进口真空泵-德国安装

发布日期：2010-01-07

安装进口真空泵-德国技术

方式虽然安装真空泵 4台风机，但实际的运行能耗反而小于图11的常规系统及图12的双风机系统。这是由于它不再有常规系统中混风阀C和图12系统中的

新风阀节流能耗。与常规系统相比，在全新风时，图13中风机F4与F1的压力之和与常规系统的送风机压力相同。这样，图13中4台风机的电机功率应与同样风

量常规系统两台风机的电机功耗不变，而图13系统的F3、F4低转速运行，功耗降低。对图12所示系统而言，如果新风风道及排风风道阻力与图13相同，则最

大新风时，二者能耗相同，而当最小新风时，图12的排风机为了将空气从a点附近的负压区排至室外，仍需用提供较高压头，使得工作点偏移，效率下降，而

图13中点a永远为零压，F3、F4工作点不变，最小新风时能耗要低些。

    此时无调节阀，因此也无调节阀损失的真空泵 耗，用户处各个回水加压真空泵的扬程应仔细选择。若选择过大，再用阀门降低同样会消耗能量。但如果安装变速

真空泵 则可以通过调整转速来实现各个用户所要求的流量，因此不再靠调节阀消耗真空泵 耗，这样，尽管多装了许多真空泵，但运行电耗将降低50％以上。

    在这种情况下，若各用户要求的流量变化频繁，整个系统的总流量亦在较大范围内变化，总循环真空泵 也可用变频真空泵，并根据干管中部供回水压差（见图5、

6中点A）来控制其转速，使该点压差维持为零，则系统具有非常好的调节性能与节能效果。分析表明，当采用如图3常规的管网方式时，若由于某种原因，一

半用户关闭，不需要供水时，未关的用户水量会增加，的流量可增加50％以上，而同样的管网采用图5的方式，并且对主循环真空泵的转速进行上述方式的控

制，则同样情况下未关闭的用户的水量增加的不超8％，系统的水力稳定性大为改善。此方面的进一步详细分析见文献[1]，这一方案准备在已开始施工

的杭州热电厂冷热联供热网中使用，各用户为吸收式制冷机、生活热水用换热器，冬季则为建筑供暖及生活热水。分析表明，对于这种负荷大范围变化的系

统，采用这种方式，比常规方式节省真空泵的电耗62％，并改善了系统的水力稳定性。同时还使整个系统压力变化范围减小，从而可降低管网承压要求，处长管

网寿命。在各用户处安装调速真空泵所增加的费用基本上可以从各用户省掉的电动调节阀及节省的用电增容费中补齐，因此总投资可以不增加甚至有所降低。

    2.3 空调水系统

    为减少水真空泵电耗，便于系统调节，许多系统采用两级真空泵 方式，如图7。真空泵组P1可根据要求的制冷机的运行台数而启停，其扬程仅克服蒸发器阻力及冷冻站

内部分管路的压降，真空泵 组P2则克服干管及冷水用户的压降。为了节能，P2有时还采用变速真空泵 ，根据用户要求的流量调节真空泵的转速，调节规则是维持最远端用

户处的供回水压差为额定的资用压头。文献[2]中指出，P2采用变速真空泵后，其能耗并非如厂商所宣传的那样“与流量的三次方成正比”。假设冷水用户所要求

的压降与干管流量下的压降各占50％，例如均为5m，则真空泵组P2的转速就要按照使最末端压差恒定为5m来控制。假设各用户要求的流量均为流量

的50％，则各用户本身的调节阀都纷纷关小，此时末端压差仍为5m，干管流量降低一斗，故压降变为1.25m，真空泵组P2所要求的压降从原来的10m降至6.25m，流

量虽降至一半，但真空泵 的工作点左偏，效率降低，因此真空泵耗约为流量时的45％左右，而并非按照三次方规律所预测的12.5％。造成这种现象是由于现象是

由于各用户调节阀关小，消耗了多余的这部分能量。见图8。

    此外，如果干管压降占P2扬程的一半，则如同上一例所分析，由于各用户远近不同，这部分真空泵耗的一半也被各用户的调节阀所消耗。并且空调系统为了

改善其调节性能，还希望调节阀两侧压差占所在支路资用压头的一半以上。这样，平均估计，即使采用变速真空泵 ，真空泵组P2的能量中也有60％以上被各个调节阀

消耗掉。2XZ双级旋片式真空泵 2X系列旋片式真空泵 XD单级旋片式真空泵

    图9 为按照前一例的思路，将各调节阀改为变频真空泵 ，取消真空泵 P2的新方案。图10a为按照这个方案运行，当制冷机要求的水量大于用户需要的水量时的水压

图；图10b为用户要求的水量大于制冷机侧水量时的水压图。采用这种方式将不再需要调节阀，由图10可看出，对于大多数支路来说，供回水干管间是负压差

，当某台空调机的水真空泵 停止时，流量会自动成为零。改变用户处水真空泵的转速，可以很好地实现流量调节。由于不再安装任何调节阀，因此再没有调节阀所造

成的损失。当流量减少一半时，用户水真空泵的工作点将略有偏移，但能耗仍可降低80％以上。当系统平均运行流量为流量的70％时，可以计算出与采用变

速真空泵 P2的方式相比，各用户真空泵 电耗的总工程和不足真空泵 P2电耗的35％。

    再分析这种系统的稳定性。当由于某种原因，一些用户关闭，一些用户调小，总流量降低50％时，干管压降减少，真空泵的转速未变化的用户的流量增

加幅度约为10％～20％，与真空泵的性能曲线形状有关。这时只要将转速相应地减少，即可维持原流量。采用这种方式，用各个小变频真空泵 代替一组大变频真空泵 ，由

于总功率降低20％～30％，因此价格不会增加。采用新方案后，还省掉各个空调机的电动调节阀，因此初投资将降低。

    2.4 空气处理室

    图11为常见的可变新风量的空气处理室。为了充分利用新风，希望能够通过调整3个风阀来改变新回风比，实现要求的送风参数。由于空气被排风机从房

间抽回后，要经风阀A排至大气，因此点a处必须为正压，而外界新风又要经过风阀B进入空气处理室，因此点b处必须是负压。a、b两点间的压差将等于新风

阀B和新风风道的压降与排风阀A和排风风道压降之和。若新风道新风阀和排风道排风阀的压降分别为100Pa则a、b间的压降为200Pa。这样大的压差仅依靠一

个风阀C来调节很困难。因此，这样的系统实际上很难真正实现新回风比连续可调。由于3个风阀的位置不协调，使a、b两点间的压降很难保持不变，这样还

导致实际的总风量随3个风阀的调整而变化，当全新风运行时，总风量有时可比最小新风时小10％以上。

    根据风机代替风阀的思路，可以按图12的方式设计空气处理室。将原来的回风机改为可以变速的排风机。送风机F1克服空气处理室设备及送、回风道的

阻力。点a处为负压，其数值为回风道的压降。单独调整新风阀B或排风机F2的转速，可改变a点的压力，从而改变室内正压度；同时调整F2的转速和阀A的开

度，则可以准确地调整新回风比，而不影响总风量。图中的单向导流叶片用来防止新风进入后与回风混和，一部分由排风机排走，保证a处空气向b处流动，

而无气流倒流的现象。当空调室的新风和排风道较长或断面较小、阻力较大时，采用这种方式还可以彻底解决图11方式的新风量难以增大的问题。只要新风

风道的压降小于回风风道的压降，就可以实现从最小新风至全新风的连续有效的调节。

    这一方式的缺点是：当回风风道阻力较大时点a负压降大，于是要求排风机F2即使在小风量时（如最小新风时）也要有较大的压头以克服点a处的负压。

这与变转速风机的特性不一致。出于这一点，还可以采用图13的方式，用4台风机分别担当送风、回风、排风和送新风的任务。这时，图中的点a处压力与大

气压相同，送风机克服送风风道及空气处理室设备的阻力，回风机F2克服回风道的阻力，排风机F3和新风机F4可以为一台电机连接同步运转的变速风机。改

变其转速即可改变新风与回风比。此时的新回风比严格与F3、F4的转速成正比。房间正压度可用设在回风风道或送风风道上的风阀来调节，调好后总送量量

将维持不变。新回风比则完全由F3、F4的转速决定，真空泵
它们的改变对总风量及房间内压力无任何影响。