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永嘉縣高泉泵閥有限公司


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*空調循環(huán)泵選擇參考意見

閱讀:1090發(fā)布時間:2013-6-29

通過對*空調系統工程中因循環(huán)泵揚程選擇不當,導致工程失敗事例的分析,強調合理選擇循環(huán)水泵揚程的重要性,并提出了一些選擇的方法,對*空調設計有參考價值。
1、問題的提出
在*空調系統中,循環(huán)水泵夏季輸送冷凍水,冬季輸送熱水至空調末端裝置。工程設計應按照空調系統水流量和系統阻力選擇性能良好的水泵。有關暖通空調設計手冊都有詳細設計計算方法。問題在于實際工程設計時,某些工程師未按照計算方法進行設計計算,而是憑經驗想當然,對系統以及某些空調設備、配件等新產品缺乏認真研究,結果導致所選擇的水泵不能滿足要求,或者造成運行費用增加,甚至水泵不能正常工作,這不得不引起空調設計者的高度重視。
2、理論分析
空調系統水流量的大小由負荷及供回水溫差確定,系統阻力通過水力計算求得。按流量和阻力選擇的水泵,運行時應處于區(qū),其工作點為水泵性能曲線和管路特性曲線的交點。而工程中選擇的水泵常常出現兩種不正常情況。
1) 設計時比較保守,水系統實際流速取值較低,估算系統阻力較大,導致選水泵時揚程加大,使所選擇的循環(huán)水泵揚程比設計流量下的系統阻力大得多。流量QA是系統設計流量,在此流量下水泵揚程為HB即可。實際選擇的水泵揚程為HS。為了保證QA,則要改變管路特性,即通過關小水泵進出口的閥門,使管路特性曲線由Ⅰ變?yōu)棰?。顯然,ΔP=HB-HA*通過閥門節(jié)流, 這是非常不經濟的,也是工程中需避免出現的情況,如果冬季運行采用同一套泵工作,由于流量變小,節(jié)流更嚴重,就更不經濟,甚至造成水泵工作點不穩(wěn)定[2]。
2) 設計過于自信,對空調系統阻力估算偏小,所選泵揚程小于設計流量下系統阻力。
3、工程實例
例1:甲工程為一單體高層建筑,建筑高度29m,泵房設在主樓地下室。 設計選用進口開利離心式冷凍機一臺,制冷量為1163 kW,配用2臺循環(huán)水泵,1用1備。
剛開始調試運動時,發(fā)現水泵電機電流過大,水泵出水管振動厲害,且有異常聲音。 水泵揚程僅為0。28MPa,電機電流I=11。 分析原因,為分集水器壓差僅為0。13MPa,所選水泵揚程偏大。此時水泵工作點為低揚程大流量,電機嚴重超載[3];水泵氣蝕嚴重,管路抖動厲害,聲音異常;關小水泵和冷凍機蒸發(fā)器進、出口閥門,保證蒸發(fā)器進出口要求的壓差Δp=(92±5)kPa,使水泵恢復正常工作。
水泵揚程為0。48MPa,分集水器壓差為0。10MPa,蒸發(fā)器壓差為0。1MPa,系統阻力并不大,而水泵大部分壓頭*消耗在關小的閥門上。
解決辦法:更換一臺低揚程水泵,測試數據如表2(新泵)。對比表2數據,電機電流由82A降為40A,其運行經濟性不言而喻。
例2:乙工程為一區(qū)域空調,制冷加熱站集中向多幢建筑物供冷、供熱。設計2907kW冷凍機2臺,循環(huán)水泵3臺,2用1備。 系統調試時開一臺冷凍機,一臺循環(huán)水泵。幾分鐘后,水泵出水管振動厲害且伴有異常聲音,冷凍機不能啟動,故障顯示冷凍水循環(huán)水量不夠。檢查系統閥門已全部打開,水過濾器全部清洗干凈,系統排氣較*。銘牌參數:Q為500m3。h-1, H為0。475MPa,N為90kW;測試數據:蒸發(fā)器進出口壓差0。02MPa, 水泵進出口壓差0。14 MPa,集水器壓力0。27MPa,分水器壓力0。40 MPa。據該水泵性能曲線,當揚程H=0。14MPa時,在系統閥門全開情況下,流量Q應大于500m3。h-1才對,而此時水流指示器自鎖,顯示流量不足。由此可見,水泵工作異常。事實上,如此大的系統,水泵揚程H=0。14MPa也是不可能的。 zui終查明原因有二:① 水泵入口安裝了進口刷式水過濾器,過濾器網孔太小,導致水泵入口阻力太大,產生嚴重氣蝕,水泵性能變壞; ② 泵的流量和揚程都非常小, 系統阻力較大。將刷式過濾器濾網拆下運行,分、集水器壓差達0。45MPa,水泵揚程為0。52MPa。如兩臺泵同時運行,循環(huán)流量增大,系統阻力還要增大。顯然水泵不能保證系統正常運行。
解決方法:更換水過濾器濾網;對系統重新進行水力計算,更換水泵。這既造成了較大的經濟損失,又影響了空調系統正常運行,教訓是深刻的。
結論
1) 空調系統
循環(huán)泵的選取并不難,但要引起設計人員足夠的重視,經驗要與理論計算相結合。
2) 對水泵揚程的選取不能認為越大越保險,而要重視運行的經濟性。
3) 目前空調產品更新換代較快,選用時要十分慎重,對其性能要認真研究。

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