风冷冷水机组（精选9篇）
风冷冷水机组 篇1
风冷热泵冷热水机组供热时,利用高位能(电能、燃料化学能等)使热量从低位热源(原本难于利用的热能)流向高位热源,是一种有效的节能装置[1];风冷热泵冷热水机组具有夏季制冷、冬季供热的双重功能,一机两用,提高了机组的利用率和能源的利用效率[2];风冷热泵以空气为冷源和热源,省略了冷却水系统和锅炉,避免了对水源和环境的污染;机组安装、布置方便,可置于屋顶、平台或露天空地,而无需专门的冷冻机房和锅炉房,节省了建筑费用和宝贵的面积,深受欢迎,因而发展很快。
然而,风冷热泵机组存在不尽人意的缺陷:
1) 风冷热泵机组受环境气候条件影响较大,环境温度越高,制冷量越低,环境温度越低,供热量越低;
2) 供热时,存在结霜、化霜,使供热不足。
1 如何降低受环境的影响
风冷热泵冷热水机组以空气为冷源,制冷时驱动周围空气,对经压缩机作功排出的高压高温制冷剂在冷凝器内进行冷却;环境温度高冷凝压力就高,则机组的产冷量就低。供热时环境作为热源,驱动空气侧换热器周围空气,对经节流装置出来的低温低压的制冷剂湿蒸汽散热,变湿蒸汽为过热蒸汽的制冷剂,环境温度低蒸发压力就低,机组所吸取的空气的热量就少。这些是机组本身固有特性,无法避免的自然规律。但是,能够设法弥补和不加剧影响,使受环境影响程度降低。方法很多,仅举几例。
1.1 采用变频压缩机
制冷时,当外界环境温度上升时,提高机组供电频率,增加压缩机输入,达到加大输出来增加冷量,满足人们对供冷的要求。
供热时,环境温度下降,增加机组供电频率,加大输入能量来抵消因气温下降从空气中少吸取的热量,不降低供热量。
1.2 选用带经济器的螺杆压缩机
带经济器的螺杆压缩机,具有补气、中间冷却的功能,有较大的过冷度,增加了单位质量制冷剂的制冷量,可以明显改善机组在高冷凝温度和低蒸发温度场合下的制冷量和供热量。并且经济器在低蒸发温度下效果更佳。
1.3 添置一套喷淋设备
蒸发式冷凝器基本上是利用水的汽化带走气态制冷剂在冷凝过程中所放出的凝结潜热;而蒸发式冷凝器所消耗的冷却水只是补给散失的水量,与水冷式冷凝器用水量相比,其用水量要少得多。例如,水的气化潜热为2450kJ/kg,而水冷冷凝器中的水的温升只有6～8℃,即每公斤冷却水只能带走25～35kJ的热量。从理论上说蒸发式冷凝器耗水量为水冷式冷凝器水量的1/100～1/70。当然,由于其他原因,实际上耗水量为水冷式的1/25～1/50。
采用蒸发式冷凝器的概念,在风冷热泵冷水机组的空气侧换热器一边,添置一套水喷淋装置,外界环境温度高时,开启水泵,向空气侧换热器盘管表面喷淋水,来降低冷凝温度,增加制冷量,同时也有清洗翅片灰尘,减少结垢的作用。
1.4 供热时,空气侧换热器底部盘管流入未经节流装置的液体制冷剂
往往空气侧换热器底部风速最低,为最易结霜的部位,在化霜时下部换热管往往不能完全化霜,供热效果恶化。将风冷翅片换热器下部几根换热管设计成为过冷器,未经节流的一部分制冷剂液体进入空气侧换热器底部的换热管,增加制冷剂液体的过冷度。改善换热器结霜和融霜的特性。
1.5 换热器变排深设计
制热时,空气侧换热器底部盘管先结霜,并且不易融化,往往空气侧换热器采用轴流风机,并且又布置在盘管顶部;导致底部盘管风速低。为改善制热性能还可以采取变排深,风速高的部位换热管排数多,底部风速低的换热管减少排深,改善换热器换热的均匀程度,在不增加换热面积的情况下提高换热效率。
2 智能除霜控制法
供热运行时,室外空气经风机驱动流过空气侧换热器盘管,若换热器盘管表面翅片温度低于环境露点温度,空气中所含有的水分就会析出;如果翅片表面温度又低于0℃,则所析出的水分就会附着于盘管表面形成霜层。随着霜层的形成及时间的推延,霜层厚度增加、机组性能下降、工况恶化,供热量也随之下降,到最后不能工作。必须进行除霜才能继续正常工作。
一般采用四通阀更换工况,供热工况变为制冷工况运行。利用高温气态制冷剂流过空气侧换热器盘管来化霜。化霜时,供热停止,化霜结束后才能继续供热。
2.1 无效化霜
文献[3]指出一个除霜周期内的热量损失起码超过10%;若设计不当可达30%。文献[4]引用了VDB Baxta的《现场测量高效风冷热泵的结霜和除霜》文章,对一台分体式气—气热泵进行了2年现场运行监测,结果表明在制热季节除霜占整个机组能耗的10%,且发现近30%的除霜循环是没有必要的。
空气侧换热器盘管结霜的条件为:1)盘管翅片表面温度低于环境空气露点温度。2) 翅片表面温度低于0℃,缺少一个条件都不会结霜。
文献[5]较清晰地说明了无效化霜的缘由。当风冷热泵冷水机组供热时,测得蒸发压力为350kPa和盘管出风空气温度为-9℃;若在进风条件:+5℃(DB)和100%(rh),盘管就结满霜;若在进风条件:-5℃(DB)和40%(rh),盘管就不会结霜。常规化霜控制方法不能识别这两种进风条件,就会出现无效化霜。
2.2 消除无效化霜
文献[5]还指出,当空气换热器盘管发生结霜,随时间的增长,霜层越来越厚。机组的一些特性参数(如蒸发压力、温度)、空气出口温度、风机流量、翅片表面温度等,都会连续下降。若这些参数变化很缓慢,说明没有发生结霜情况。
采用时间控制法除霜,无法实施无效化霜识别,必然会有无效化霜。此类方法如今已经极少应用。
在风冷热泵冷热水机组中使用较多的为温度—时间,或温差—时间除霜控制法。以此种方法来谈如何消除无效除霜。
一般采用翅片温度—时间除霜控制法.供热运行时,一旦翅片温度达到-5℃(或-8℃)时,开始记时,时间达到40min,执行除霜循环。这样,的确不能识别有无结霜,不可避免地会发生无效除霜循环,降低了机组供热量。如果按文献[5]所述,在达到-5℃(或-8℃)设定记时温度值后,5min,10min,15min,20min,25min,连续读取翅片温度,获得各时间的数据;可以看到翅片温度下降的趋势和速度,下降坡度大的,可以判定是满足除霜条件;到达规定时间,执行除霜循环。若翅片温度变化不大的,不满足除霜条件,达到规定时间,不执行除霜循环,这样便可消除无效除霜了。
2.3 控制盘管结霜厚度,动态的调整除霜间隔时间和除霜时间获取最少供热量损失
智能化除霜控制法还应包括控制盘管结霜厚度,动态的调整除霜间隔时间和除霜时间这一周期。融霜过程是一个供热量损失过程,除霜时,机组不但不能供给能量,反而从建筑物内部吸取热量,严重地影响了供热效果.融霜次数增多,则供热量损失上升。盘管结霜后,开始对机组供热量影响不大,随着时间的增长,霜层加厚,使机组性能变坏、恶化到最后不能工作,供热量随霜层的增加而逐渐减少。
为了获得对用户最大的供热量,就存在一个最佳融霜间隔时间。
文献[7]介绍的RC公司的最佳除霜时间控制法,这个方法建立了一个霜积累时间的关系式。
Ta=Ta-1+K(D0-Da)
式中:Ta——下一个霜积累的时间间隔/min;
Da ——上一次实际除霜时间/min;
D0 ——优化的除霜时间/min;即正好把所积霜完全融化所花时间;
Ta-1 ——上一次霜积累时间间隔/min;
K ——系统常数,它决定了由Da向Do靠近的速度。
利用这个公式,可以依据当地某日的气候条件来自动动态调整除霜时间间隔和化霜时间。
举例来说,假定最佳除霜时间Do=4min,K=4,测得上一次霜积累时间Ta-1=40min,除霜时间Da=4min,则下一次霜积累时间Ta=40+4(4-4)=40min。若环境条件变化,测得Da=3min,则下一次霜积累时间Ta=40+4×(4-3)=44min。要加长除霜间隔时间。
Do,K如何确定,可以采用年资料的统计,根据热损失最小的值,来选配Do和K值。
3 多模块风冷热泵机组如何处理
判定结霜的条件:1) 翅片温度低于所处环境的露点温度,2) 翅片温度低于0℃。缺一就不会发生结霜。采用温度—时间除霜控制法,其设定的翅片温度都低于0℃,一般为-5℃;则结霜的充分必要条件2)已自动满足。
多模块风冷热泵机组,由于多个模块一般放置在同一处,各模块运行于相同的环境条件,有一个模块机已识别了是否结露条件,其余的就无需再识别了。为此,对多模块机组只要配置一套判别设施即可。若放置识别结霜与否的模块不运行,就将识别结霜设施放在另一运行模块机上。最好安装两套识别结霜设施(其中一套备用)于不同模块机上,只要这两个模块不同时停机即可。
若多模块机放置于不同环境条件中,就要分别设置一套识别是否结霜的设施。
4 结论
风冷热泵冷热水机组受环境温湿度影响,在高温时冷量降低,低环境温度则供热量变小;并且还有结霜、除霜加剧了供热量不足的问题。本文针对受环境影响,提出了弥补和降低影响程度的方法。对智能化除霜法认为应具备1)能消除无效化霜;2)能控制霜层厚度自动动态调整融霜间隔和融霜时间两个功能;并对常用的温度—时间除霜法提出了消除无效化霜和控制霜层厚度的具体方法。由于开关量变为模拟的数据采集,对采用PLC控制器的尚存在有无模拟量输入通道以及A/D转换的问题,会引起机组成本的增加。对单片机控制的机组也有同样的问题存在,都需要结合具体机组控制方法来分析处理再实施。
本文所提出的一些想法,希望能对风冷热泵机组设计有所参考。
参考文献
[1]姚杨.浅谈热泵定义[J].HV&AC,2002(3).
[2]罗鸣.风冷热泵冷热水机组除霜[J].建筑热能通风空调,2002(6).
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[5]姜益强.空气源热泵结霜除霜损失系数计算[J].HV&AC,2000(5).
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[7]黄虎.风冷热泵除霜分析[J].JSHV&AC江苏暖通空调,1999(4).
风冷冷水机组 篇2
篇一：风冷热泵机组中央空调维护保养
风冷热泵机组中央空调维护保养
一、中央空调系统检修技术：
1、空调器、风机盘管检修；
2、空调主机组检修；
3、末端设备检修服务；
4、空调冷却塔检修服务。
二、中央空调清洗：
1、制冷机组、冷却塔、冷热水系统、空气调节系统、循环水系统；
2、冷机组内热交换设备、冷凝器、蒸发器、冷却水系统、冷媒水系统；
3、风机盘管表冷器、凝结水管道设备。
三、中央空调保养：
1、空调器、风机盘管保养；
2、主机系统：压缩机、真空阀门、视镜、屏蔽泵、真空泵、传热管、冷凝器、蒸发器、自控元件器；
3、冷却塔：风机、轴承、布水器、过滤器、膜料、塔件等。
四、服务内容
1、为您制订全年中央空调运行保养工作计划书；
2、定期对主机及末端设备检查；
3、修理，改造、更换零件及装配；
4、检验压缩机，并提供换油服务；
5、随时处理客人投拆及中央空调出现的紧急故障，在接到报修通知后，会在2小时内赶到现场；
6、全年调整因季节温差给系统带来的参数变化；
7、预防性保养小修，包括修理、更换经常磨损的配件；
8、逐月逐日完成中央空调设备的日常运行及常规维护清理工作；
9、对空调系统的设备、水质、空气质量进行监测、记录并存档，每次检查维修均发给详尽的报告书。
1.0 目的
规范中央空调维修保养工作，确保中央空调各项性能完好。
2.0 适用范围
适用于酒店、办公大楼、各大超市等物业管理公司辖区内各类中央空调的维修保养。
3.0 职责
3.1 主管经理负责审核《中央空调维修保养计划》并检查该计划的执行情况。
3.2技术部负责组织制定《中央空调维修保养计划》并组织、监督该计划的实施。
4.1 制定《中央空调维修保养计划》的原则：
a)中央空调使用的频度；
b)中央空调运行状况(故障隐患)；
c)合理的时间(避开节假日、特殊活动日等)。
4.2《中央空调维修保养计划》应包括如下内容：
a)维修保养项目及内容；
b)具体实施维修保养的时间；
c)预计费用；
d)备品、备件计划。
4.2.1 对中央空调进行维修保养时应按《中央空调维修保养计划》进行。
4.2.2 制冷技工负责中央空调的日常维修保养、中央空调的大型修理及PC中央处理器的故障处理。
4.2.3 冷却塔维修保养。
4.2.4 用500V摇表检测电机绝缘电阻应不低于0.5MΩ,否则应干燥处理电机线圈，干燥处理后仍达不到0.5MΩ以上时则应拆修电机线圈。
4.2.5 检查电机、风扇是否转动灵活，如有阻滞现象则应加注润滑油；如有异常磨擦声则应更换同型号规格的轴承。
4.2.6 检查皮带是否开裂或磨损严重，如是则应更换同规格皮带；检查皮带是否太松，如是则应调整(每半个月检查一次)；检查皮带轮与轴配合是否松动，如是则应整修。
4.2.7检查布水器是否布水均匀，否则应清洁管道及喷嘴。
4.2.8 清洗冷却塔(包括填料、集水槽)，清洁风扇风叶。
4.2.9 检查补水浮球阀是否动作可靠，否则应修复(不定期)。
4.3.0拧紧所有紧固件。
4.3.1清洁整个冷却塔外表。
4.3.2风机盘管维修保养：制冷技工每隔半年对风机盘进行一次清洁、保养。
4.3.3每周清洗一次空气过滤网，排除盘管内的空气(不定期)。
4.3.4 检查风机是否转动灵活，如有阻滞现象，则应加注润滑油，如有异常摩擦响声则应更换风机轴承。
4.4 柜式蒸发器维修保养：
a)每周清洗一次空气过滤网；
b)清洁蒸发器散热片；
c)清洁接水盘。
4.5 水冷式冷凝器、蒸发器维修保养(清除污垢)：
a)配制10%的盐酸溶液(每1kg酸溶液里加0.5g缓蚀剂)；
b)拆开冷凝器、蒸发器两端进出水法兰封闭，然后向里注满酸溶液，酸洗时间为24小时。也可用酸泵循环清洗，清洗时间为12小时；
c)酸洗完后用1%的NaOH溶液或5%Na2CO3溶液清洗15分钟，最后再用清水冲洗3次以上；
d)全部清洗完毕后，检查是否漏水，如漏水则申请外委维修；如不漏水则重新装好(如法兰的密封胶垫已老化则应更换)。
4.6 冷却水泵机组、冷冻水泵机组维修保养：制冷技工每半年对冷却水泵机组、冷冻水泵机组进行一次清洁、保养。
4.7.1电动机维修保养：
a)用500V摇表检测电动机线圈绝缘电阻是否在0.5MΩ,以上，否则应进行干燥处理或修复；b)检查电动机轴承有无阻滞现象，如有则应加润滑油，如加润滑油后仍不行则应更换同型号规格的轴承；
c)检查电动机风叶有无擦壳现象，如有则应修整处理。
4.7.2 水泵维修保养：
a)转动水泵轴，观察是否有阻滞、碰撞、卡住现象，如是轴承问题则对轴承加注润滑油或更换轴承；如是水泵叶轮问题则应拆修水泵；
b)检查压盘根处是否漏水成线，如是则应加压盘根(不定期)。
4.7.3 检查弹性联轴器有无损坏，如损坏则应更换弹性橡胶垫(不定期)。
4.7.4 清洗水泵过滤网。
4.7.5 拧紧水泵机组所有紧固螺栓。
4.7.6 清洗水泵机组外壳，如脱漆或锈蚀严重，则应重新油漆一遍。
4.8 制冷技工每半年对冷冻水管路、送冷风管路、风机盘管管路进行一次保养，检查冷冻水管路、送冷风管路、风机盘管路处是否有大量的凝结水或保温层已破损，如是则应重做保温层。
4.9 阀类维修保养：制冷技工每半年对阀类进行一次保养。
4.9.1 节制阀与调节阀的维修保养：
a)检查是否泄漏，如是则应加压填料；
b)检查阀门开闭是否灵活，如阻力较大则应对阀杆加注润滑油；
c)如阀门破裂或开闭失效，则应更换同规格阀门；
d)检查法兰连结处是否渗漏，如是则应拆换密封胶垫。
4.9.2 电磁调节阀、压差调节阀维修保养：
a)干燥过滤器：检查干燥过滤器是否已脏堵或吸潮，如是则更换同规格的干燥过滤器； b)电磁调节阀、压差调节阀：
——通断电检查电磁调节阀、压差调节阀是否动作可靠，如有问题则更换同规格电磁调节阀，压差调节阀；
——对压差调节阀间阀杆加润滑油，如压填料处泄漏则应加压填料。
4.10 检测、控制部分维修保养：制冷技工每半年对检测、控制部分进行一次保养。
4.10.1 检测器件(温度计、压力表、传感器)维修保养：
a)对于读数模糊不清的温度计、压力表应拆换；
b)送检温度计、压力表合格后方可再使用；
c)检测传感器参数是否正常并做模拟实验，对于不合格的传感器应拆换；
d)检查装检测器的部位是否渗漏，如渗漏则应更换密封胶垫。
4.10.2 控制部分维修保养：
a)清洁控制柜内外的灰尘、脏物；
b)检查、紧固所有接线头，对于烧蚀严重的接线头应更换；
c)交流接触器维修保养：
——清除灭弧罩内的碳化物和金属颗粒；
——清除触头表面及四周的污物(但不要修锉触头)，如触头烧蚀严重则应更换同规格交流接触器；
——清洁铁芯上的灰尘及脏物；
——拧紧所有紧固螺栓。
d)热继电器维修保养：
——检查热继电器的导线接头处有无过热或烧伤痕迹，如有则应整修处理，处理后达不到要求的应更换；
——检查热继电器上的绝缘盖板是否完整，如损坏则应更换。
e)自动空气开头维修保养：
——用500V摇表测量绝缘电阻应不低于0.5MΩ，否则应烘干处理；
——清除灭弧罩内的碳化物或金属颗粒，如灭弧罩损坏则应更换；
——清除触头表面上的小金属颗粒(不要修锉)。
f)信号灯、指示仪表维修保养：
——检查各信号灯是否正常，如不亮则应更换同规格的小灯泡；
——检查各指示仪表指示是否正确，如偏差较大则应作适当调整，调整后偏差仍较大应更换。g)中间继电器、信号继电器维修保养：对中间继电器、信号继电器做模拟实验，检查二者的动作是否可靠，输出的信号是否正常，否则应更换同型号的中间继电器、信号继电器； h)PC中央处理器、印刷线路板如出现问题。
4.11 压缩机维修保养：每年对压缩机进行一次检测、保养。
4.11.1 检查压缩机油位、油色。如油位低于观察镜的1/2位置，则应查明漏油原因并排除故障后再充注润滑油；如油已变色则应彻底更换润滑油。
4.11.2 检查制冷系统内是否存在空气，如有则应排放空气。
4.11.3 具体检查压缩机如下参数：
a)压缩机电机绝缘电阻(正常0.5MΩ以上)；
b)压缩机运行电流(正常为额定值，三相基本平衡)；
c)压缩机油压(正常10～15kgf/Cm2)；
d)压缩机外壳温度(正常85℃以下)；
e)吸气压力(正常值4.9～5.4kgf/cm2)；
f)排气压力(正常值12.5kgf/cm2)；
g)检查压缩机是否有异常的噪音或振动；
h)检查压缩机是否有异常的气味。
通过上述检查综合判断压缩机是否有故障，如有则应更换压缩机(外委维修)。
4.11.4 拧紧所有紧固件并清洁压缩机。
4.14 中央空调因维修保养等原因需停用时，应由设备部主管填写《停用申请表》，经主管经理批准后通知公共事务部，由公共事务部提前一周通知有关营业部门。
三 中央空调维护保养内容及方案
维护保养及检修内容：
一、空调用冷水机组维护保养及检修工作内容
（一）维护保养工作内容
1.正常运转中的维护（每次）
1）查压缩机冷冻油的油压及油量；
2）系统探漏（制冷剂），发现漏点及时处理；
篇二：水系统中央空调设备维修保养方案
风冷模块机组中央空调设备
维修保养
方
案
书
提案单位（盖章）：
提案担当（签字）：
提案日期：
一、保养、清洗提案书
前言
在中国越来越多的用户开始使用空调，从 80年代初的冷库到现在社会上各 种各样的商用机如冷水机、柜机、嵌入式等。越来越多的用户开始追求空调舒适性和长时间使用。空调的使用年限一般为 15年，正确的保养下大约为25年左右。一般空调在超出质保期后需要保养。定期的维护保养，将提高空调性能、延长空调使用寿命、降低电费和更新设备的费用支出。
同样，随着人们生活水平的提高，现在有越来越多的用户开始重视空调的 清洗消毒工作。
a.空调保养、清洗的必要性
1、预防得空调病
长期在空调环境下工作和生活的人，因空气不流通，环境得不到改善，会出
现鼻塞、头晕、打喷嚏、耳鸣、乏力、记忆力减退等症状，甚至会导致与皮肤过敏特征相关的症状，如皮肤发紧发干、易过敏、皮肤变差等。这类现象在现代医学上称之为“空调综合症”或“空调病”。
2、延长空调使用寿命
空调使用一段时间之后，由于静电作用和反复空气循环。使过滤网、散热器、蒸发器翅片表面积聚大量灰尘及污垢，造成气流堵塞，致使制冷、制热效果下降，增加耗电量、噪音，严重的甚至造成压缩机损坏，增大故障率，降低空调的使用寿命。而且会产生异味，滋生细菌、螨虫，危害人们的身体健康。
3、节约电资源
空调在无数次的重复运行中，空气空夹杂的大量尘埃和液态烟雾就会层层包裹散热片，并严重堵塞散热片之间微小空隙，影响散热片的散热，从而导致冷凝器压力升高，压缩机马达电流增大，运行时间成倍延长，耗电量显著增加。散 热片处于洁净状态时，散热良好，房间温度很快达到设定温度，压缩机自动停止工作，根据实验结果，散热片上的污垢达到 0.30毫米厚度，压缩机的工作时间将延长一倍，空调的用电量大约增加了 2.4倍。如一房间，在清洗前，降至设定温度需十分钟，而清洗后，降至设定温度仅需七分钟，则压缩机可以少工作三分钟，从而节约用电30%。目前我国的现状是：大量的空调制冷效果不好，以至延长压缩机时间，浪费电力，通过清洗可使空调恢复正常制冷效果，缩短压缩时间，节约用电10~30%。
b.空调保养、清洗的有效性
1、电力费用的降低
定期的保养将使电力的消费降低。空气过滤网、热交换器在没有清洗的情况下继续运行。如制热运行时系统内的压力将增大，电力的消耗也将增大。如果没有进行及时的保养而任其运行，大约 4年后高压上升，机器异常停机，正如图 2所示定期清洗的情况下，约省电 50%。
2、耐用年数的延长
定期的保养能够将偶发故障减少到最低。摩耗故障所产生的的使用年数将延长。空调是由冷冻系统和风扇、电子部品等构成，这些部品在使用中逐渐老化。图 3是压缩机典型的故障表示。
购入一年内的故障最高（初期故障领域）、再次减少（偶发故障领域）、长年的运转后故障开始增大（摩耗故障领域）的表示方式。客户要求的机能和使用年数越高越好，机器的性能始终保持初期性能，耐用年数也保持相对长远。
另一方面，预防保养和事后保养的机器运行的场合及性能的老化。图中已经表示，事后保养的使用年限及耐用度差别很大，所以适当的保养将实现理想化的机器运行。
3、故障的预防
定期对空调相当与对异常故障的及时预测，最小限度的进行部品的交换。所以保养对空调的使用和性能都有利。最近远程监控已经开始试运行，对空调的管理将大大有利。
4、舒适性的维持
空调安装后，热交换器翅片将慢慢污染。制冷制热的能力将渐渐低下，压 缩机和风扇马达等部品也开始老化，异音和臭味的发生也对空调的使用者产生 不良影响。定期保养的作用影响很大。
5、安全的确保
以上的内容都是运转的问题。为了让空调安全地使用，定期的电气点检； 液体的泄漏；点检安全装置的动作确认都是相对重要的。大金专业的保养对空 调维持良好状态很重要。
总结：
设备用空调、模块机、商用机及VRV等是通过多数的空调机来承担全体的空调。随着使用年数的增加要保证空调的正常使用及维持无故障的状态，想来是非常难的。但通过本公司维修技术人员的定期点检、保养精确的诊断、清洗、部品的交换。可以防止偶发故障，能够确保期待的耐用年数。
篇三：中央空调设备维修保养方案
中央空调设备维修保养方案
客户单位（甲方）：佛山市南海农商银行
承接单位（乙方）：佛山市长城冷气贸易工程有限公司
为确保甲方的中央空调及制冷设备、制冷系统能够正常运转，是制冷设备经常处于良好的工作情况下，从而达到延长设备系统的使用寿命，降低电能，降低运行费用和提高制冷质量的目地，甲方委托乙方对其单位 佛山市南海农商银行的大金VRV多联中央空调 进行维护保养具体方案如下：
一、大金VRV多联空调主机（每月）维护保养工作：1、2、3、4、5、6、7、8、9、检查制冷液位的、和冷冻油油位。检查制冷主机压缩机运行电压、电流。检查和测试主机运行控制功能。检查压缩机高、低压阀兰接头的密封性。检查、调整温度控制系统的设定值。启动多联机组，检查系统的运行状况，记录机组各运行参数。检查出风、回风口的散热温度。检查制冷循环系统热力膨胀阀控制灵敏度。检查压缩机连接机构是否正常。
10、检查机组外部是否泄漏制冷剂现象
11、检查制冷主机压缩机吸、排气运行压力，判断机组制冷运行是否正常。
12、检查温度系统数据的设定值，清洁控制显示屏灰尘。
13、分析确认机组运行情况，必要时进行机组检修。
14、每月提供一份机组运行状况的检测报告表
二、大金VRV多联空调主机（每季）维护保养工作：1、2、3、4、5、6、记录和报告要求更换的备件 检查机组运行噪音是否正常 检查机组绝缘电阻是否正常 检查连接管密封情况 清洁主机组表面灰尘，使机组表面保持清洁干净 检查机组连接铜管保温是否损坏，如损坏进行重新包扎。（材料甲方提供）7、8、9、检查机架是否生锈，生锈的重新油漆（材料甲方提供）。检查空调主机运转制冷剂压力，发现有泄漏的立即通知甲方 检查空调机交流接触器及控制电路
10、每年清洗主机散热翅片两次。
11、提供给甲方检报告
三、空调末端（每月）维护保养工作：1、2、3、4、检查温度控制器的控制状况，并进行调整。检查电机运行噪音及震动 检查翅片的、送风轮清洁度。检查铜闸阀控制状况。6、7、8、9、检查冷凝水排水管是否畅顺。检查室内机出风及回风口温度是否正常。检查电机的运行电压是否正常。检查电机的动行电流是否正常。
10、检查出风口、回风口灰尘保持整洁。
11、向甲方提供检查报告。
四、空调末端（每季）维护保养工作：1、2、3、4、5、6、7、8、9、五、控制电柜及电气箱的（每季）检查保养项目：
1、2、检查电柜和电控箱电压表、电流表的真实准确值。检查电柜和电控箱控制按钮、指示灯的控制状况。清洗空气过滤网或进行清毒。(甲方提供清毒药方)清洁送、回风咀表面的灰尘，保持天花美观整洁。清洁温度控制器表面灰尘。清洁接水盆污垢，并检查排水状况。对机组出风量达不到要求的定期进行清洁处理。检查空调器制冷温度是否正常。检查出风口的运行噪音是否正常。检查控制面板或遥控器的接收灵敏度。向甲方提供检查结果及检查报告。4、5、6、7、检查电柜和电控箱是否产生异常的电磁噪音。检查电柜和电控箱内电器部件及连接线的螺丝接头状况。检查电柜和电控箱门开关及门锁的完好程度。向甲方提供检查工作报告。
六、双方的责任及乙方的承诺：
(1)甲方的责任及义务
1、派人员协调维护保养有关事宜，现场提供有电、有水场地。
2、设备（系统）维修所须要更换的零配件及材料由甲方提供或同乙方另行报价，在征 得甲方同意后实施代购并安装维修至调试正常。
3、依时支付维护保养费用。
4、在维护保养期间，空调机需维修时涉及到开界、焊接安全防护网、装饰天花等，所需人工材料费由甲方负责。
5、如机组有故障不能正常运行必须通知生产厂家进行维修，乙方不负责维修及拆盖检查。
(2)乙方的责任及能设备维护的承诺：
1、按本维护项目所规定的内容进行工作，以确保空调机处于良好的工况下工作，以达到节能和延长设备及系统使用寿命的两个主要目的。
2、乙方应保障四方的空调设备系统工作正常，保养项目的各种运行参数符合甲方的使用要求或技术要求。
3、维修人员及维修工具由乙方负责。
4、乙方在施工期间做好一切安全防护措施，不得损坏甲方所有设备，如发生人员意外则由乙方承担责任。
七、其他：
1、在维护保养期内，如空调及制冷系统发生故障，制冷剂、更换其他零配件费等材料由甲方负责，维修人工费由乙方负责。
2、乙方人员应遵守甲方的管理规定，佩戴工号牌进入甲方场地工作，否则不予以进入。
3、乙方在进行维护、检修施工期间，应采取安全措施，发生设备或人员安全事故由乙方负责。
八、突发性的故障服务方式：
乙方必须设法尽量减少空调制冷设备发生故障，从而减少对甲方正常工作和生活的影响，如制冷系统突然发生故障时，乙方必须在接到故障的通知起12小时内须赶到现场进行抢修（一般以电话通知）。
九、中央空调制冷设备全件的维护保养服务费：
1，全年维护保养服务费合共RMB（小写）68000.00元/年。
风冷冷水机组 篇3
关键词：风冷干式排渣机 1000MW机组 塔式炉 应用
1 概述
风冷干式排渣技术是利用一种特制的钢带，输送经空气冷却后的炉底渣。风冷干式排渣机工作原理是适量的自然风在锅炉炉膛负压的作用下，进入干式排渣机以及锅炉喉部区域，冷空气逆向与炉渣相混，将含有大量热量的高温炉渣冷却为可以直接贮存和运输的冷渣。产生的热风进入炉膛，冷却后的炉渣由不锈钢输送带输出。干式排渣机与传统的刮板捞渣机相比具有以下特点：一是冷渣介质为空气，不需要冷却水，可节约用水；二是排出的渣为干渣。不降低渣的活性，有利于综合利用；三是自然风的引入，吸收了底渣的热量以及锅炉喉部的辐射热，并可减少渣中未完全燃烧炭的含量，从而减少了锅炉的热量损失，有助于锅炉效率的提高。
目前风冷干式排渣技术在国电谏壁电厂2×1000MW机组塔式锅炉上的应用，使风冷干式排渣技术在各种炉型上都有成功应用的业绩。
2 风冷干排渣系统及干排渣机技术参数
2.1 风冷干式排渣系统流程
2.2 风冷干式排渣系统性能参数
①一级干式排渣机（变频器调整）
②二级风冷干式排渣机：正常出力（连续运行）10～18t/h，最大出力（间断运行）45t/h。出口渣温小于50℃。
③风冷干式排渣机壳体温度：不高于50℃。
④碎渣机出力：大于45t/h出口颗粒度≤35mm。
⑤风冷干式排渣机进风口可调，控制最大进风量不超过锅炉理论燃烧空气量的1%。
2.3 1000MW塔式炉风冷干式排渣机及其系统的结构特点
①采用机械密封装置，向下膨胀量达到750mm。
②冷渣斗的容量按照校核煤种的最大渣量、机组满负荷8小时的储量。
③冷渣斗下的液压碎渣机既能碎大渣块又是关断门。
④采用二级钢带机作为风冷干式排渣提升设备和双渣仓配置。
3 风冷干式排渣系统的配置
1000MW机组塔式炉的特点是炉膛很高，从炉底到炉顶约有110m以上；炉膛内依次安装有过热器、再热器、省煤器等设备；过热器、再热器、省煤器的管排是以水平的方式悬吊在炉膛内。炉膛为方形，四角切圆燃烧方式。针对塔式炉的特点，风冷干式排渣机在结构设计、设备配置和工艺布置上进行了优化。
3.1 冷渣斗与锅炉下口连接采用机械密封装置。锅炉在热态下要向下膨胀，1000mw的塔式炉由于炉膛高度约100多米，向下膨胀的理论数值约500～750mm，水平方向位移约100～200mm。设计考虑了这个因数，机械密封采用水平并向上倾斜300mm和四周隆起式安装。机械密封材料为不锈钢丝网、硅酸铝保温棉、金属薄膜封闭层组合而成，机械密封既要具有一定的柔性，又要密封和耐热。机械密封比水槽密封简单，不需要密封水系统。
3.2 设置了一定容量的冷渣斗。风冷干式排渣机中心线与炉膛中心线偏离500mm，冷渣斗为倒V型不对称布置。冷渣斗的容量按照校核煤种的最大渣量、机组满负荷8小时的储量。冷渣斗分四个区，按照3－4－4－4的数量设置液压带有挤压碎渣功能的关断门。液压关断门具有关闭锅炉排渣和挤碎大渣块的功能。
3.3 采用二级钢带机作为风冷干式排渣提升设备。在设备选型时比较了一级钢带提升、斗式提升机提升和二级钢带机提升三个方案，从设备可靠性、经济性和系统布置的合理性等几个方面考虑，选用二级钢带提升方案。二级钢带排渣机的总长度约为33m，头部抬高约14.5m，钢带有效宽度1.0m，钢带速度2.0～5.0m/min变频调速，倾角35度。
3.4 在一级钢带排渣机的头部出渣口布置了一台碎渣机，碎渣机的额定出力≥45t/h，碎后粒度<35×35mm，使用温度<350℃。碎渣机采用模块式安装，运行中如果碎渣机出现故障，可以整体拖出进行快速检修或更换。
3.5 储渣仓采用双仓布置形式，仓顶刮板机检修两仓切换。仓底平台安装干渣装车机和拌湿机。
4 调试和运行
2011年5月14日国电谏壁电厂2×1000MW机组塔式锅炉风冷干式排渣系统与主机同步启动并同步进入168小时满负荷考核运行，5月21日与主机同步完成168小时满负荷考核运行，进入商业运行。风冷干式排渣投入运行后，显示了它的优越性：系统简单不用水，没有复杂的水系统；风冷干式排渣机是负压运行，附近环境和地面干净；锅炉落渣有摄像显示，对炉渣的数量和是否有大渣块能够清楚地看到，并根据大渣块的情况采取必要的挤渣操作。系统电耗小：正常运行时，几只380V电动机的总电流约为28A，正常运行功率约18KW；可以进行风量调节，使回炉的热风控制在合理的温度。风冷干式排渣机在结构上有以下一些特点。充分体现了它的优越性。
5 在运行中进行优化
5.1 碎渣机在最大出力下，电动机的功率偏小。运行中锅炉吹灰时，会有大量结渣落下，风冷干式排渣机在此时处于最大出力运行，碎渣机因为渣量大，渣块硬造成碎渣机堵渣和跳机，使排渣机不能正常运行。经分析碎渣机电动机功率偏小，将11KW电动机更换为18.5KW，加大后的碎渣机在运行中实行短时反转消除堵渣，这样基本解决了堵渣问题。
5.2 一级排渣机的粗渣倒入一级清扫链中。由于碎渣机在最大出力时产生堵渣，一级清扫链的出口被一级排渣机的粗渣堵塞，并且大渣块也进入一级清扫链中，造成一级清扫链停运。经过停运清理，才能恢复运行。采取措施是：在一级清扫链的出口加装挡渣板，使大渣块不能进入清扫链箱中。
6 结语
风冷干式排渣机除渣系统可以实行远距离监视和自动程序操作，自动化程度较高；渣中未燃烧物质在冷却中继续燃烧，空气被加热后进入炉膛，可提高锅炉热效率；风冷干式排渣机处于负压运行状态周围环境好；干渣的活性好有利于综合利用；风冷干式排渣机除渣系统不用水、不耗水，无废水排放；运行电耗比水冷排渣低得多，有利于节电。风冷干式排渣系统的应用，适应了节电、清洁生产和循环经济的国家政策，在电力系统的各种容量和各种形式的机组上有广泛的应用。
参考文献：
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风冷冷水机组 篇4
某上市公司有很大部分压力容器产品是冷水机组 (风冷热泵) 换热器, 其换热铜管选用了TP2铜管。
冷水机组 (风冷热泵) 换热器目前执行的标准是JB/T4750-2003, 该标准是原JB6917-1999《制冷装置用压力容器》的替代标准。在2003年对换热器进行标准转换时, JB/T4750-2003标准中取消了T P2。因此我在对该类产品的监督检验中出具了联络单。
1 对换热铜管T2、T P2选用的论证比对
该公司为此咨询了该标准主要起草人之一合肥通用所的张明圣先生, 他的口头答复是:在标准报批稿中有T P2等材料, 容标委之所以把T P2拿掉, 是因为可用T2、T3来进行材料列举, 并不说明不准用。
尽管有此口头答复, 但我还是对能否采用TP2材料进行了比对论证。
1.1 GB150-1998中4.1.5条的规定:选择压力容器用钢应考虑容器的使用条件 (如设计温度、设计压力、介质特性和操作特点) 、容器的制造工艺及经济合理性。换热铜管作为换热器的主要受压元件, 在选用材料时也应符合GB150-1998中4.1.5条的规定, 满足使用时的强度要求、胀接要求和使用介质特性要求。根据强度计算结果, 查阅了G B/T1527和G B/T17791-1999标准, 确认T2、TP2、TU2三种半硬态的铜管都可以满足冷水机组 (风冷热泵) 换热器中换热管的强度要求。如表1所示:
1.2通过对GB5231标准的研究, TP2材料的化学成分是非常符合冷水机组 (风冷热泵) 换热器的使用要求的:因为T P2是磷脱氧后的高残留脱氧磷, 其0.05%的磷含量可以保证铜管与水接触时有很高的抵御电化学腐蚀的能力, 而冷水机组 (风冷热泵) 换热器的换热铜管内走的正好是水;高磷含量可有效防止焊接过程的氢脆, 这也是为什么大部分厂家的焊接铜管使用TP2的原因;TP2中高镍含量0.01%可以有效提高其与水接触时的抗腐蚀性, 有效减少铜管腐蚀破裂的可能性, 因为铜管破裂事故对机器的可靠性是致命的。化学成分见表2:
1.3分析张明圣先生所说的“用T2、T3来进行材料列举”的意思。查阅GB/T340-1976《有色金属和合金牌号》, 该标准中规定, 有色金属均用化学元素符合结合顺序号或表示主成分的数字表示, 其余辅助成分用相应字母表示。从表1和表2可以看出, 三种材料的Cu+Ag非常接近, 力学性能也完全一样。因此, 可以认为T2、TP2、TU2从主成分Cu+Ag来说就是一种材料, T U2材料是为了提高抗氧化性而对氧含量提出特殊要求的T2材料, T P2材料也只是对磷含量提出特殊要求的T2材料。
1.4查阅《G B151-1999《管壳式换热器》标准释义》, 在释义的第13页有“……, 但并不是说超出这些材料的范围就不允许使用”的字样, 在释义第45页有“……, 但对已有成熟使用经验的非标准牌号的铜换热管, 应该允许使用”的说明。
表注:1.表中TP2、T2的数据摘自GB/T1527-1997《铜及铜合金拉制管》。因GB/T1527-1997中不要求TU2的力学性能, 表中TU2的数据摘自GB/T17791-1999《空调与制冷用无缝钢管》。
表注:1.表中T2、TP2的数据摘自GB5231《加工铜—化学成分和产品形状》。2.表中Cu+Ag含量为最小值。
1.5.目前很多制冷机生产厂家都大量使用T P2铜管作为换热器的换热铜管, 具有胀接、硬度和钻孔等方面的成熟使用经验, 且使用以来没有出现任何安全问题的记录。
标准J B/T4750-2003中对T P2等材料的取消, 以及其标准释义g) 款 (P61) 对取消这些材料的含糊说明, 给相关各方面理解和执行带来了很大的困难或混淆。接到联络单后, 该公司非常重视, 内部进行了广泛讨论, 和同行厂家进行了交流, 也再次向张明圣先生进行了咨询。交流的结果是, 现在大量的同行厂家依然在广泛使用TP2, 或者使用ASME牌号材料C12200 (与国内TP2材料对应) 。张明圣先生说, 自标准执行以来, 有不少厂家也向他咨询过这个问题, 他已建议容标委要就此问题出一个标准解释。
2 控制方法与措施
2.1.将材料改成T2, 同时对T2材料的磷、镍含量提出特殊要求;
2.2.向容标委请求标准释义。
3 结束语
风冷冷水机组 篇5
本文以风冷热泵机组为研究对象, 研究了风冷泵机组的优化配置方案。根据建筑典型负荷工况、多台机组运行策略以及厂家提供样本数据等参数, 以获得在全年条件下运行相对节能的风冷热泵机组优化配置方案。
1 变工况能耗计算模型
对于给定的某型号风冷热泵机组, 其性能参数已经确定, 机组实际运行COP或能耗是制冷 (热) 量Q、室外干球温度Tdi和冷冻水供水温度Teo的函数[3], 即:
COP=f (Teo, Tdi, Q) (1)
冷冻水温度的变化对机组运行效率有较大的影响, 但是其设定主要取决于运行过程中末端设备处理要求, 在设计阶段可认为其保持额定出水温度, 则有:
COP=f (Tdi, Q) (2)
为便于分析, 将式 (2) 写如下形式:
Z=COP/COPe=f ( (Tdi-Tdi, e) , Q/Qe) (3)
式 (3) 中, Z为机组实际工况COP的校正系数, Tdi, e, Qe, 分别是机组额定制冷 (热) 量、额定工况下进口干球温度。
若进一步定义ΔTci=Tdi-Tdi, e, PLF=Q/Qe, 在设计阶段考虑不同工况条件下机组的能耗, 则有:
Z=COP/COPe=f (ΔTci, PLF) (4)
将式 (4) 定义成如下形式:
Z=f (f1 (ΔTci) , f2 (PLF) ) =f (Z1, Z2) (5)
其中Z1=f1 (ΔTci) 、Z2=f2 (PLF) 。式5将COP的校正系数转化为两个函数, 综合进行考虑, 因而更符合机组的实际运行情况。
综合公式 (1) ～ (5) , 可建立起任意工况下风冷热泵机组的计算模型, 从而得到机组的能耗。
2 建筑动态负荷计算与数据整理
分析对象是长沙地区某办公建筑, 总建筑面积约2.0万m2, 利用DeST[4]软件, 计算得到全年逐时负荷, 基于逐时数据, 进一步对建筑的全年负荷进行统计和分析, 得到全年负荷持续曲线如图1所示。
如图1所示, 建筑设计冷、热负荷约为600RT和300RT (均取不满足50小时数) 。冷负荷远远大于热负荷, 原因是该建筑为高档办公建筑, 采用大面积的玻璃幕墙 (平均窗墙比为0.7) , 且热源较集中, 故造成冷负荷远远大于热负荷。宜采用热泵机组与单冷机组联合运行的机组配置方案来降低中央空调系统的投资。
两条曲线均存在两个拐点。建筑冷负荷持续曲线的拐点分别位于100%和10%负荷率附近。建筑热负荷持续曲线的拐点位于70%和30%负荷率附近。冷、热负荷持续曲线的第一个拐点均位于高负荷率附近, 曲线由陡峭变为平缓, 表示高负荷出现的时间较短, 第二个均出现在低负荷率附近, 曲线变得更平缓, 表明空调系统大部分时间处于部分负荷运行状态。
基于逐时数据, 对建筑的全年负荷进行统计和分析, 进一步统计得到建筑不同负荷需求下全年运行小时数 (本文考虑2.5%以下负荷时机组停止运行, 因此不予统计) , 如图2所示。
如图2所示, 建筑的全年负荷出现在设计负荷的时间段很短, 绝大部分时间中央空调运行在部分负荷区间, 其中10%～30%负荷段的出现时间占全年空调开启时间的38%。通过合理选择机组台数以及容量配置方案, 可以使得机组能始终保持在高效率的运行区间, 从而达到节约机组运行电耗的目的。
为本文研究需要, 需进一步获得在不同负荷需求下室外干球温度的分布情况, 其统计结果列于表1和表2。
基于以上建筑动态负荷数据、不同负荷下室外干球温度分布特性和式 (1) ～式 (5) 所示的变工况计算模型, 即可对不同机组方案的全年电耗进行分析比较, 并得到相对优化的配置方案。
3 优化配置方案研究
假设该建筑大楼一共有i种机组型号, 每种型号机组为Ni台, 则机组的全年运行电耗为
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式中 j, l——典型冷、热负荷需求状态 (取10%～100%工况) ;
k——不同的室外干球温度点 (2℃温差间隔) ;
ni——对应某个工况下i型机组运行台数, ni≤Ni;
CLj, k, CLl, k——对应不同tdi、不同冷、热负荷需求状态下的供冷 (热) 量, 由DEST软件计算得到;
Hj, k, Hl, k——表1和表2所示不同典型冷、热负荷需求下室外干球温度分布小时数统计;
COPi, j, k, COPi, l, k——j, k工况下i型机的实际COP值;
由式 (1) ～式 (5) 求得。
对于不同的机组配置方案, 式 (6) 即为求解最优化配置方案的目标函数。
为降低系统的投资, 有以下三种选择方案:
方案1:常规空调系统配置 (两台等容量机组) 。1台300RT风冷冷水机组和1台300RT风冷热泵机组。
方案2:制冷工况下多台机组配置。2台150RT风冷冷水机组和1台300RT风冷热泵机组。
方案3:制热工况下多台机组配置。1台300RT风冷冷水机组和2台150RT风冷热泵机组。
以上四种型号机组均为某螺杆机系列, 电费以0.61元/kW·h计算, 即可得到不同机组配置方案的耗电量费用。
在满负荷运行工况下, 机组的样本数据通常给出了室外干球温度对COP的影响。图3和图4分别给出了某系列螺杆式风冷冷水机组[5] (133～355RT) 和某系列螺杆式风冷热泵机组[6] (制冷量:75～400RT, 制热量:65～611RT) , 满负荷运行时室外干球温度对COP修正系数的影响。
由图3和图4所示, 室外干球温度对COP的影响基本呈线形关系, 即有:
Z1=1±a1×ΔTci (7)
对某个系列的风冷冷水机组, a1值基本相同。对于螺杆机, 单冷机a1值约在2.7%～5.1%之间变化;热泵机制冷a1值约在2.4%～2.9%之间变化, 制热a1值约在1.1%～1.4%之间变化。
由于室外气温变化波动较大, 导致风冷热泵机组的制冷、制热性能也有较大幅度的变化。基于不同机组负荷率下所对应的室外干球温度, 可以得到机组COP修正系数。图5给出了该系列机组室外空气温度对PLF的影响。
由图5所示, 室外干球温度对PLF的影响基本呈线性关系, 所以PLF和ΔTci是两个相互独立的函数, 进一步将式 (5) 化简成如下形式:
Z=Z1×Z2=f1 (ΔTci) ×f2 (PLF) (8)
其中, Z1=f1 (ΔTci) , Z2=f2 (PLF) 。
PLF对COP的影响主要跟压缩机类型有关, 参考DOE-2[7]模型, 单台机组实际制冷 (热) 量 (即PLF) 对COP的影响可以写成二次函数, 即:
Z2=a2+b2×PLF+c2×PLF2 (9)
式中, a2, b2, c2为常数, 可通过样本数据拟合得到。
冷热源设备的购买价格在中央空调系统中占主要地位, 对于不同型号的风冷冷水机组单价变化较大, 其机组价格通常可以认为是机组额定制冷量的幂函数, 如式 (10)
Cprice=A (Qev) B (10)
式中:Cprice为制冷机组的价格, 元;A、B为常数, 可以根据经验数据拟合得到。根据文献[8]提供的数据, 经过公式拟合, 对于螺杆制冷机组, A、B可以分别取867.32和0.919 8。热泵机组的价格一般为单冷机组的30%～40%。
4 方案比较
在不同的典型需求工况下 (10%～100%, 计十个典型负荷需求) , 确定出三个方案的机组运行策略。如表3。
注:①括号内为风冷热泵机组运行数, 括号外为风冷冷水机组运行数。②不同型号的机组同时运行时, 其单机运行负荷率相同。
所以, 可以计算得到三种方案的全年电费, 以及不同负荷需求工况下三种方案的比较, 如表4和图6所示。
由表4可知, 方案3是相对节能的方案, 较方案1节省3.4%的全年电耗, 虽然机组价格为最高值15.11万元, 但是机组的投资在一年之后即可收回, 为最优方案。由图6可知, 方案3节能效果主要来自于热负荷10%～50%负荷区间, 由于机组的灵活配置, 单机能够在各种负荷需求工况均能实现较高的负荷率运行, 避免了低效率的运行工况。
方案1和方案2的电耗相差不大, 方案2仅比方案1节能0.5%, 该方案的节能效果主要来自于冷负荷需求区间。同方案3进行比较可知, 制热工况下采用多台机组配置方案比制冷工况下采用多台机组配置方案节能效果明显。虽然长沙地区制冷负荷远远大于热负荷, 但是制热工况下采用多台机组配置方案比制冷工况下采用多台机组配置方案节能效果明显。
5 结论
本文以风冷热泵机组为研究对象, 研究了风冷热泵机组的优化配置方案。首先介绍单台风冷热泵机组的变工况能耗计算模型, 基于全年负荷频率特性以及相对应的室外干球温度分布, 以全年能耗为优化目标, 通过设定不同方案的机组运行策略, 以获得在全年条件下运行相对节能的风冷热机组优化配置方案, 并得出以下结论:
方案1为最不节能的配置方案, 在设计阶段选择机组配置方案时应避免两台等容量机组配置。方案3为最节能方案, 较方案1节省3.4%的全年电耗, 制热工况下采用多台机组配置方案比制冷工况下采用多台机组配置方案节能效果明显。
随着对建筑节能的重视, 建筑动态负荷计算已经得到越来越广泛的应用, 使得在设计阶段对方案进行全年能耗比较、优选成为可能。机组厂家也应该进一步提供机组典型变工况性能计算参数, 为中央空调的优化配置提供基础。
摘要：为得到中央空调系统中风冷热泵机组的最优化配置方案, 本文建立了风冷热泵机组变工况能耗计算模型, 根据建筑典型负荷工况、多台机组运行策略、以及机组变工况性能等参数, 对风冷热泵机组的技术性、经济性进行了分析。研究结果表明:制热工况下采用多台机组配置方案比制冷工况下采用多台机组配置方案节能效果明显, 较常规空调系统配置和方案, 全年节约电耗3.4%。
关键词：优化配置,COP,动态负荷,风冷热泵机组
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风冷冷水机组 篇6
关键词：泵站,技术供水,风冷冷水空调,技术改造
0 引言
大型泵站的辅机系统包括压力油系统、压缩空气系统和技术供 (排) 水系统, 其中技术供水系统担负着泵站的电机轴承冷却、水泵油导轴承的密封润滑水和水泵橡胶轴承的润滑等任务[1], 目前传统的技术供水系统普遍存在供水可靠性差、能耗大的问题, 直接影响机组的安全运行。为了解决技术供水系统存在冷却水杂质多、管路及冷却器容易堵塞、轴瓦温高、系统耗电量大和检修频繁等问题.泗阳第二抽水站经过反复摸索实践在技术供水系统中采用MFLS-10型模块化风冷冷水空调机组, 采用循环清洁水、单管道、水温调节、断续运行、远程控制等措施, 新系统的开发应用大大提高了主机泵冷却系统的可行性和可靠性[2]降低了管理成本, 提高了管理水平, 取得了较好的社会效益和经济效益。
1 工程概况
江苏省泗阳第二抽水站 (以下简称泗阳二站) 位于泗阳县县城东南的中运河输水线上, 该工程于1995年12月动工兴建, 1997年3月正式投入抽水运行, 该站共装设TDL2800-3250/40立式同步电动机配套2.8ZLQk-7.0立式液压全调节轴流泵2台套, 单机流量30m3/s, 设计扬程7.0米, 采用真空破坏阀断流, 总装机容量5600kw。
2 技术供水系统运行中存在的问题
2.1 采用常规供水方式
泗阳二站在设计及运行之初, 采用的是供水泵下游进水池取水, 水泵直接供水方式。由于中运河航运及污染等原因, 在开机运行时, 水中杂物较多且夹杂着大量泥沙。一方面水质较差, 长期连续运行很可能会造成上、下油罐冷却器发生穿孔, 造成油缸内进水或油位下降;另一方面, 经常发生取水口及倦水盖堵塞导致供水泵取水困难, 供水母管压力下降, 需停机进行处理。这两个问题严重危及机组的安全运行, 即使两台供水泵互为备用, 也不能有效解决问题, 且检修工作量很大, 有时还需要潜水员下水清理供水泵取水口杂物, 既不安全, 也不经济。
2.2 采用供水泵从机组长柄阀取水的运行方式
为了解决下游直接取水经常发生堵塞的问题, 采用了供水泵取水口直接连到主机长柄阀, 增设检修清污阀的办法, 即使供水泵发生堵塞, 可以排干廊道积水, 关闭长柄阀, 打开检修阀, 以清除杂物, 这种方式和下游取水方式没有本质上的区别, 但是使检修较为方便。
2.3 采用长柄阀直接向廊道供水, 供水泵直接从廊道取水, 供、排结合的方式
经过运行实践, 我们决定取消检修阀, 断开长柄阀与供水泵的直接连接, 在长柄阀上增加滤网, 增加供水泵取水管底阀, 同时改造一台供水泵, 增加滤水器设施, 仍然采用廊道直接取水方式。这样就有两台离心泵可以通过廊道取水直接向母管供水, 实现互为备用。这两台泵同时还可以实现排除廊道积水功能, 实现供、排结合。经过改造后, 运行较为平稳, 但水质较差的问题没有得到根本解决, 而且运行时必须开启机组长柄阀, 稍有不慎, 极易造成廊道及水泵层漫水事故, 安全隐患较大, 每年还必须定期对廊道进行清淤, 尽量保证水质。
2.4 采用向廊道注清水, 由供水泵从廊道直接取水的方式
针对上述几种运行方式存在的缺陷, 为了解决水质问题, 决定要增加一路由深井泵水塔直接向廊道注足清水, 机组冷却水由直接排至下游改为排向廊道, 由供水泵实现循环供水。由于廊道容积较大, 高程最低, 利用廊道对机组冷却出水进行自然冷却, 既有效地解决了堵塞问题, 也解决了水质问题。从运行情况看, 夏季高温季节, 一台机组连续长时间运行, 瓦温最高也就在50℃左右, 两台机组运行时, 瓦温亦可控制在55℃左右, 基本能够满足运行要求, 但瓦温仍然偏高, 技术供水系统第3次改造情况详见图1。
3 采用风冷冷水空调机组进行技术供水系统改造
3.1 方案的选择
选用两台MFLS-10单冷型风冷冷水空调机组, 单机制冷量为3×104kal/h, 两台机组进行并联布置, 既可单机运行, 互为备用, 亦可同时运行;同时将两台主机的冷却进水管并联后接至空调机组的冷水管 (出水管) 上, 其回水管并联后接至空调机组的进水管 (热水管) 上, 实现密封循环。在回水管路上设管道增压泵一台和补水膨胀水箱一只 (两台空调机组共用) 。改造后, 与原技术供水系统可互为备用, 可靠性大大提高, 详见图2。
3.2 系统性能
1) 机组控制采用模块化结构, 控制器应用MCU技术, 各部分均采用RS485通讯接口, 具有很好的运行模式设置功能和参数调整功能, 可靠性好, 抗干扰能力强, 并可实现计算机监控远程操作。2) 机组可实现自动流程开机、停机操作, 保护功能较为齐全, 包括温差保护、过载保护、防冻保护、压缩机压力保护等, 系统工作可靠性高。3) 系统功耗较低。单台机组的功率总计不超过13kw, 包括管道泵功耗3kw, 而一台离心泵的功率亦在18kw左右, 且可靠性相对较差。工程一次性投资, 单台机组的总造价约4.0万元左右。
3.3 系统安装
(1) 机组上端宜装设防晒蓬, 防晒蓬与机组上端距离应在2米以上, 以保证风机运行的散热。
(2) 机组安装在混凝土基础之上, 高于地面1米左右, 周围要留有足够的检修安装空间。
(3) 系统管路安装时, 要有一定坡度, 以防冬季停机时能排尽管道内积水。
(4) 系统的所有外露要采取保温措施, 避免阳光直射。对于保证压缩机正常工作, 提高机组冷却效果关系很大。
(5) 所有管道要求密封良好, 不得有漏气、漏水现象。对于水导轴承需要提供冷却润滑用水的机组, 要采取其它的技术改造措施, 不能与空调机组共用一套管路。
(6) 要选用适当扬程, 优质高性能的管道增压泵, 以提高管道内水流速度, 提高冷却效果。
3.4 系统的运行维护
(1) 系统的电气回路要经常定期或不定期的检查, 防止设备损坏或接线桩头发热。
(2) 运行时, 要注意监视压缩机的工作压力是否正常。
(3) 机组风侧换热器的翅片要经常清洗, 以保证良好的换热效果。
4 结语
技术供水安全是大、中型泵站安全运行的关键因素之一。泗阳二站的技术供水系统经过多次的探索和改造, 可靠性逐步得以提高, 特别是选用MFLS-10型风冷冷水空调机组对系统实施改造后, 极大地提高了技术供水的安全性、可靠性、经济性。运行表明, 即使在夏季高温季节, 推力瓦温度亦可控制在45℃左右, 效果良好[3]。而对于更大型的泵站或机组, 可选用制冷量更大的冷水机组或几台冷水机组分别为水泵机组提供技术供水的方式, 对于改善大中型泵站机组运行安全条件[4], 很有价值。
参考文献
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风冷冷水机组 篇7
关键词：部分热回收,风冷热泵,名义工况,运行参数,性能系数
节约能源、环境保护和可持续发展等课题的创新研究已成为当今社会和能源界的重要难题。目前各国能源利用水平不同, 有43%~70%的能源主要以废热的形式丢失, 而空调机组冷凝热在废热中占有很大比例[1]。夏季空调系统冷凝热一般直接排放到大气中未加利用, 通常可达到制冷量的1.15~1.3倍, 不仅造成较大的能源浪费, 而且这些热量的排放又会使周围的环境温度升高, 加剧环境大气的温室效应。另一方面, 随着人们生活水平的提高, 人们对室内空气环境和品质的要求也越来越高, 人们除了要求室内有空调和采暖外, 全年每日都要有热水供应。我国是能源大国, 建筑能耗约占整个社会能耗的1/3, 其中生活热水一项就占整个建筑能耗的10%~30%, 折算下来热水的能耗约占社会总能耗的3%~10%, 生活热水能耗将成为继空调能耗之后的第二大能耗大户。
空调和热水系统已普遍应用于公共建筑和住宅, 热回收风冷热泵冷热水机组是基于上述背景而兴起的一种高效节能机组。机组夏季将制冷时排放到大气中的冷凝热回收用于加热生活热水, 不仅能节省原本用于烧热水所需的能源, 而且也避免了冷凝热排放到空气中的热污染以及锅炉燃烧产生CO2造成的温室效应。与水冷式机组相比, 省去了冷却水系统、冷却塔、冷冻机房等投入, 无水冷式机组自来水常见的蒸发损失、漂水损失、排污损失、启用时系统冲洗损失、化学清洗稀释损失等[2], 因此特别适用于缺水地区。在冬季, 在满足室内采暖的前提下, 利用部分压缩机高温排气来制取热水, 可完全取代燃气或燃油热水锅炉, 无锅炉房及设备投资, 无相应的燃料供应系统, 无烟气和冷却水, 消除了锅炉房存在的爆炸、火灾、粉尘以及氮硫氧化物排放等不利因素。
新加坡南洋理工大学的Ying W M[3]针对家用空调器回收利用冷凝热量来生产热水进行了实验研究, 国外对于大型空调制冷机冷凝热回收的研究已经比较完善, 目前已有相关产品的应用。中国科技大学[4]研制了可实现单独制热水、制冷兼热水、供暖三种运行模式的空调-热水器一体机。哈尔滨工业大学江辉民等人[5]提出家用空调器采用双冷凝器热回收系统。目前, 国内的研究工作比较集中于小型家用空调机组改造, 而对风冷热泵等空调机组冷凝热回收的研究工作报道不多[6];对空调废热回收的研究也主要集中于“单冷+供生活热水”运行模式, 对“供暖+供生活热水”模式的研究工作报道很少, 尤其是实验研究也很少。本文以部分热回收风冷热泵冷热水样机为平台, 给出样机在名义制冷、名义制热两种工况下机组运行参数和性能变化, 为热回收机组的开发和优化提供实验数据, 为带热回收功能的风冷热泵技术的发展提供参考性建议。
1 系统热回收节能原理
部分热回收风冷热泵机组具有制冷、供暖和制取生活热水三种功能, 夏季机组在制冷的同时利用压缩机高温排气生产生活热水, 能同时制冷和提供生活热水;冬季机组切换为热泵运行模式, 从大气中吸收热能并通过热泵循环供暖和提供生活热水, 从而实现制冷、采暖、生活热水一机三用的需求。机组夏季制冷时热力学原理如图1所示[7]。
0'-2'-3'-4'曲线为制冷剂的理论循环流程, 0-1a-1b-1-2-2a-3-4-4a-5-0曲线为制冷的实际制冷循环流程, 该曲线所围成区域的面积与输入功率Pin成正比, 8-2a-3-4-4a-5-8曲线所围成区域的面积与冷凝热Qk成正比。5-0过程表示蒸发器从低温热源中吸收热量Q0, 2a-3-4-4a曲线代表冷凝器中制冷工质向高温热源放出冷凝热Qk的过程, 机组制冷时Qk是需要释放的冷凝热, 而在机组供暖时冷凝热Qk为机组的供热量。
传统风冷热泵机组正常运行时, 由热力学第一定律公式Qk=Q0+Pin推导可得, 机组的冷凝热量Qk= (1+1/COP) Q0。其中Qk为制冷剂通过机组冷凝器时放出的热量;Q0为制冷剂在机组蒸发器中吸收的热量;Pin为压缩机吸收并压缩制冷剂的耗功。常见冷水机组的COP为4.5~6.0, 冷凝排热量为制冷量的116%~125%, 因此热回收技术在空调节能方面的效果是相当可观的, 而且机组夏季运行时产生的热水是完全免费的。在加入热回收装置后, 热力学第一定律公式转化为Qk'+QR=Q0'+Pin', 其中Qk'、Q0'、Pin'分别为机组增加热回收装置后主冷凝器释放的冷凝热量、蒸发器吸收的热量及压缩机耗功, QR为冷凝热回收量。如图1中所示, 传统模式中冷凝器的冷凝负荷为Qk=h2a-h4a, 增加热回收装置后热回收器承担的冷凝负荷为QR=h2a-hx, 主冷凝器承担的冷凝负荷为Qk'=hx-h4a, 可以说制冷剂的冷凝焓降得到了重新分配。
2 系统组成及实验方案
该基于回收冷凝热量来生产热水原理搭建的风冷热泵部分热回收样机由两个单独的循环系统组成, 每个循环系统均由风冷热泵部分与热回收部分组成。整套机组包括水侧壳管式换热器、压缩机、气液分离器、风冷翅片式换热器、壳管式热回收器、双向热力膨胀阀等。壳管式换热器及热回收换热器内均有两条单独的制冷剂回路, 分别与各自循环对应的压缩机、气液分离器等匹配运行。样机采用双冷凝器形式, 压缩机与冷凝器之间串联一个热回收器, 剩余冷凝热量通过其他冷凝换热设备吸收或释放, 以达到制冷剂完全冷凝的目的。单系统热回收风冷热泵样机工作流程详见图2。
1为水侧壳管式换热器;2为四通换向阀;3为气液分离器;4为低压开关;5为压缩机;6为高压开关;7为电磁阀2;8为电磁阀1;9为壳管式热回收器;10为风冷翅片式换热器;11为螺旋风扇;12为过滤器1;13为过滤器2;14为双向热力膨胀阀;15为空调水泵;16为热水泵;17为恒温水箱
样机同时具备制冷、制热、制冷兼制热水、制热兼制热水四种模式, 模式的切换由电磁阀和四通阀控制, 制冷剂流向如图2中箭头所示。当电磁阀1关闭, 电磁阀2开启时, 其中1-2-3-5-7-2-10-14-1流向表示样机在单制冷模式运行, 10-2-3-5-7-2-1-14-10流向表示样机转换为单制热模式;当电磁阀1开启, 电磁阀2关闭时, 1-2-3-5-8-9-2-10-14-1流向表示样机在串联制冷热回收模式运行, 10-2-3-5-8-9-2-1-14-10流向则表示样机处于串联制热热回收模式。样机在热回收模式运行时, 定量的水经水泵增压后送入热回收器, 并于热回收器内与高温制冷剂蒸汽换热, 利用压缩机高温排气得到初步加热;加热后的热水返回恒温水箱, 未达温度的水继续送入热回收器内循环加热, 最终达到所需的出水温度。
为确保系统安全可靠运行, 样机在压缩机前后安装有高低压保护开关和排气温度保护装置以及相应测控装置。热回收器采用逆流式, 增压后的水在热回收器内与制冷剂热交换后进入恒温水箱。样机主要配置见表1。整机实物图详见图3。
实验室参照国标GB/T 17758—1999规定建造的焓差法实验室, 空气侧采用焓差法, 水侧采用水量热计法测量。实验方案参考国标GB/T18430.1—2007蒸气压缩循环冷水 (热泵) 机组工商用和类似用途的冷水 (热泵) 机组, 样机具体实验工况列于表2、表3。
3 实验测试装置
实验装置主要由风冷热泵循环系统、水路循环系统、环境模拟室、数据采集系统四部分组成。样机在环境模拟实验室内实验, 其模拟环境温度范围为-10~55℃, 测试能力见表4。
根据实验测试需求, 管路中安置了相应的数据测点。铜-康铜热电偶用于测量制冷剂温度;铂电偶测量使用侧及回收侧的水流温度;热电偶温度数据及其他温度测量均可由多路温度记录仪自动采集。电磁流量计和温度测量取样器分别测量水流量和空气干湿球温度, 采用压力传感器测量管路测点压力, 并将压力信号转换成电流信号引入到数据采集系统, 实现计算机自动数据采集。系统主要测量数据包括:节流前后温度、吸排气压力温度、室外进出水温度、热回收进出水温度、室外进风干湿球温度、使用侧及热回收侧水流量等。
4 性能测试及结果分析
带部分热回收功能的热泵冷热水机组的功能与常规热泵系统有所不同, 常规衡量空调系统性能的参数为COP, 即制冷 (热) 量与压缩机功率的比值。
增加热回收装置之后, 机组能量利用增加了加热热水部分, 并增加了风机功率。因此本文对样机的性能系数做如下定义。
⑴样机性能系数COPA。
⑵热水性能系数COPR。
⑶综合性能系数COPW。
在无热回收功能时, COP和COPA相等, PO为风机运行功率。
4.1 名义制冷工况下样机性能分析
据实验方案所述, 样机在名义制冷工况实验, 使用侧流量为风冷热泵机组标准工况水流量, 即0.172 m3/ (k W·h) 。样机保证热回收侧水量不变, 开启单双风机冷凝使得热回收出水温度分别稳定在45℃、50℃要求范围内, 机组测得数据详见表5。
注:差异百分比= (开启热回收功能样机运行参数-关闭热回收功能样机运行参数) ÷关闭热回收功能样机运行参数×100%。
如图4所示, 在45℃和50℃出水时, 节流后温度稳定在6.8~6.9℃范围, 节流前温度分别上升2.80℃, 上升6.09%~6.47%, 平均值为6.28%。吸气温度和压力随冷凝风机的减少而增加, 在45℃出水时排气压力上升156.00 k Pa, 排气温度上升10.30℃, 50℃出水时排气压力上升159.00 k Pa, 排气温度上升8.4℃, 排气压力和温度分别上升8.70%~9.50%和10.36%~15.06%, 平均值分别为9.10%和12.71%;与45℃出水相比, 机组在50℃出水采用双风机冷凝时, 吸气温度由7.00℃上升到9.20℃, 而采用单风机冷凝时吸气温度则由11.00℃上升到14.50℃, 吸气温度变化较为明显, 上升31.43%~31.82%, 平均值为31.63%, 排气温度则有小幅的升高, 上升3.05%~5.85%, 平均值为4.45%。节流前后的温度基本无变化, 而吸排气压力则稍有升高。
如图5所示, 制冷量随冷凝风机台数的减少而下降, 在45℃出水时, 机组制冷量相应减少2.55k W, 降低了11.47%, B、C两种工况的制冷量比无热回收时减少了4.10%~15.09%, 平均值为9.60%。在50℃出水时, 机组制冷量减少2.27k W, 降低了10.51%, D、E工况比无热回收时减少了6.86%~16.65%, 平均值为11.76%, 机组制冷性能变化较为明显;制冷量随出口水温升高稍有降低, 当机组出水温度由45℃升高至50℃时, 采用单双风机冷凝时的制冷量分别降低0.30 k W和0.64k W, 下降约1.52%~2.88%, 平均值为2.20%, 这主要是当流经换热器的水流量一定时, 压缩机出口制冷剂温度有所提高, 同时压缩机排气压力升高导致排气量下降, 样机制冷量下降。
热回收量随冷凝风机台数的减少有明显增长, 如图5所示, 热回收量相应增加5.03 k W和3.34k W, 升高了51.17%~55.30%, 平均值为53.24%;机组总功率有小幅度降低, 基本稳定在8 k W左右, 这是由于机组通过减少冷凝风机台数来增加热回收量, 风机功耗有所减少。另一方面, 随着风机台数减少, 压缩机出口制冷剂温度和排气压力有所提高, 压缩机输入功率增加;随着出水温度的升高, 主冷凝器环境温度不变, 对数温差增大, 主冷凝器侧换热量增大, 系统冷凝排放热量有微弱的减少, 热回收侧回收热量减少, 当机组出水温度由45℃升高至50℃时, 热回收量分别降低3.79 k W和2.10 k W, 下降约38.56%~43.75%, 平均值为41.16%;冷凝温度随着出水温度的升高而升高, 压缩机排气温度升高, 系统压缩机功耗稍有增加。
如图6所示, 机组制冷COPA随冷凝风机台数的减少而大幅降低, 在45℃出水时, 机组COPA由2.78变化到2.46, 降低了11.51%, 与无热回收时COPA为2.75相比, 变化-10.55%~1.09%, 平均值为-4.73%。在50℃出水时, 机组的制冷COPA由2.65变化到2.40, 降低了9.43%, 比无热回收时COPA降低了3.64%~12.73%, 平均值为8.19%;当机组出水温度由45℃升高至50℃且分别采用单双风机冷凝时, COPA下降0.06和0.13, 降低了2.44%~4.68%, 平均值为3.56%。热回收出水温度越高, 排气饱和温度也越高, 导致制冷量大幅度降低, 机组制冷COPA也相应减少。
机组COPW随冷凝风机台数的减少而增加, 如图6所示, 在45℃出水时机组综合COPW由3.38变化到3.69, 升高约9.17%, 而在50℃出水时COPW由2.98变化到3.15, 升高约5.70%, 这是因为排气压力上升而增加的压缩机输入功率与冷凝风机运转减少的功率相抵消, 机组制冷量只稍有下降, 同时因回收冷凝热量的引入, 综合性能系数明显上升;机组综合COPW随出水温度的升高而显著降低, 当机组出水温度由45℃升高至50℃时, 采用单双风机冷凝时机组综合COPW分别下降0.54和0.40, 降低约11.83%~14.63%, 平均值为13.13%, 出水温度的变化对COPW的影响较为明显。
4.2 名义制热工况下样机性能分析
样机在出水温度分别稳定在45℃、50℃要求范围的名义制热工况实验, 机组测得数据详见表6。
如图7所示, 出水温度由45℃升高到50℃, 节流后温度稳定在8.6~8.7℃温度范围, 与无热回收时相比相应上升14.67%~16.00%, 平均值为15.33%;节流前温度有小幅度上升, 比无热回收时上升6.11%~6.85%, 平均值为6.48%;出水温度由45℃升高到50℃时, 吸排气压力和温度均有所升高, 吸气压力与无热回收时相比则降低了10.05%~11.08%, 而吸气温度相对升高57.14%~242.86%, 吸气温度变化十分明显。
注:差异百分比= (开启热回收功能样机运行参数-关闭热回收功能样机运行参数) ÷关闭热回收功能样机运行参数×100%。
由图8可知, 出水温度由45℃升高至50℃, 热回收器回收冷凝热量逐渐减少, 而壳管式换热器得热量逐渐增加, 因此机组的制热性能系数COPA随出水温度的升高而逐渐增大, 50℃出水与45℃出水时COPA提高4.42%, 但两者与无热回收时相比, COPA均有所下降;生活热水制热效率COPR在冬季比较低, 当热水出水温度为50℃时, 热水性能系数只有0.49, 比45℃时的0.79降低了0.3, 即下降10%~15%, 而且COPR会随着出水温度的升高继续降低, 出水温度的变化对机组COPR的影响较为明显, 制备热水的温度要超过55℃将有一定的困难;机组综合性能系数COPW随热水出水温度的增加而有所减少, 但由于回收热量的引入, 热回收综合COPW将远高于制热COPA。热回收综合COPW分别达到了3.28和3.09。
5 结论
通过对部分热回收风冷热泵机组进行的制冷/制热性能实验, 得出以下结论:
(1) 在名义制冷工况下, 随着冷凝风机台数的减少, 样机的吸排气温度和压力有所增加, 样机制冷量和能效比COPA有所下降, 但热回收量随冷凝风机台数的减少有明显增长, 综合能效比COPW大大提高随着热回收出水温度的升高, 节流前后的温度基本无变化, 吸气温度变化明显, 排气温度有小幅升高, 压缩机吸排气压力稍有升高, 制冷量稍有降低, 而回收侧回收热量明显减少, 样机综合COPW显著降低。
(2) 名义制冷工况45℃和50℃热水出水时, 样机制冷COPA比无热回收变化-10.55%~1.09%和3.64%~12.73%, 热回收综合COPW分别达到3.38~3.69和2.98~3.15;出水温度由45℃升高到50℃且分别采用单双风机冷凝时, 样机COPA下降2.44%~4.68%;样机在名义制冷工况的COPA均达到GB19577—2004《冷水机组能效限定值及能效等级》中当额定制冷量≤50 k W时, COP≥2.4的5级能效标准。
(3) 名义制热工况, 出水温度由45℃升高到50℃时, 节流后温度较为稳定, 节流前温度有小幅上升, 与无热回收时相比均有提升, 吸排气压力和温度有所升高, 吸气温度和压力变化较为显著;45℃和50℃出水时, 样机制热COPA比无热回收降10.96%~21.58%, 50℃出水时COPA比45℃时提升4.42%, 但制热水的效率COPR下降明显, 样机COPW有所下降, 热回收综合COPW分别达到3.28和3.09。但由于回收热量的引入, 热回收综合COPW远高于制热COPA。
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风冷冷水机组 篇8
一、从制冷、制热原理上来说, VRV变频空调机组是分体空调一
种形式上的变化, 而中央空调模块式风冷热泵机组是由主机的冷媒与空调循环系统的水进行热交换, 制成冷水系统进入末端制冷, 在冬季则由厂内采暖换热站二次热网管道提供热水进入末端制热。
二、从空调性能和使用效果上看, VRV变频空调机组的蒸发温
度在1~3℃之间, 没有其他处理过程, 其蒸发器放置在室内, 由送风机直接在室内吹出7~10℃的冷风, 如果人直接在送风口的直吹范围内, 会感觉不适宜;VRV变频空调机组的送、回风口基本都是一体化的, 对于适应不同形状房间的要求能力较弱, 这种一体化的送、回风口适用于正方形或圆形房间, 而其他形状的房间就可能存在气流死角, 造成房间温度不均匀;VRV变频空调机组的室内机的氟路系统均分器分向每台室内机的氟利昂的流量是大致相等的, 这样就造成了小的室内机蒸发温度低, 这样送风温度也低, 大的室内机蒸发温度高, 送风温度也高, 就形成了小房间冷、大房间热的冷热不均现象;室内机组只能用控制器进行温度调节, 不能实现对室内舒适度和环境的品质调节。
风冷式冷水机组的冷水出水温度在7~12℃之间, 通过风机盘管或组合式空调器等末端系统换热处理后, 进入室内冷风的温度为15~18℃之间, 使人感觉较适宜;风冷式冷水机组的末端系统送、回风口分开, 可以调节风冷式冷水机组的末端系统送、回风口的位置, 以达到不同形状的房间都有送风均匀的效果, 空气的气流组织合理化, 使房间内不存在送风死角;风冷式冷水机组系统可根据室内风机盘管大小, 通过管径及阀门来调节通过每台风机盘管的水流量的大小, 以保证每个房间内的温度相同;具有中央空调的优势, 在调节室内温度的同时, 可以借助空气处理机组对室内空气进行送新风, 在冬季的时候对空气进行加湿等, 能够很好的调节室内舒适度和空气品质;但风冷式冷水机组对于初期设计要求较高, 特别是对行政办公楼人员较密集场所, 消防有加装喷淋水的要求, 所以对于不同形状的房间, 进出风口布置一定要科学合理, 避免冷媒供回水管与消防水管和喷淋头相冲突而必须要避让的结果, 并且对于新风入口段进风量控制要求较高, 冬季新风入口吸入大量冷风, 如果热介质水管管径较细、流速又较低时, 极易冻坏水管。
三、从安装上来看, VRV变频机组的铜管最长可以做到
35~40m长, 否则氟利昂系统就不能良好循环, 设备就不能正常运转, 而且即使铜管系统在40m长度范围内, 其工作效率也随长度的增加而下降, 单机制冷量最大为10匹 (约28kw) , 所以大型建筑采用该机组室外机太多, 影响建筑物的外观, 特别对于现代化的高层建筑来说, 悬挂室外机影响美观。风冷式冷水机组系统, 可以根据室内系统的管道的长短、管径的大小以及室内设备的多少来计算管道阻力的大小, 选择适当扬程、流量的水泵, 能够保证各管道内冷水的流量, 风冷式冷水机组单机最大制冷量是253kw, 不占用室内机房, 放在建筑物的房顶即可。但对于房顶承载能力不够的情况下, 应将机组特别是小型冷却水塔远离办公、宿舍类区域, 外部循环水需设置大型冷却塔风扇进行冷却, 它的噪音还是比较大的。
四、从对环境的影响来看, VRV变频机组的室内系统内流动的
全部是氟利昂, 而且系统属于高压系统 (4~22kg/cm2) , 容易产生泄漏, 一旦产生泄漏, 氟利昂遇明火会产生有毒气体———光气, 对人体造成生命危险。风冷式冷水机组系统的室内系统内流动的是水, 系统属于低压系统 (1~5 kg/cm2) , 不容易产生泄漏, 即使万一产生泄漏, 水对人体没有危害性。
五、从维修与维护来看, VRV变频机组维修工作需要专业制冷
风冷冷水机组 篇9
巫溪新城大京都购物中心经营面积1.5万m2,采取动感情景式时尚装修风格,环境舒适温馨,硬件配置高端齐全。其中,在中央空调配套设施方面,志高风冷热泵模块机组凭借高效节能、绿色环保的优异特点赢得甲方认可,荣获该项目全工程冷暖式中央空调出货额近200万元的安装应用。
2 设计依据
(1)建设单位提供的条件图及业主的要求;
(2)《采暧通风与空气调节设计规范》(GB50019—2003);
(3)《通风与空调工程施工及验收规范》(GB50243—2002);
(4)《高层民用建筑设计防火规范》(GB 50045—95) (2005年版);
(5)《公共建筑节能设计标准》(GB 50189—2005);
(6)《实用供热空调设计手册》(第二版);
(7)其他现行相关设计技术规范标准。
3 设计参数
3.1 巫溪室外气象参数
巫溪室外气象参数如表1所示。
3.2 巫溪室内设计参数
巫溪室内设计参数如表2所示。
4 工程应用说明
4.1 冷热源确定
本工程建筑用途为购物中心;考虑到空调系统的灵活控制、运行节能的要求,而且前期投入成本相对较低,后期维护成本低,使用可靠。故本工程采用风冷热泵模块机组,夏季制冷,冬季制热。将整栋大楼的空调分成2个志高风冷热泵模块机组系统,每个系统单独控制,低负荷运行更加节能。
4.2 负荷确定
负荷采用逐时负荷计算法,根据房间的朝向、围护结构、人员、设备、新风渗透等参数计算在各个房间的逐时负荷, 以当日逐时加权最大值为设计值。做到既满足房间空调制冷、制热输出要求,又不会超额配置,导致能量的浪费。
经计算,该项目空调主机制冷量输出1 430 k W,制热量输出1 518 k W。
4.3 系统主机
购物中心总共采用了22台65 k W的风量模块主机,为了便于安装和管理,主机整体分2个系统,大部分主机放在地下室内(主机采用隔热处理及喷淋系统),另一部分主机放在外墙边狭窄的区域。
4.4 末端
内机主要采用暗藏风机盘管,隐蔽式安装,避免了风柜过大的噪音产生,低噪音运行使用户更舒适;供回水管路采用同程式布置,最大程度确保了水力平衡;送风口采用双层百叶形式,便于根据不同时期的需求自由调节;每个室内机均安装回风,节约了能量消耗,更大程度提升了使用效果。
4.5 系统特点
(1)组网控制:在现场通过简单的通信线连接,实现就地组网;每一模块都采用上电自识别模式,即任一模块加电后自动接入网络并由显示操作面板识别其地址。
(2)采用本控制系统可实现如下功能:远程监控,定时开关机,手动、自动切换工作状态,与末端联动,故障自动判断、处理、短信拨号报警,手动测试功能,自动除霜,手动除霜,电加热控制,下班防冻,能量控制,运行管理、负荷匹配,中文信息显示、即插即用式网络结构等功能。
(3)控制器的工作过程与功能均达到符合Q/SKCG01—2000的规定和有关微电脑控制器的技术标准和要求。
(4)所有的输入 / 输出信号和通讯数据传输都具有足够的抗干扰能力 , 保证机组工作稳定、可靠,输出没有误动作, 没有抖动,而且温度值不会出现大于1℃的跳变。
(5)控制器具有预防用户误操作的功能。
(6)安全性、电磁兼容性均符合国家相关电子电器产品安全标准和电磁兼容性标准。
(7)参数设定具有密码保护功能。所有需设定的参数都具有相应的默认值,该默认值在第一次使用或需恢复默认值时使用。
5 总结
本项目中的巫溪县境地处中纬度,地处亚热带暖湿季风气候区,四季分明,气候温和,日照充足,温湿适度,立体气候颇具特色。对空调主机制冷和制热性能均有较高要求, 志高风冷热泵模块机组制冷工况环境温度范围:21 ~ 50℃ (DB);制热工况环境温度范围- 10 ~ 21℃(WB),在该地区夏季和冬季恶劣工况下,依然能保证良好的制冷、制热能力输出。