鋒速達通風降溫系統
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負壓風機降溫方案_GFS490-155干式變壓器冷卻風機,GFS490-155接線
風機盤管機組作為半集中式空調系統的末端裝置，其工程應用非常廣泛。從總體上看，目前國內的風機盤管在名義供冷量、噪音、電機輸入功率等項指標上，已接近于或優于國外產品，而風量則普遍低于國外同型號產品。但是，真正影響空調效果的，并不只是這些參數的絕對值大小，還取決于這些參數之間的配匹是否合理。因為我國的行業標準?中，對供冷量、噪聲、輸入功率等都有嚴格規定，因而形成了國產風機盤管高冷、低噪、小風量的總體特點，而風量與冷量的搭配(焓差)則不合理，這給選型工作的合理性和經濟性帶來問題。 2 目前風機盤管選型中常見的問題 2．1 按冷負荷選型的弊端 按空調房間的最大冷負荷選用風機盤管是空調系統設計中常見的做法，其目的是保證高峰負荷時的房間溫度。而實際上空調房間運行的絕大部分時間都不會處于高峰負荷，使供冷量過剩，而切換到中、低檔運行以降低冷量輸出，從而維持房間的 熱平衡。可見機組實際輸出冷量取決于空調負荷的變化，與機組的名義供冷量關系不大。故供冷量只是實現空調的必要條件，但不能決定空調的使用效果。評價空調效果好壞，一是房間平均溫度與設定溫度的接近程度；二是室溫分布(梯度)和變化(波 動)幅度。送風溫差越大，換氣次數越少，室溫梯度和波動幅度也越大，故送風溫差和換氣次數才是影響空調精度和舒適性的主要因素。文獻 [2]中明確規定了不同精度空調房間的最大送風溫差和最 低換氣次數。空調精度越高，要求送風溫差越小、換氣次數越多�？梢姲醋畲罄湄摵蛇x型，僅滿足高峰負荷時的房間溫度是不夠的，還需滿足適當的送風溫差和換氣次數，才能保證房間的舒適性要求。 2．2 不能保證足夠的送風量 因送風溫差、換氣次數是決定空調精度和舒適性的主要因素，故保證足夠的風量是實現預期空調效果的先決條件。這里所說的風量是指機組使用時的實際送風量，而不是產品樣本中的名義風量(GB／T 19232-2003規定：名義風量須在盤管不通水、空氣14?27℃，風機轉速為高檔，對低靜壓機組不帶風口和過濾器等出口靜壓為12Pa測得的風量值)。而實際使用中，暗裝機組因要加進、回風格柵、過濾器和短風管，加上盤管表面凝水、積塵、濾網堵塞等諸多因素影響，會導致風阻增大、風量下降，使得實際風量遠低于名義風量(筆者通過大量實驗證明：一般低l5?25％)。由于風量的明顯減少，影響空調效果，主要帶來以下問題： 1)換氣次數少; 2)送風速度低，影響送風射流射程； 3)送風溫度低，影響空調舒適度和可能造成送風格柵結露等。 另一方面，對于風機盤管機組本身而言，風量的下降直接影響盤管的換熱效果，使盤管的制冷量下降，這樣就會形成機組的實際性能(風量、冷量)都要低于名義值的不合理現象。因此， 產品樣本上的名義風量、冷量只能作為選型時的參考，而不能作為選型的依據。加大風量不僅能增加換氣次數、降低送風溫差、改善空調效果，而且由于冷量也會提高，可相應地縮小機組的體積。故提高風量是風機盤管的發展方向之一。當然，風量的 提高也要受空調區域允許風速的制約。另一方面，為控制送風溫差，冷量與風量之間應保持適當的匹配關系。全冷量與風量(質量流量)之比就是盤管進出口空氣的焓差，它決定了機組供 冷能力和送風溫差的大小。從控制送風溫差角度，焓差過高不利，而國內的風機盤管的焓差和送風溫差普遍偏高。按GB／T 19232-2003規定的名義參數計算，焓差為15．88k．1／kg，送風溫差約為l2℃。若按風量下降20％計算，實際的焓差將超過19．85kJ／kg，實際的送風溫差會高達l5℃，顯然已超出文獻[2]中規定的允許送風溫差(6_-lO℃)，也就無法保證空調精度和舒適性要求。 2．3忽略風系統的阻力計算 一般地風機盤管空調系統的風系統規模較小，構成簡單，阻力不大，約在l5?5OPa范圍內，但僅僅這一點阻力就足以對風機盤管系統的實際送風量有至關重要的影響。風機盤管分為低靜壓機組和高靜壓機組兩類，在GB／T 19232-2003中，對于低靜壓機組，帶風口和過濾器等出口靜壓為OPa，不帶風口和過濾器等出口靜壓為12Pa，也就是說，風口及過濾器等構成的阻力為12Pa。而美國空調與制冷學會標準《房間風機盤管空調器》hRI 440? 84中明確規定：出廠時不帶送、回風格柵或過濾器的風機盤管，應在12．4Pa機外靜壓下測試風量u 。這一規定正是為了保證實際風量與名義風量相符。而我國大氣含塵量較高，濾網易堵塞，理應機外靜壓比12．4Pa高，相比之下，我國的行業標準中規定的測試條件合理性有待商榷。以客房中臥式暗裝、吊頂回風FCU為例，附加阻力至少應包括回風格柵、回風濾網、送風短管及送風格柵阻力。若回風風速為1．Om／s，送風風速為1．5 m／s，經計算此時機外阻力為16Pa，若選用低靜壓機組肯定也會造成風量下降，此例在工程應用中應屬于附加阻力較小的一例，對風量影響尚且如此，可見FCU風系統附加阻力不可忽視。再者，對于高靜壓機組，若不經過阻力計算，而是認為選用一個高靜壓機組就能滿足要求的做法也是不合理的。 再舉一例，圖l為某辦公樓安裝于吊頂內的臥式暗裝FCU及相應的風系統，FCU的名義風量為750 m／h，散流器喉部風速2．5 m／s，回風風速1．5 m／s，經計算知FCU本體之外總阻力約為61Pa，其中散流器、回風口濾網阻力占總阻力的80％。此時即便采用機外靜壓30Pa或50Pa的高靜壓型FCU，風量也會下降15％左右。因此，在具體工程中籠統地提出高靜壓要求和認為只要采用高靜壓機組就不必進行相關風系統分析的做法是不可取的。 3 風機盤管機組改進設計的途徑 3．1 保證風量的“名”“實”相符 造成機組風量“名”“實”不符的根本原因就在于： 1)濕工況下翅片管表面的水膜和水滴大大地增加了空氣的流動阻力,這是主要原因； 2)名義測試工況與實際使用工況不同。因此，解決風 量的“名”“實”不符問題，設計時可從以下幾方面入手： (1)盤管排數的選擇 目前國內風機盤管多采用9．53mrn管徑的三排盤管，這種結構型式的盤管空氣阻力較大。根據大量的盤管試驗結果表明：相同結構參數的表冷器排數由三排減至二排，空氣阻力約降30％t圳，這樣在機組輸入功率不變的條件下增加風量，以此來解決機組名義風量與實際風量相差太大的問題，而且又保證達到標準規定的供冷量要求。其理論依據是：雖然盤管由三排減至二排，傳熱面積減少，但盤管的空氣阻力下降，風量明顯增加使盤管傳熱性能增強的原理。并且2排管風機盤管省料、節能，多數場合使用效果要優于3排管機組，經濟效益顯著。 (2)翅片間距的確定 翅片間距的大小是影響風機盤管傳熱性能和空氣阻力的主要因素之一。由理論分析和實驗結論可知，翅片間距對風機盤管傳熱性能的影響是很復雜的。一般說來，換熱系數會隨著間距的增大而增大，而阻力則會隨著間距的增加而減小。但是，當翅片間距變小時，單位體積的換熱面積增加。因此，雖然換熱系數變小了，但換熱量卻有可能是增加的。因此，合理確定翅片間距的大小使得換熱量相同時空氣的阻力最小，即單位阻力換熱量最大應是優化的翅片間距。實驗研究結果表明lJ 0J：對于水冷式盤管，在常用的翅片間距范圍內，3．3mm左右較好。 (3)翅片形狀和表面親水處理 盤管在供冷工況時，對空氣的處理是一個降焓析濕過程，在盤管翅片的表面會不斷形成水珠，大部分水珠在重力作用下，沿著翅片由上往下流淌至凝結水盤，也有一部分掛貼在翅片表面，這部分水珠使得盤管的阻力增大，從而減少了出風量。對于 相同規格的盤管來說，翅片的析水速度與翅片的形狀有關，同時也與翅片表面是否做親水處理有關。有實驗數據表明：相同情況下，濕／干工況風量比由條縫型翅片的75％提高到無縫型翅片的90％；由翅片表面未做親水處理的88％提高到親水處理的99％t制，可見，翅片的形狀和表面親水處理對機組的出風量有重要影響。 3．2 保證機外靜壓和風量 因盤管(特別是暗裝機組)在使用中風量會有大幅度衰減，因此為克服送風阻力必須具備一定的機外靜壓，以保證所需的風量。為滿足用戶的不同使用要求，國外廠家提供有低噪聲、標準型、高靜壓三種機型供用戶選擇。低噪聲機組的機外靜壓一般低于lOPa：標準型機組為15?25Pa；高靜壓機組高達30?5oPa。一般空調場合宜使用標準型機組，高精度及大面積房間則應考慮選用高靜壓機組，低噪聲機組一般僅用于對噪聲水平要求嚴格的 場合，如高星級飯店中的豪華客房。因此，在選用國產暗裝風盤管時，建議選擇機外靜壓不低于20Pa的產品，當采用散流器送風且回風帶濾網時，FCU 的機外余壓不宜小于50Pa，方可取得較好的使用效果，當然，生產廠家最好在產品樣本上附上機組的風量一機外靜壓曲線，以方便于機組選型時參考；并且應生產高低不同的機外靜壓機型以供不同的使用場合選用。 3．3 提供多樣化焓差的機組 按照我國行業標準，對于某一型號的機組只能提供單一焓差(因供冷量和風量一定)，并且焓差偏高，使得機組送風溫差偏大，用在高精度、要求嚴格的空調場合還必須采取一定的補救措施，比如可采用改變新風參數來進行調節。而國外的風機盤管具有多種焓差，一般會提供2排管和3排管兩種不同冷量的盤管，分別配上低噪聲、標準型或高靜壓三種不同風量的風機，形成名義風量相同，但實際風量、冷量、焓差都不相同的6種機型，可以滿 足不同地區、不同圍護結構、不同精度要求空調房間的使用要求。因此，國內生產廠家也應從實際使用情況出發，研制出多樣化焓差的新型機組，以滿足不同空調場合的靈活選用。 3．4 合理的水路流程目前，多數廠家風機盤管的水路流程采用單一的3進3出的接法。合理的水路設計應滿足： 1)較高的水流速，以保證較高的換熱系數； 2)較低的水阻力，保證水泵較低的能耗，尤其是高層建筑 空調系統： 3)水和空氣的逆交叉流動，以保證最大的換熱溫差。然而實際水通路設計中，增強換熱系數往往會帶來水阻力的增加。因此，優化的水通路設計應做到： 1)不同長度的盤管應采用不同的水路設計，如大長度盤管采用多路并聯、加大過水截面積，既能保證換熱量又能有效地降低水阻力； 2)保證進、回水之間5℃溫差， 以保證合適的流量、合適的水流速，從而保證換熱性能，同時又不會使水阻過大。3)不同使用工況的盤管，其水路應區別設計。若進風參數不同，空氣處理過程必然不同，因此，水通路設計應有所不同，以保證冷量、 水阻力的合理。4)為冬季防凍放水及防止管內空氣滯留，水路應設計成由下至上的單向行程比較合 理、可行。 3．5 提供全冷量焓效率 和顯冷量效率 的計算公式 由于樣本上提供的風量、冷量是名義工況下測定的，而在實際使用中，名義風量和名義冷量一般都不會出現，依此作為選型依據是不合理的。因此，廠家在產品樣本上除了標明名義風量、名義冷量外，還應提供每一種型號機組的全冷量焓效率和顯冷量效率 的計算公式，以供設計人員選型時根據不同的設計工況進行設計風量、設計冷量的計算，以便合理選用風機盤管，這樣既保證滿意的空調效果，又能節省初投資和運行能耗，一舉兩得，應是業內人士共同追求的目標。 4 結論 4．1 風機盤管的實際送風量是保證空調效果理想的關鍵， 產品設計時應考慮各參數的合理配匹，另一方面，可從盤管排數、翅片間距、翅片形式和表面做親水處理等方面考慮在濕工況下提高機組的送風量，減少風側阻力。 4．2 風機盤管的風系統設計時應進行阻力計算和校核，使之與配匹風機相吻合，認為FCU風系統規模小而不必進行風阻計算是不妥的。 4．3 生產廠家應提供多樣化焓差、多種機外靜壓的機型，以滿足不同的使用場合；還應根據盤管不同長度、不同使用工況設計成不同的水路流程，以保證水側較高的換熱系數和較低的水阻力。 4．4 產品樣本上最好應附上機組的風量一機外靜壓曲線，以及全冷量焓效率 和顯冷量效率 的計算公式，以便于設計人員在機組選型時根據不同的設計工況合理選用，既保證空調使用效果，又節省初投資和運行費用。
| 高壓大功率變頻器在轉爐除塵風機中的應用 |
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1、引言
圖1 轉爐除塵風機的變頻改造設備配置圖 qs1：單刀單擲隔離刀閘，由廠家提供； qs2：單刀雙擲隔離刀閘，由廠家提供； 進線柜、變壓器柜、單元柜，由廠家提供，其中變頻單元每相6個共18個單元。 要求可以遠程和就地控制。遠程和就地控制是通過變頻器機柜上的轉換開關來實現，正常運轉時都是采用遠方dcs控制系統進行控制，變頻器功率單元自帶旁通功能，假如在運行過程中，功率單元發生故障，自動旁通，變頻器不停機，保證了變頻器的連續運行，故障單元可以在檢驗的時候更換下來維修，由于所有的功率單元都是一樣的，所以更換維修特別方便。 2.3 電機及風機參數 ,水簾降溫生產廠家; （1）風機參數 型號：376-689； 主軸轉速：2970r/min； 軸功率：1120kw； 生產廠：上海鼓風機廠。 （2）電機參數 型號：ybp710-2； 額定功率：1120kw； 額定電壓：6kv； 額定頻率：50hz； 額定電流：127.5a； 額定效率：96%； 額定轉速：2970r/min。 （3）除塵風機工藝要求 除塵風機的工藝要求如圖2的曲線所示。 圖2 除塵風機的工藝要求曲線 吹煉工藝周期 a到b為兌鐵加廢鋼時間，約1min； b到c為風機升速時間，暫定1min，可以調節； c到d為吹氧時間，約14min； d點風機開始減速，暫定3min，可以調節； d到e為倒爐測溫取樣時間，約2min； e到f為出鋼時間，約2min； f到g為濺渣時間，約3min。 整個吹煉工藝周期約26min，其中高速時間（c到d）12min。高速定為45hz,可以調節；低速定為20hz,可以調節。
附表 昆明鋼鐵公司三煉鋼廠使用變頻器與液力耦合器的能量消耗表 采用變頻器比采用液力耦合器的節電率高達到54.9%，短期內就收回投資本錢，同時由于dfcvert-mv變頻器的可靠性，避免了原來液力耦合器發生故障時，轉爐停爐造成高爐甩鐵的情況發生，其經濟效益、社會效益也是巨大的。
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礦井主扇噪聲控制?? (noise? control? 0f? minemain? fan) 使礦井主扇風機在運行中產生的噪聲保持在設定范圍內的過程，是礦山噪聲控制的重要組成部分。 噪聲源? 礦井主扇風機是用于向礦井連續輸送新鮮空氣，稀釋并排出有毒、有害氣體和粉塵的主要豬場通風設備。主扇分離心式和軸流式兩類，大多數礦井采用軸流式主扇風機。礦井主扇的噪聲源是：進風口和排風口輻射的空氣動力性噪聲，機殼、風門和其他零件沖擊、摩擦所引起的機械性噪聲，電機運轉時磁場脈動引起定子、轉子振動的電磁性噪聲。在上述三種噪聲源中，以空氣動力性噪聲為最強：據測定，一般礦井主扇的空氣動力性噪聲比其他噪聲高出10～20dB(A)，噪聲級高達100～110dB(A)；具有頻帶寬，中、低頻成分能量高，噪聲傳播遠，影響范圍廣的特點，是治理礦井主扇噪聲的重點。 基本控制措施控制礦井主扇噪聲的根本性措施是：改進扇風機的結構參數，提高扇風機的加工工藝，使用合適的高阻尼制造材料，研制低噪聲、高效率的新型扇風機。對于現有的高噪聲主扇，則采取多種降噪措施，進行綜合治理：(1)建造主扇隔聲室。主要用于阻斷機殼振動引起的機械噪聲和電機房傳來的電磁噪聲。如可采用在機殼兩側砌筑240mm厚、高2.6m的磚墻，頂蓋用1.5mm鋼板做的隔聲室，該室實際隔聲量約可達27dB(A)。若在室內壁面敷設吸聲層，可以減少室內混響聲，提高隔聲室的實際隔聲量。(2)排風道消聲。根據排風噪聲的頻譜設計合理的排風消聲器，是降低主扇風機噪聲的根本措施，由于礦井排風系統具有濕度大、廢氣中含硫化物等腐蝕性有害氣體的特點，可采用礦渣膨脹珍珠巖等吸聲系數高，吸聲頻帶寬、不怕潮濕與腐蝕的材料制做的吸聲磚，在擴散器的排風道中砌成片式消聲結構。消聲器長度約取5～6m，片間距取0.25～0.36m，片厚(吸聲墻厚度)約為0.19m，片間風速取5～12m／s，阻塞比(為吸聲墻總橫截面積與排風峒總橫截面積之比)取0.3～0.5。排風道消聲后，可使噪聲降至約85dB(A)以下。 相關文章
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