风量为30 m3/h,且公共区换气次数不小于5次/h。

地下车站设备区空调季节小新风运行时取下面二者最大值:(1)空调季节人员最小新风量为30 m3/h;(2)新风量不小于系统总风量的10%。

2.5湿负荷

地下车站湿负荷主要包括结构壁面散湿量、人员散湿量。一般情况下车站侧墙、顶板按1～2g/(m2·h)计算,人员散湿量可参考文献[4,5]。

2.6车站冷负荷

综上所述,可以求得车站公共区随着车站晚高峰客流变化的负荷曲线图(见图2)。而设备区总冷负荷在390～430 kW。

3地下车站水系统配置方案经济性分析

3.1地下车站水系统配置方案

根据地下车站的运营习惯,水系统配置分为两类:(1)配置两台冷水机组,对应配置两台冷冻水泵、两台冷却水泵、两台冷却塔及辅助水处理设备。白天运营两台冷水机组及对应水泵为公共区及设备区提供冷量,夜间通过冷水机组的卸载为设备区提供冷量;(2)配置两台大的冷水机组、一台小的冷水机组,对应配置三台冷冻水泵、三台冷却水泵、三台冷却塔及辅助水处理设备。公共区与设备区运行模式完全分开。

3.2初投资经济性分析

根据第三小节所述,取车站公共区最大冷负荷即1 108 kW,设备区总冷负荷取均值410 kW,进行初车站水系统配置方案经济性分析。故车站冷水机组总冷负荷1 518 kW。

选择两台冷水机组,则单台冷水机组的容量为759 kW,采用双机头螺杆式冷水机组,设备区负荷占冷水机组的百分比大于54.1%,对应配置冷冻水泵两台、冷却水泵两台、冷却塔两台。按照两台冷水机组配置,冷水机组长宽限制在4 500×1 500范围内,则冷水机组占地为62.0 m2[6-7];加上冷却水泵、冷冻水泵、水处理器等水系统设备及机房内主通道,冷冻机房占地为172 m2,设备初投资为191万。

选择两大一小冷水机组,即设备区与公共区冷水机组分开,则公共区两台冷水机组容量为554 kW,设备区冷水机组容量为410 kW,采用单机头螺杆式冷水机组,对应配置冷冻水泵三台、冷却水泵三台、冷却塔三台。按照两大一小冷水机组配置,冷水机组长宽限制在3200×1 400范围内,冷水机组占地约为67.2 m2;加上冷却水泵、冷冻水泵、水处理器等水系统设备及机房内主通道,冷冻机房占地为195m2。与选择两台冷水机组相比,占地面积增加23 m2,设备初投资207万。

采用两大一小冷水机组冷冻机房占地比采用两大冷水机组方案大约增加23 m2,按地下车站1.1万元/m2,则前期土建投资多约25.3万元。两大一小冷水机组水系统配置方案投资比两大冷水机组水系统配置方案多约16.0万元,故前期总投资多约41.3万元。

3.3水系统运行耗能分析

选择两台冷水机组及辅助水系统设备,水系统日均耗电量为5 281 kW·h,其中夜间运行(23:00—5:00)耗电量为794 kW·h。选择两大一小冷水机组及辅助水系统设备,水系统日均耗电量为4 955 kW·h,其中夜间运行耗电量为662 kW·h。可见采用两大一小冷水机组及辅助水处理设备比采用两台冷水机组及辅助水处理设备每天可节省326 kW·h,其中夜间节省132 kW·h。取平均电价为0.797 6元/kW·h,则采用两台冷水机组每天可节约260元。按一年空调水系统运行三个月即90 d计算,则可节省2.34万元/年。

4结束语

通过上述分析,采用两大一小冷水机组及辅助水处理设备比采'A' 未。用两台冷水机组及辅助水处理设备初投资多约43.6万元;而两大一小冷水机组及辅助水处理设备比采用两台冷水机组及辅助水处理设备运行费用节约2.34万元/年。在设备的运行寿命周期20 年内,两者近乎相当。因此对地站水系统配置方案应结合车站条件具体问题具体分析,不能笼统地说两大一小冷水机组及辅助水处理设备方案一定优于两台冷水机组及辅助水处理设备方案。

参考文献

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[2]中华人民共和国建设部.建标104—2008城市轨道交通工程项目建设标准[S].北京:中国计划出版社,2008.

[3]地下建筑暖通空调设计手册[M].北京:中国建筑工业出版社,1983.

[4]陆亚俊,马最良,邹平华.暖通空调2版[M].北京:中国建筑工业出版社,2002.

[5]陆耀庆.实用供热空调设计手册[M].北京:中国建筑工业出版社,2007.

[6]GB 50019—2003采暖通风与空气调节设计规范[S].北京:中国计划出版社,2003.

空调水系统说明书篇6

1制冷空调水系统结构[4]

制冷和空调是相互联系又相互独立的两个领域, 制冷是一个操作过程, 而制冷空调所进行的则是空调中的冷却和减湿操作。制冷空调中水系统的供冷及供热主要是通过水介质来实现的, 主要有冷却水系统、冷冻水系统两种形式。图1为制冷空调定流量水系统示意图, 冷源以恒量的流量进入水泵流入到冷水机组, 在冷水机组运行后经过冷凝器, 此时水温将升高, 经管道输送到冷却塔冷却, 待水温下降后经管道及水泵重新输送到冷水机组和冷凝器中循环利用, 如此构成一个水系统。

通过对水系统的结构机理进行分析可知, 对制冷空调水系统的节能主要是要控制水系统中的水泵、冷水机组及冷凝器的能量消耗。

2变频技术在节能环保中的应用

2.1变频技术[6]

变频技术就是依据频率的变化把直流电转换成不同频率的交流电, 或把交流电转换成不同频率的直流电。变频技术的类型主要有交直变频技术、直直变频技术、直交变频技术等。目前变频器是使用最广泛的变频技术, 它正朝着数控化、高频率化、数显化、高集成化等方向迅速发展。图2为电流型变频器结构示意图, 电路的结构简单、安全、可靠, 通常在直流电源上串联一个大电感滤波, 大电感的限流作用可为逆变器提供平直、脉动很小的直流电流波, 进而逆变器会输出形状为矩形波的交流电流, 这些输出的交流电的波形、相位与负载的变化有关。

变频技术随着电力技术等相关理论的不断发展和完善已经进入了一个飞速发展的时代, 目前已被广泛地应用于制冷空调系统、电源照明设备、机床设备、电梯设备中。变频技术在制冷空调领域的应用改变了制冷空调水系统存在的高能耗和低效率的状态, 有效地提高了制冷空调系统的性能。

2.2变频技术在水系统节能环保中的应用

制冷空调系统的负荷需求是不断发生变化的, 其影响因素很多, 如受环境温度的影响等, 因此结合制冷空调水系统的结构来使用变频技术才能更好地实现空调的节能环保。比较先进的空调系统一般都采用泵变流量水系统, 目前常用的变流量水系统有一次泵变流量和二次泵变流量水系统, 为了实现变流量的调节, 需要借助变频器的使用。图3为水系统中变频控制示意图, 它是通过变频器控制水泵的转速来实现水系统中负荷流量的变化。

对于封闭式的制冷空调水系统而言, 水泵的功率与流量的关系为:

变速水泵的能耗可采用式 (2) 计算:

其中, H为水泵扬程;Q为水泵的流量;ρ为水的密度;η为水系统的效率。

由式 (1) 和式 (2) 可知, 当流量发生变化时, 其功耗按相应的比例发生变化。因此在空调水系统采用变频技术对水泵实施变频调速控制, 使其根据负荷的变化而相应地不断调节电机的转速, 减少能源的消耗, 达到节能环保的目的。制冷空调作为主要的耗电耗能设备, 为满足节能环保的需求, 采用变频调速技术是必然的发展趋势。采用变频技术的制冷空调基本上是在轻载的情况下运行的, 与没有采用变频技术的空调相比, 在室外的气温和负荷发生变化时可通过变频器改变电机的频率来改变相应的转速, 不仅能达到节能环保的目的, 还可以改善室内的舒适性, 同时还能使空调的启动电流减小, 电机的启动平滑, 所产生的冲击噪声也随之减小, 可改善工作环境, 并延长制冷空调的寿命。

3大温差技术在节能环保中的应用

制冷空调水系统中的能源消耗包括冷水机组的能耗和水泵的能耗, 它们都与空调的运行工况有关, 因此可以通过调节冷凝温度、蒸发温度等工况来改变冷冻水及冷却水的温差。大温差技术则是根据此原理提出来的, 它是指通过调节运行工况的参数, 改变水流量来达到改变冷冻水进出口温差及冷却水进出口温差的目的, 减少冷水机组能耗的损失而实现节能环保的目的。但在实际运行当中, 由于大部分时间是处于非设计工况下, 因此大温差运行实际是指冷水进出口温差或冷却水进出口温差中有大于名义工况给定温差运行时的情况[7]。

3.1制冷空调水系统冷水机组能耗的计算

制冷空调冷水机组中制冷循坏如图4所示, 由四个热力过程组成。

根据传热学原理可知, 冷水机组的冷冻水出口温度tw、进出口温差Δt与制冷剂蒸发温度t的关系为:

其中, t为大温差工况下制冷剂的蒸发温度;tw为冷冻水的出口温度;Δt为冷冻水的进出口温差。

由式 (3) 可知, 在冷冻水的出口温度tw保持不变的情况下, 大温差工况下的制冷剂蒸发温度t会随着冷冻水进出口温差Δt的减小而降低, 反之会随着它的增大而升高。

水系统中冷水机组的单位制冷量的能耗计算公式为:

其中, W为单位理论功;Q1为单位质量的制冷量;η为压缩机效率, h1, h2, h4分别为制冷循坏图中各个状态点的焓值。

对上式进行分析可知, 制冷空调水系统中冷水机组在冷冻水进出口温差保持相同时, 单位制冷量的有效能损失随着冷冻水出口温度的降低而增加, 反之随着它的增大而明显下降。

3.2制冷空调水系统水泵能耗的计算

根据流体力学相关知识, 制冷空调水系统中水泵的压头、功率和流量的关系为:

其中, H, Q2, N分别为水泵的压头、流量、功率;H', Q'2, N'分别为大温差技术下的压头、流量、功率。

水泵的能耗计算公式为:

对上式进行分析可知, 在大温差工况下可通过减少制冷空调水泵的循环水量来降低水系统中水泵的能耗损失, 从而达到节能环保的目的。通过分析可知, 大温差技术在制冷空调水系统的节能性已得到初步验证, 通过大温差技术来降低水系统中的冷水机组和水泵的能耗损失, 不仅能达到节能环保的目的, 还可以降低制冷空调运行的费用, 更好地实现制冷空调的经济性。

4冷凝器在节能环保中的应用

冷凝器是制冷空调水系统中的一个重要组成部分, 对它的选择会直接影响到制冷水系统的节能环保。据统计, 在整个制冷空调设备能耗损失中冷凝器的能耗损失就占36%左右, 因此, 要提高制冷空调系统的能效比, 达到节能环保的目的, 就需要改善冷凝器的结构来降低冷凝器的能耗损失。现在常使用的冷凝器主要有以下三种形式:蒸发式冷凝器、水冷式冷凝器和空冷式冷凝器。每种冷凝器均有其独特的优点和应用场合, 空冷式冷凝器相对于其他两种冷凝器来说它的传热系数比较小, 但可以同时用于冷和热两方面, 而且设备的维护和管理也比较方便简单;水冷式冷凝器相对于其他两种来说它的结构比较紧凑, 体积相对较小, 传热系数也比较大, 但缺点是要配有相应的冷却塔;而蒸发式冷凝器是一种结构更为紧凑的热交换器, 它不仅结合了空冷式、水冷式冷凝器的结构, 还配有冷却塔, 它是依靠水分的蒸发来进行散热, 相比水冷式冷凝器来说它的循环水量只占45%左右[8], 因此更具有节能环保的特点。本文只着重分析蒸发式冷凝器在制冷空调水系统中节能环保的应用。

在蒸发式冷凝器中制冷剂单位质量的制冷量的计算公式为:

冷凝器排热量计算公式为:

其中, q为体积流量;qi为进入的空气的流量;c为水的比热容;ρw为水的密度;ρ为空气的密度;to与ti分别为出口和入口温度;ho与hi分别为出口和入口空气的焓值。以R209为制冷剂的制冷空调水系统为例, 取冷凝器的冷凝温度分别为35℃, 36℃, 37℃, 通过式 (8) , 式 (9) 进行分析计算得到理论上蒸发式冷凝器在节能上分别占到12.7%, 10.3%, 8.6%左右, 这对于制冷空调的节能环保能起到相当大的作用[9,10]。冷凝器的合理选择在一定程度上也会实现制冷空调水系统的节能环保, 蒸发式冷凝器所展示出来的优势已得到广泛地认可, 目前已被应用在石油化工、食品加工等很多大型制冷工业场合。

5结语

空调作为全球能源消耗的主要设备, 加强对制冷空调水系统结构的改善, 降低空调系统的运行成本及能源消耗已成为必然的发展趋势。文中所分析到的变频技术、大温差技术、冷凝器的选择等方法均可以在一定程度上实现制冷空调水系统的节能环保, 可为制冷空调的节能提供参考依据。

摘要：介绍了变频技术、大温差技术及冷凝器的选择等在制冷空调水系统中节能环保的应用技术, 并分别对各节能方式进行了机理和节能分析, 分析结果表明三种节能方式在一定程度上都可以达到节能环保的目的, 对制冷空调水系统的节能具有重要的意义。

关键词：节能环保,变频技术,大温差技术,冷凝器

参考文献

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[2]高飞.中央空调水系统节能分析[J].工程技术, 2011 (10) :31-32.

[3]何金刚, 王磊, 吴杨.节能环保技术在暖通空调系统中的应用[J].建筑节能, 2008 (7) :6-9.

[4][美]斯托克 (Stoecker, W.F.) , 琼斯 (Jones, J.W.) .制冷与空调[M].陈国邦, 译.北京:机械工业出版社, 1987.

[5]宁静红, 刘圣春, 彭苗, 等.R290制冷空调系统的现状与未来发展[J].流体机械, 2012, 40 (7) :72-76.

[6]吕汀, 石红梅.变频技术原理与应用[M].北京:机械工业出版社, 2003.

[7]张小卫, 陈育平, 张佳佳.大温差空调冷冻水系统的节能分析[J].山西能源与节能, 2009 (57) :77-79.