太阳集团通风降温系统
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负压风机降温方案_GFS490-155干式变压器冷却风机,GFS490-155接线
风机盘管机组作为半集中式空调系统的末端装置，其工程应用非常广泛。从总体上看，目前国内的风机盘管在名义供冷量、噪音、电机输入功率等项指标上，已接近于或优于国外产品，而风量则普遍低于国外同型号产品。但是，真正影响空调效果的，并不只是这些参数的绝对值大小，还取决于这些参数之间的配匹是否合理。因为我国的行业标准?中，对供冷量、噪声、输入功率等都有严格规定，因而形成了国产风机盘管高冷、低噪、小风量的总体特点，而风量与冷量的搭配(焓差)则不合理，这给选型工作的合理性和经济性带来问题。 2 目前风机盘管选型中常见的问题 2．1 按冷负荷选型的弊端 按空调房间的最大冷负荷选用风机盘管是空调系统设计中常见的做法，其目的是保证高峰负荷时的房间温度。而实际上空调房间运行的绝大部分时间都不会处于高峰负荷，使供冷量过剩，而切换到中、低档运行以降低冷量输出，从而维持房间的 热平衡。可见机组实际输出冷量取决于空调负荷的变化，与机组的名义供冷量关系不大。故供冷量只是实现空调的必要条件，但不能决定空调的使用效果。评价空调效果好坏，一是房间平均温度与设定温度的接近程度；二是室温分布(梯度)和变化(波 动)幅度。送风温差越大，换气次数越少，室温梯度和波动幅度也越大，故送风温差和换气次数才是影响空调精度和舒适性的主要因素。文献 [2]中明确规定了不同精度空调房间的最大送风温差和最 低换气次数。空调精度越高，要求送风温差越小、换气次数越多。可见按最大冷负荷选型，仅满足高峰负荷时的房间温度是不够的，还需满足适当的送风温差和换气次数，才能保证房间的舒适性要求。 2．2 不能保证足够的送风量 因送风温差、换气次数是决定空调精度和舒适性的主要因素，故保证足够的风量是实现预期空调效果的先决条件。这里所说的风量是指机组使用时的实际送风量，而不是产品样本中的名义风量(GB／T 19232-2003规定：名义风量须在盘管不通水、空气14?27℃，风机转速为高档，对低静压机组不带风口和过滤器等出口静压为12Pa测得的风量值)。而实际使用中，暗装机组因要加进、回风格栅、过滤器和短风管，加上盘管表面凝水、积尘、滤网堵塞等诸多因素影响，会导致风阻增大、风量下降，使得实际风量远低于名义风量(笔者通过大量实验证明：一般低l5?25％)。由于风量的明显减少，影响空调效果，主要带来以下问题： 1)换气次数少; 2)送风速度低，影响送风射流射程； 3)送风温度低，影响空调舒适度和可能造成送风格栅结露等。 另一方面，对于风机盘管机组本身而言，风量的下降直接影响盘管的换热效果，使盘管的制冷量下降，这样就会形成机组的实际性能(风量、冷量)都要低于名义值的不合理现象。因此， 产品样本上的名义风量、冷量只能作为选型时的参考，而不能作为选型的依据。加大风量不仅能增加换气次数、降低送风温差、改善空调效果，而且由于冷量也会提高，可相应地缩小机组的体积。故提高风量是风机盘管的发展方向之一。当然，风量的 提高也要受空调区域允许风速的制约。另一方面，为控制送风温差，冷量与风量之间应保持适当的匹配关系。全冷量与风量(质量流量)之比就是盘管进出口空气的焓差，它决定了机组供 冷能力和送风温差的大小。从控制送风温差角度，焓差过高不利，而国内的风机盘管的焓差和送风温差普遍偏高。按GB／T 19232-2003规定的名义参数计算，焓差为15．88k．1／kg，送风温差约为l2℃。若按风量下降20％计算，实际的焓差将超过19．85kJ／kg，实际的送风温差会高达l5℃，显然已超出文献[2]中规定的允许送风温差(6_-lO℃)，也就无法保证空调精度和舒适性要求。 2．3忽略风系统的阻力计算 一般地风机盘管空调系统的风系统规模较小，构成简单，阻力不大，约在l5?5OPa范围内，但仅仅这一点阻力就足以对风机盘管系统的实际送风量有至关重要的影响。风机盘管分为低静压机组和高静压机组两类，在GB／T 19232-2003中，对于低静压机组，带风口和过滤器等出口静压为OPa，不带风口和过滤器等出口静压为12Pa，也就是说，风口及过滤器等构成的阻力为12Pa。而美国空调与制冷学会标准《房间风机盘管空调器》hRI 440? 84中明确规定：出厂时不带送、回风格栅或过滤器的风机盘管，应在12．4Pa机外静压下测试风量u 。这一规定正是为了保证实际风量与名义风量相符。而我国大气含尘量较高，滤网易堵塞，理应机外静压比12．4Pa高，相比之下，我国的行业标准中规定的测试条件合理性有待商榷。以客房中卧式暗装、吊顶回风FCU为例，附加阻力至少应包括回风格栅、回风滤网、送风短管及送风格栅阻力。若回风风速为1．Om／s，送风风速为1．5 m／s，经计算此时机外阻力为16Pa，若选用低静压机组肯定也会造成风量下降，此例在工程应用中应属于附加阻力较小的一例，对风量影响尚且如此，可见FCU风系统附加阻力不可忽视。再者，对于高静压机组，若不经过阻力计算，而是认为选用一个高静压机组就能满足要求的做法也是不合理的。 再举一例，图l为某办公楼安装于吊顶内的卧式暗装FCU及相应的风系统，FCU的名义风量为750 m／h，散流器喉部风速2．5 m／s，回风风速1．5 m／s，经计算知FCU本体之外总阻力约为61Pa，其中散流器、回风口滤网阻力占总阻力的80％。此时即便采用机外静压30Pa或50Pa的高静压型FCU，风量也会下降15％左右。因此，在具体工程中笼统地提出高静压要求和认为只要采用高静压机组就不必进行相关风系统分析的做法是不可取的。 3 风机盘管机组改进设计的途径 3．1 保证风量的“名”“实”相符 造成机组风量“名”“实”不符的根本原因就在于： 1)湿工况下翅片管表面的水膜和水滴大大地增加了空气的流动阻力,这是主要原因； 2)名义测试工况与实际使用工况不同。因此，解决风 量的“名”“实”不符问题，设计时可从以下几方面入手： (1)盘管排数的选择 目前国内风机盘管多采用9．53mrn管径的三排盘管，这种结构型式的盘管空气阻力较大。根据大量的盘管试验结果表明：相同结构参数的表冷器排数由三排减至二排，空气阻力约降30％t圳，这样在机组输入功率不变的条件下增加风量，以此来解决机组名义风量与实际风量相差太大的问题，而且又保证达到标准规定的供冷量要求。其理论依据是：虽然盘管由三排减至二排，传热面积减少，但盘管的空气阻力下降，风量明显增加使盘管传热性能增强的原理。并且2排管风机盘管省料、节能，多数场合使用效果要优于3排管机组，经济效益显著。 (2)翅片间距的确定 翅片间距的大小是影响风机盘管传热性能和空气阻力的主要因素之一。由理论分析和实验结论可知，翅片间距对风机盘管传热性能的影响是很复杂的。一般说来，换热系数会随着间距的增大而增大，而阻力则会随着间距的增加而减小。但是，当翅片间距变小时，单位体积的换热面积增加。因此，虽然换热系数变小了，但换热量却有可能是增加的。因此，合理确定翅片间距的大小使得换热量相同时空气的阻力最小，即单位阻力换热量最大应是优化的翅片间距。实验研究结果表明lJ 0J：对于水冷式盘管，在常用的翅片间距范围内，3．3mm左右较好。 (3)翅片形状和表面亲水处理 盘管在供冷工况时，对空气的处理是一个降焓析湿过程，在盘管翅片的表面会不断形成水珠，大部分水珠在重力作用下，沿着翅片由上往下流淌至凝结水盘，也有一部分挂贴在翅片表面，这部分水珠使得盘管的阻力增大，从而减少了出风量。对于 相同规格的盘管来说，翅片的析水速度与翅片的形状有关，同时也与翅片表面是否做亲水处理有关。有实验数据表明：相同情况下，湿／干工况风量比由条缝型翅片的75％提高到无缝型翅片的90％；由翅片表面未做亲水处理的88％提高到亲水处理的99％t制，可见，翅片的形状和表面亲水处理对机组的出风量有重要影响。 3．2 保证机外静压和风量 因盘管(特别是暗装机组)在使用中风量会有大幅度衰减，因此为克服送风阻力必须具备一定的机外静压，以保证所需的风量。为满足用户的不同使用要求，国外厂家提供有低噪声、标准型、高静压三种机型供用户选择。低噪声机组的机外静压一般低于lOPa：标准型机组为15?25Pa；高静压机组高达30?5oPa。一般空调场合宜使用标准型机组，高精度及大面积房间则应考虑选用高静压机组，低噪声机组一般仅用于对噪声水平要求严格的 场合，如高星级饭店中的豪华客房。因此，在选用国产暗装风盘管时，建议选择机外静压不低于20Pa的产品，当采用散流器送风且回风带滤网时，FCU 的机外余压不宜小于50Pa，方可取得较好的使用效果，当然，生产厂家最好在产品样本上附上机组的风量一机外静压曲线，以方便于机组选型时参考；并且应生产高低不同的机外静压机型以供不同的使用场合选用。 3．3 提供多样化焓差的机组 按照我国行业标准，对于某一型号的机组只能提供单一焓差(因供冷量和风量一定)，并且焓差偏高，使得机组送风温差偏大，用在高精度、要求严格的空调场合还必须采取一定的补救措施，比如可采用改变新风参数来进行调节。而国外的风机盘管具有多种焓差，一般会提供2排管和3排管两种不同冷量的盘管，分别配上低噪声、标准型或高静压三种不同风量的风机，形成名义风量相同，但实际风量、冷量、焓差都不相同的6种机型，可以满 足不同地区、不同围护结构、不同精度要求空调房间的使用要求。因此，国内生产厂家也应从实际使用情况出发，研制出多样化焓差的新型机组，以满足不同空调场合的灵活选用。 3．4 合理的水路流程目前，多数厂家风机盘管的水路流程采用单一的3进3出的接法。合理的水路设计应满足： 1)较高的水流速，以保证较高的换热系数； 2)较低的水阻力，保证水泵较低的能耗，尤其是高层建筑 空调系统： 3)水和空气的逆交叉流动，以保证最大的换热温差。然而实际水通路设计中，增强换热系数往往会带来水阻力的增加。因此，优化的水通路设计应做到： 1)不同长度的盘管应采用不同的水路设计，如大长度盘管采用多路并联、加大过水截面积，既能保证换热量又能有效地降低水阻力； 2)保证进、回水之间5℃温差， 以保证合适的流量、合适的水流速，从而保证换热性能，同时又不会使水阻过大。3)不同使用工况的盘管，其水路应区别设计。若进风参数不同，空气处理过程必然不同，因此，水通路设计应有所不同，以保证冷量、 水阻力的合理。4)为冬季防冻放水及防止管内空气滞留，水路应设计成由下至上的单向行程比较合 理、可行。 3．5 提供全冷量焓效率 和显冷量效率 的计算公式 由于样本上提供的风量、冷量是名义工况下测定的，而在实际使用中，名义风量和名义冷量一般都不会出现，依此作为选型依据是不合理的。因此，厂家在产品样本上除了标明名义风量、名义冷量外，还应提供每一种型号机组的全冷量焓效率和显冷量效率 的计算公式，以供设计人员选型时根据不同的设计工况进行设计风量、设计冷量的计算，以便合理选用风机盘管，这样既保证满意的空调效果，又能节省初投资和运行能耗，一举两得，应是业内人士共同追求的目标。 4 结论 4．1 风机盘管的实际送风量是保证空调效果理想的关键， 产品设计时应考虑各参数的合理配匹，另一方面，可从盘管排数、翅片间距、翅片形式和表面做亲水处理等方面考虑在湿工况下提高机组的送风量，减少风侧阻力。 4．2 风机盘管的风系统设计时应进行阻力计算和校核，使之与配匹风机相吻合，认为FCU风系统规模小而不必进行风阻计算是不妥的。 4．3 生产厂家应提供多样化焓差、多种机外静压的机型，以满足不同的使用场合；还应根据盘管不同长度、不同使用工况设计成不同的水路流程，以保证水侧较高的换热系数和较低的水阻力。 4．4 产品样本上最好应附上机组的风量一机外静压曲线，以及全冷量焓效率 和显冷量效率 的计算公式，以便于设计人员在机组选型时根据不同的设计工况合理选用，既保证空调使用效果，又节省初投资和运行费用。
| 高压大功率变频器在转炉除尘风机中的应用 |
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1、引言
图1 转炉除尘风机的变频改造设备配置图 qs1：单刀单掷隔离刀闸，由厂家提供； qs2：单刀双掷隔离刀闸，由厂家提供； 进线柜、变压器柜、单元柜，由厂家提供，其中变频单元每相6个共18个单元。 要求可以远程和就地控制。远程和就地控制是通过变频器机柜上的转换开关来实现，正常运转时都是采用远方dcs控制系统进行控制，变频器功率单元自带旁通功能，假如在运行过程中，功率单元发生故障，自动旁通，变频器不停机，保证了变频器的连续运行，故障单元可以在检验的时候更换下来维修，由于所有的功率单元都是一样的，所以更换维修特别方便。 2.3 电机及风机参数 ,水帘降温生产厂家; （1）风机参数 型号：376-689； 主轴转速：2970r/min； 轴功率：1120kw； 生产厂：上海鼓风机厂。 （2）电机参数 型号：ybp710-2； 额定功率：1120kw； 额定电压：6kv； 额定频率：50hz； 额定电流：127.5a； 额定效率：96%； 额定转速：2970r/min。 （3）除尘风机工艺要求 除尘风机的工艺要求如图2的曲线所示。 图2 除尘风机的工艺要求曲线 吹炼工艺周期 a到b为兑铁加废钢时间，约1min； b到c为风机升速时间，暂定1min，可以调节； c到d为吹氧时间，约14min； d点风机开始减速，暂定3min，可以调节； d到e为倒炉测温取样时间，约2min； e到f为出钢时间，约2min； f到g为溅渣时间，约3min。 整个吹炼工艺周期约26min，其中高速时间（c到d）12min。高速定为45hz,可以调节；低速定为20hz,可以调节。
附表 昆明钢铁公司三炼钢厂使用变频器与液力耦合器的能量消耗表 采用变频器比采用液力耦合器的节电率高达到54.9%，短期内就收回投资本钱，同时由于dfcvert-mv变频器的可靠性，避免了原来液力耦合器发生故障时，转炉停炉造成高炉甩铁的情况发生，其经济效益、社会效益也是巨大的。
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矿井主扇噪声控制?? (noise? control? 0f? minemain? fan) 使矿井主扇风机在运行中产生的噪声保持在设定范围内的过程，是矿山噪声控制的重要组成部分。 噪声源? 矿井主扇风机是用于向矿井连续输送新鲜空气，稀释并排出有毒、有害气体和粉尘的主要猪场通风设备。主扇分离心式和轴流式两类，大多数矿井采用轴流式主扇风机。矿井主扇的噪声源是：进风口和排风口辐射的空气动力性噪声，机壳、风门和其他零件冲击、摩擦所引起的机械性噪声，电机运转时磁场脉动引起定子、转子振动的电磁性噪声。在上述三种噪声源中，以空气动力性噪声为最强：据测定，一般矿井主扇的空气动力性噪声比其他噪声高出10～20dB(A)，噪声级高达100～110dB(A)；具有频带宽，中、低频成分能量高，噪声传播远，影响范围广的特点，是治理矿井主扇噪声的重点。 基本控制措施控制矿井主扇噪声的根本性措施是：改进扇风机的结构参数，提高扇风机的加工工艺，使用合适的高阻尼制造材料，研制低噪声、高效率的新型扇风机。对于现有的高噪声主扇，则采取多种降噪措施，进行综合治理：(1)建造主扇隔声室。主要用于阻断机壳振动引起的机械噪声和电机房传来的电磁噪声。如可采用在机壳两侧砌筑240mm厚、高2.6m的砖墙，顶盖用1.5mm钢板做的隔声室，该室实际隔声量约可达27dB(A)。若在室内壁面敷设吸声层，可以减少室内混响声，提高隔声室的实际隔声量。(2)排风道消声。根据排风噪声的频谱设计合理的排风消声器，是降低主扇风机噪声的根本措施，由于矿井排风系统具有湿度大、废气中含硫化物等腐蚀性有害气体的特点，可采用矿渣膨胀珍珠岩等吸声系数高，吸声频带宽、不怕潮湿与腐蚀的材料制做的吸声砖，在扩散器的排风道中砌成片式消声结构。消声器长度约取5～6m，片间距取0.25～0.36m，片厚(吸声墙厚度)约为0.19m，片间风速取5～12m／s，阻塞比(为吸声墙总横截面积与排风峒总横截面积之比)取0.3～0.5。排风道消声后，可使噪声降至约85dB(A)以下。 相关文章
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