中央冷却（精选六篇）
中央冷却 篇1
一、存在的问题
成都市新都区人民医院中央空调经过1年多的运行, 冷却风扇问题和缺陷逐步显现, 单靠人工调节和临时措施已无法保证空调系统的正常运行, 主要问题如下。
(1) 空调系统已经启动运行, 但忘记启动冷却风扇, 不能给冷却水降温, 直接导致冷却水温度和空调主机排气温度过高报警, 空调主机停止运行。
(2) 开启空调主机时, 冷却风扇也开启, 运行中有时负荷不是满载, 由于冷却风扇一直运行, 从而使冷却水过低, 对机组造成低冷媒保护停机, 同时也会使压缩机冷冻油供不上, 对压缩机造成严重影响。
(3) 空调主机开启时, 冷却风扇和整个空调系统正常运行, 但夜间关闭空调时, 往往忘记关闭冷却风扇。1台冷却风扇15k W, 若3台风扇同时忘记关闭, 1晚以10 h计算, 3台风扇耗电450 k W。
中央空调冷却风扇的上述问题严重影响医院空调的正常运行和安全, 为此对冷却风扇进行技术改造。
二、中央空调冷却风扇改造
1. 改造方案
将风扇启停由手动控制改为由空调机组冷凝器出水主管道的冷却水温度控制, 在3台冷却风扇均加装雨沃SM3智能温控器 (其温度探头为磁性探头) 。当第一个温控器探讨检测到冷却水管壁温度达到设定启动温度时, 温控器工作输出电源, 继电器线圈得电工作, 常开触点闭合, 冷却风扇启动和停止按钮同时闭合, 冷却风扇启动;当温度继续升高时, 第二个、第三个温控器同理工作。如果冷却水温度降低到第三个温控器设定的停止温度时, 第三个温控器将停止工作, 不再输出电源, 此时继电器线圈失电, 触点断开, 风扇停止按钮断开, 风扇停止运行。如果温度继续降低, 则第二个、第一个温控器将相继失电不再工作, 冷却风扇停止运行。改造所需材料:3套OMRON MY2N1型中间继电器, 1个插线板, 10 m、1.5 mm2双芯护套线, 2个6 A空气开关。
2. 改造步骤
(1) 将空气开关K1常闭触点和4个冷却水泵接触器下端辅助触点并联后接入插线板, 向温控器供电。
(2) 将温控器电源输出端连接中间继电器线圈触点。
(3) 将继电器一组常开触点连接在冷却风扇启动按钮与冷却风扇接触器线圈之间。
(4) 将空气开关K2常开触点和4个冷却水泵接触器下端辅助触点并联后与冷却风扇停止按钮串联。
(5) 将插线板接到空气开关 (空气开关由冷却水泵接触器提供电源) 。
(6) 将温控器电源插头插入插线板通电。
(7) 将温控器探头粘在冷却水出水总管外壁。
(8) 设置温控器启动和停止温度 (表1) 。
(9) 改变温控器电源供电方式。开始采取直接对温控器供电, 即24 h不间断供电, 但随后工作中发现当空调主机和水系统均停止运行时, 冷却风扇还在运行并没有立即停止。分析原因是冷却水循环泵停止运行, 管道内的水不能流动, 温度不能立即下降, 因此冷却风扇还在运行, 造成电能浪费。为此, 改变温控器供电方式。在冷却水循环泵的启动接触器上找到1个空置的常开辅助触点 (若无此常开辅助触点, 则加装1个继电器) ;将接触器下端的A相电源与常开触点的上端相连;将4个接触器辅助触点下端并联后, 连接温控器电源空气开关上端的火线桩头;将空气开关上端的零线桩头接零。将温控器电源线接入空气开关的下桩头。
当任意开启1台冷却水循环泵时, 都将给温控器供电, 而任意停止1台或两台水泵, 温控器都不会断电, 确保温控器正常工作。只有当最后一台冷却水循环泵停止时, 温控器将断电, 从而冷却风扇断电停止工作。在4个冷却水泵辅助触点并联下端和冷却风扇停止按钮之间加装1个空气开关K, 若温控器或中间继电器出现故障, 冷却风扇不能正常工作时, 断开温控器电源, 合上空气开关K, 按下冷却风扇启动或停止按钮, 则风扇正常工作。改造相关的电气接线见图1。
三、改造效果
船舶中央冷却系统节能技术研究 篇2
在当今油价高企的同时,全球气候变暖与节能减排成了人们关注的重要议题。2011年7月,国际海事组织(IMO)海洋环境保护委员会第62次会议通过了国际防止船舶污染海洋公约(MARPOL)附则VI“防止船舶污染大气的规定”的修正案,确定能效设计指数(EEDI)对新造船的强制力并适用于400总吨及以上国际航行新船,将于2013年1月1日起正式生效[1]。
EEDI是根据船舶设计给出的单位载重吨下航行单位航程,主机和辅机消耗燃料排放的二氧化碳质量。目前确立的EEDI公式如下[2,3]。
式中 Vref —— 船速/kn;
Capacity—— 最大设计装载工况/t;
CF——无量纲碳转换系数,基于含碳量将燃油消耗量(单位g)转换为CO2排放量(单位g)。下标ME和AE分别代表主机和辅机;
SFC—— 柴油机特定燃油消耗量/g·(kW·h)-1;
PME(i)——主机功率减去轴带发电机后功率/kW;
PAE——辅机功率/kW;
PPTI(i)——轴带发电机功率/kW;
PAEeff(i)——能效技术创新减少的主机功率/kW;
Peff(i) ——能效技术创新减少的辅机功率/kW;
fj——特殊船舶设计的功率修正系数;
fw——因浪高、浪频和风速导致航速降低的失速系数;
fi——因技术或规定要求而对Capacity的限制进行补偿的修正系数;
feff(i)——每个创新能效技术的可用系数。
EEDI值越低,船舶能效越高。从公式可以看出,采用新型节能技术是优化EEDI指数的重要措施。
1 船舶中央冷却系统节能分析
船舶中央冷却系统作为船舶动力系统的重要组成部分,对其节能潜力的研究将有助于提高船舶能源使用效率[4,5]。为了保证船舶全球航行的需要,中央冷却系统的设计工况为船舶在热带32℃水域全速航行。但实际情况是,一方面船舶大部分时间是在低于32℃的海域中航行,另一方面船舶又大多处于主机常用功率点下的经济航速。因此,主海水泵长期在超出实际需要的功率下运行。为降低中央冷却系统的运行费用并起到节能的作用,董威[6]等提出了采用变频系统对海水泵进行无级调速以提高中央冷却系统的运营经济性,但没有给出具体方案。本文将基于某57 000吨散货船的设计参数,利用水泵变频节能技术对船舶中央冷却系统进行节能研究并提出设计方案。水泵调速是根据泵的相似原理。
式中 q1、H1、P1——水泵额定转速n1下的流量、扬程与轴功率;
q2、H2、P2——水泵调节后转速n2下的流量、扬程与轴功率。
由式(2)可知,泵的转速与流量、扬程、功率均成正比。从理论上讲, 泵转速降低10%,流量减少10%、扬程降低19%、轴功率降低27.1%。
2 节能控制方案设计
船舶中央冷却系统主海水泵变频自动调速系统的解决方案见图1。出于控制初始投资费用的考虑,该方案的海水泵组选用两台变频泵与一台定速泵并联,定速泵作为备用泵,每台泵的额定流量为设计工况流量的50%。工作原理是以冷却淡水温度Tf、海水入口温度Tsi与中央冷却器进口压力Hs作为输人信号,由控制单元控制变频器自动对主海水泵组进行无级调速以匹配各种工况下的海水流量需求。在海水温度降低或冷却淡水温度降低时,泵组减小海水流量;在海水温度或冷却水温度升高时,泵组加大海水流量。泵组运行方案见表1。考虑到变频泵的有效工作范围是额定转速的50%～100%,当实际海水流量低于设计工况流量的25%时,变频泵以额定转速的50%运行;两台变频泵同时开启时,以相同转速运行以避免水力不对称。该系统的特点是实现海水泵组变流量线性化控制,泵的平滑启停操控可延长设备使用寿命,并且可以设置最小出口压力以保证冷却器的换热效率。
3 中央冷却系统变频节能计算
为了得到变频泵组的实际节能成效,首先对冷却系统进行热力学与传热学分析,然后结合变频泵特性计算节省的能耗,最后进行投资收益分析[7]。
远洋货轮航行工况较单一,因此可以对几种常用工况进行热负荷计算[8],各工况点下的热负荷值见表2。本船主机为一台MAN 6S50MC型柴油机,MCR点为9 480 kW,CSR点为8 532 kW。辅机为三台额定功率660 kW的五缸柴油机。其它需冷却设备包括:主空压机、中央空调冷凝器、冷藏装置压缩机冷凝器、集控室空调、厨房空调器、大气冷凝器以及中间轴承。
出于对中央冷却器传热效率高与结构紧凑的要求,本船选用板式换热器。按照其设计原理,传热基本方程式为
Q=K·A·ΔTc (3)
式中 K——换热器总传热系数/W·m-2·℃-1;
A——总传热面积/m2;
ΔTc——换热介质的平均温差/℃。
根据热平衡方程,计算对数平均温差
式中 ti——淡水进中央冷却器的温度/℃;
to——淡水出中央冷却器的温度/℃;
tsi——海水进中央冷却器的温度/℃;
tso——海水出中央冷却器的温度/℃;
中央冷却器中淡水侧与海水侧的热平衡方程式
Qd=Cdρdqd(to-ti) (5)
Qs=Csρsqs(tso-tsi) (6)
式中 Qd——低温淡水放出的热量/kW;
Cd——淡水的比热/kJ·kg-1·℃-1;
ρd——淡水密度/kg·m-3;
qd——淡水流量/m3·s-1;
Qs——冷却海水得到的热量/kW;
Cs——海水的比热/kJ·kg-1·℃-1;
ρs——海水密度/kg·m-3;
qs——海水流量/m3·s-1。
泵变速调节是指在管路特性曲线不变的情况下,通过改变转速来改变泵的性能曲线,从而使管路系统各工况点落在泵的高效区[9]。系统设计流量与扬程曲线为
Hs=2.54×10-4·q2s (7)
按照泵的相似定律,所选泵的相似抛物线应与管路特性曲线相匹配。现选用额定排量320 m3/h,进出口压差为0.25 MPa的变频泵。根据设备生产厂方提供数据,绘制不同转速下泵流量与压头、流量与效率曲线,见图2。泵在883 r/min到1 765 r/min的转速变化范围内维持在高效点运行,泵的效率ηp为78%。
海水泵的输出功率为
式中 g——重力加速度/m·s-2;
Hs——海水泵压头/m;
ηp——泵的效率;
ηm——电机效率;
ηc——变频器效率。
该变频系统有效工作范围是30～60 Hz,变频器效率ηc在此范围内变化较小可以忽略,因此取额定值95%。电机实际效率在此工作范围内随频率的降低而平缓降低,建立电机效率ηm与频率f的关系[10,11]
ηm=0.213 35+2.512×10-2f-2.197×10-4f2 (9)
通过以上公式和曲线可求得一定工况下船舶航行在海水温度为tsi的海域时,海水泵组为适应系统冷却热负荷提供海水流量qs所需的电机功率Ps。
根据变频泵组的特点,电机功耗在一定系统热负荷下随冷却系统海水进口温度变化的曲线见图3。图中,曲线Qd、Qe、Qs分别代表船舶在设计航速、经济航速和低速航行的热负荷下,海水温度与海水泵功耗之间的关系。由曲线Qd可得,传统定速海水泵在设计工况下,即船舶全速航行于热带32℃海域时的运行功率为117.9 kW。但在实际运营中,船舶一般在经济航速下运行,海水温度绝大部分时候都低于32℃。现以穿越苏伊士运河的欧亚航线为例,春夏季该航线海水平均温度为26.5℃,在该温度下变频泵电机功率为60.66 kW;秋冬季该航线海水平均温度为20℃,此时变频泵电机功率为49.46 kW。
首先对该方案进行能效设计分析[12]。将设计院提供的57 000吨散货船原始数据代入EEDI公式进行计算,得出该船未使用海水泵变频方案时的能效设计指数为5.304 2。如使用海水泵变频方案,该船EEDI指数将降低为5.256 9,指数下降了0.047 3。
现对海水泵变频方案进行投资收益分析。假设该船全年在春夏季与秋冬季各航行100天,总用电量为(60.66+49.46)×100×24=264 288 kW·h;定速海水泵设计工况下共运行200天,总用电量为117.9×200×24=565 920 kW·h。即使用变频方案后,航行一年可节电301 632 kW·h。辅机燃料消耗率为205.8 g/kW·h,柴油以市场价8元/kg计算,一年可节省油耗496 606元。相比传统中央冷却系统,海水变流量控制方案的附加投资为两组变频器与一套控制系统。利用动态回收期公式计算通过节约燃料所得的收益A逐年偿还附加投资P及利息的年限n。
式中 i——贷款年利率,取7%。
根据目前变频器以及相关控制设备行情价格估算,附加投资约为10万元,计算可得n=0.21,即该系统持续运行约3个月就可收回附加初始投资。
4 结语
为适应即将实行的船舶能效设计指数提出的要求,本文针对传统船舶中央冷却系统中耗能最高的海水泵组提出了变频控制方案并进行了节能分析。研究结果表明,应用变频调速控制的海水泵组不仅降低了EEDI指数,可以实现节能减排。而且在能源价格不断上涨的背景及预期下,有效减少了运营费用。整套设备的附加投资能够在半年之内通过节省的燃油费用收回,具有非常良好的节能效益。
参考文献
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中央冷却 篇3
现代的大型船舶一般均采用中央冷却系统。这种冷却系统利用舷外的海水通过中央冷却器对淡水进行冷却,被冷却的淡水再去冷却其他换热设备。 在这种冷却系统中,海水不再接触各种换热器和主机设备,很好地解决了设备和管路的腐蚀问题,降低了维护费用,提高了系统的可靠性及使用寿命[1,2]。
为了保证船舶安全航行的需要,中央冷却系统海水泵的设计排量是按照船舶的设计工况选取的, 该工况海水温度保持32℃,主机运行在最大设计功率点[3]。但实际上,船舶大部分时间是在低于32℃ 的海域上航行,而船舶正常航行的主机功率低于最大设计功率,如果中央冷却系统仍采用传统的定速泵,由于其转速和流量无法随系统工况的变化而变化,必然会导致能源的浪费[4]。特别在船舶能效设计标准正式实施的背景下[5],中央冷却系统采用变频技术,使船舶在不同的运行工况下,自动调节海水泵的运行参数,有利于实现船舶的节能减排,降低船舶的运营成本。
1系统数学模型
中央冷却系统由淡水系统和海水系统两部分组成,其结构简图如图1所示。淡水系统对动力装置各设备进行冷却,使其温度保持在有效工作范围内[6],而海水系统则利用低温海水对淡水进行冷却,使被冷却的淡水在淡水回路中循环利用。
中央冷却系统的主要换热元件为中央冷却器, 该冷却器的作用是将冷却系统的全部热负荷传递给海水,使整个系统达到热平衡。中央冷却器为板式冷却器,采用逆流换热方式,海水和淡水以相反的流动方向从热交换板两侧的空间流过实现热量的交换。
根据板式冷却器的换热原理[7],分别对淡水侧和海水侧的换热过程进行数学建模。淡水侧的动态方程为
式中tfi———淡水的进口温度/℃;
tfo———淡水的出口温度/℃;
mf———淡水侧流量/kg·s- 1;
cf———淡水的定压比热容/k J·kg- 1·℃- 1;
A———中央冷却器的换热面积 / m2。
ΔT为中央冷却器的平均温差,根据实际的换热原理,计算采用对数平均温差。其表达式为
式中tsi———海水的进口温度/℃;
tso———海水的出口温度/℃。
中央冷却器的总传热系数K,可根据板式冷却器的传热过程[8],由下式计算得到
式中 αf———淡水侧的换热系数/k W·m- 2·℃- 1;
αs———海水侧的换热系数/k W·m- 2·℃- 1;
δ———板片的厚度 / m;
λ———板片的导热系数 / k W·m- 1·℃- 1;
γf———淡水侧的污垢热阻/m2·℃·k W- 1;
γs———海水侧的污垢热阻/m2·℃·k W- 1。
W1为冷却淡水侧的热容量,计算表达式为
式中Mf———冷却淡水侧的质量/kg;
Mc———冷却器换热板片的质量/kg;
Cc———换热板片合 金的比热 容/k J·kg- 1·℃- 1。
同理,海水侧的换热方程为
式中W2———冷却海水侧的总热容量/k J·℃- 1;
ms———海水侧流量/kg·s- 1;
Cs———海水的定压比热容/k J·kg- 1·℃- 1。
2系统变频控制方案
传统的中央冷却系统在选型设计时一般采用定速泵,虽然定速泵的控制和维护比较简单,但由于定速泵不 能实现无 级变速,其在运行 时能耗较 大[9,10]。随着航运界对船舶节能减排标准的不断提高和变频技术的日益成熟,变频泵在中央冷却系统中得到了推广和应用。为了实现系统在不同工况下的控制要求,需要制定相应的变频控制方案,使控制系统合理地调整海水泵的运行参数,并实现节能目标。
船舶工况的变化主要包括两种情况,分别为主机负荷的变化和海水温度的变化。当主机运行功率降低时,冷却系统的热负荷降低,所需的冷却水量减少,变频泵的能耗降低; 当海水温度降低时,海水的冷却能力增强,也可减少所需的冷却水流量,降低变频泵的能耗。
为了保证各换热设备正常、可靠运行,需保证冷却水的进出口温度在一定范围之内,对于不同类型的船舶,温度要求略有不同。一般情况下,控制系统的受控参数为淡水三通阀出口温度和海水出口温度。控制三通阀出口温度,即保证了冷却淡水进入各换热器的温度恒定,确保各设备的正常运转。而监控海水的出口温度,原因在于如果海水温度过高, 会导致海水流经的设备和管路出现大量结垢,从而降低冷却器的传热效率,影响设备的使用寿命。根据以上的控制目标,制定船舶在不同工况下的变频控制方案,如图2所示。
在图2中,三通阀出口温度T1作为控制系统的主要受控参数,为了保证各设备正常运行,其温度保持在设定温度36℃。将船舶的工况参数输入到中央冷却系统的模型中,监测此时系统相应节点的运行参数。当T1超过设定的36℃时,表明系统冷却不充分,此时提高变频泵的频率,增加冷却水量; 当T1小于36℃时,表明系统冷却过量,需要降低变频泵的频率,减少冷却水量。而变频泵的运行频率还要受到系统边界条件的制约。
海水出口温度T2以及变频泵安全运行频率作为保证系统稳定运行的边界条件。为了防止海水温度过高而发生大量盐析,当海水出口温度达到或超过安全界限值48℃ 时,海水泵不能再进一步降速, 此时需要调节系统辅助控制量———三通阀开度来控制淡水的出口温度,通过减小三通阀开度,减少淡水进入中央冷却器与海水热交换的流量,可降低海水出口温度,此时为了使T1回到设定温度,需适当提高变频泵频率。与此同时,为了保证变频泵安全高效运行,达到足够的出口压力,其运行的频率值需高于最低安全频率f0。当变频泵频率降到f0时,不能再进一步降速,如果此时T1仍小于36℃,同样可以通过调节三通阀开度来控制淡水出口温度。
控制系统实时监测各个节点的受控参数,自动调节变频泵频率以及三通阀开度,通过循环判别,以满足相应的边界条件和控制目标,最终保证系统进入安全、平稳运行模式,并获得此时系统的运行参数。
3系统仿真分析
结合前文所述的中央冷却系统的数学模型以及变频控制方案,对以某57 000 t散货船中央冷却系统为原型的科研样机进行计算机仿真建模。
模拟试验采用的科研样机为某57 000 t散货船中央冷却系统按照40∶ 1缩比后的物理试验系统。 该系统在设计工况时,海水入口温度为32℃,中央冷却器理 论换热量 为180 k W,冷却海水 流量16 m3/ h,冷却淡水流量12. 5 m3/ h。将各设备和元件的初始参数输入到模型中,建立该系统的动态仿真模型,如图3所示。
为了验证该仿真模型的准确性,对该样机系统进行测试试验,试验周期以海水温度进行划分,以试验当季海水最低温度为起点,梯度递增至设计工况的32℃,以模拟船舶航行在不同海域的情况。实际试验时,选取9℃、17℃、25℃ 和32℃ 四个海水温度试验点。
样机试验的每一个海水温度测试点又分别选取船舶航行和进出港两类典型工况进行系统测试试验,记录各工况的主要运行参数数据,并与对应的计算机仿真结果进行比较。其中,冷却海水流量和变频泵功率对比趋势图如图4和图5所示。
由图4和图5的对比趋势图可以看出,试验的数据结果基本位于仿真曲线附近,试验值和仿真值的吻合度较高。考虑到运行试验时,仪表的数据很难稳定,存在一定的波动,因此从总体上来看差异在工程允许范围内。通过以上趋势图可以看出,当主机负荷下降或海水温度降低时,系统所需的冷却海水流量减小,变频泵功率也大幅降低,而当工况点进一步下降时,由于受到控制系统边界条件的制约,海水流量和变频泵功率不再降低,基本保持在各自的极限位置。研究结果表明,该仿真模型可以实现中央冷却系统的变频自动控制,通过试验值和仿真值的结果比较,验证了仿真模型的合理性和正确性。
通过变频泵功率的对比趋势图可以看出,当系统热负荷下降或海水温度降低时,变频泵消耗的功率沿相应曲线下降,可实现无极、连续变化,节能效果比较明显。现模拟船舶在23℃ 海域稳定航行这一工况,为满足该系统的冷却要求,根据仿真计算可得此时所需冷却海水流量为6. 7 m3/ h,此时变频泵运行频率 为14. 6 Hz,变频泵电 机的能耗 为0. 39 k W。若该系统海水泵组以传统的配置方式采用三台定速泵,按3 × 50% 方式配置,每台海水泵的排量为8 m3/ h,则该工况 下定速泵 的能耗约 为1. 2 k W,则与原定速泵的方案相比,采用变频泵节能67. 5% 。该试验的样机系统是实船中央冷却系统的缩比模型,两系统结构和工作原理基本相同,其节能效果可以推广到实船上的系统,因此中央冷却系统采用变频技术,可以有效的降低船舶能耗。
4结论
中央空调循环冷却水处理的研究 篇4
为了保证循环冷却水设备长周期.安全.满负荷运行,循环冷却水中投加一定量的阻垢缓蚀剂,杀菌灭藻剂来减少或延缓由于冷却水造成热交换器的腐蚀,结垢及生物粘泥等障碍,这是目前国内最常用的方法。根据装置工艺及水质情况,经综合考虑,制定出水处理治理方案,严格按照方案进行操作,以确保水处理达到最佳效果。
1. 热交换器出现的主要故障
1.1 水垢析出降低传热效率
一般天然水中都溶解有重碳酸盐,这种盐是冷却水发生水垢附着的主要成分。
在直流冷却水系统中,重碳酸盐的浓度较低。在循环冷却水系统中,重碳酸盐的浓度随着蒸发浓缩而增加,当其浓度达到饱和状态时,或者经过换热器传热表面使水温升高时,会发生下列反应:
冷却水经过冷却塔向下喷淋时,溶解在水中的游离CO2气体逸出,这就促使上述反应向正反应方向进行,这样CaCO3沉淀就附着在换热器的传热表面,积累形成致密的碳酸盐水垢,使传热表面的传热性能下降。不同的水垢,其导热系数不同,但一般不超过1.16 w/m·k,远远低于钢材的导热系数4 5w/m·k。由此可见,水垢必然造成换热器的传热效率下降。
水垢附着的危害很大,轻者降低换热器的传热效率,影响产量;重者堵塞管道,影响安全生产。
1.2 设备腐蚀影响生产和缩短使用寿命
在循环冷却水系统中,各种金属材质的换热器若长期未添加或添加性能不佳的水质稳定剂时,会发生均匀腐蚀、晶间腐蚀、穿孔腐蚀、垢下腐蚀等各种化学腐蚀及微生物腐蚀,其腐蚀的原因是多种因素综合造成的。
1.2.1 冷却水中溶解氧引起的电化学腐蚀
敞开式冷却循环水系统,由于水与空气中氧气能充分地接触,因此水中溶解的O2可达到饱和状态。当碳钢与溶有O2的冷却水接触时,由于金属表面会形成许多腐蚀微电池,微电池的阳极和阴极区分别发生下列的氧化和还原反应:
在阳极区Fe→Fe2++2e
在阴极区1/2O2+H2O+2e→2OH-
在水中Fe2++2OH-→Fe(OH)2
以上反应机理,促使微电池在阳极区的金属不断的溶解而被腐蚀。
1.2.2 有害离子的腐蚀
循环冷却水在浓缩过程中,除重碳酸盐浓度随浓缩倍数增长而增加外,其它的盐类如氯化物、硫酸盐等的浓度也会增加。当Cl-和SO42-离子浓度增高时,会加速碳钢的腐蚀。Cl-和SO42-离子会使金属表面保护膜的保护性能降低,尤其是Cl-离子半径小,穿透性强,容易穿过膜层,置换氧原子形成氯化物,加速阳极过程的进行,使腐蚀加速,所以氯离子是引起点蚀的原因之一。
对于碳钢制造的换热器,Cl-是引发应力腐蚀的主要原因,因此冷却水中Cl-离子的含量过高,常使设备上应力集中部位,如换热器花板上胀管的边缘迅速受到腐蚀破坏。循环冷却水系统中如有碳钢制的换热器时,一般要求Cl-的含量不超过250ppm。
1.2.3 微生物引起腐蚀
微生物的滋生也会使金属发生腐蚀。这是由于微生物排出的粘液与无机垢和泥砂杂物等形成的沉积物附着在金属表面,形成氧浓差电池,促使金属腐蚀。此外,由于在金属表面与沉淀物之间缺乏氧,因此一些厌氧菌(主要是硫酸盐还原菌)得以繁殖,当温度为25~30℃时,繁殖更快。某些微生物可分解水中的硫酸盐,产生H2S,引起碳钢腐蚀,其反应如下:
SO42-+8 H++8e→S2-+4H2O+能量(细菌生存所需)
铁细菌是钢铁锈瘤产生的主要原因,它能使Fe2+氧化成Fe3+,释放能量供细菌生存需要。
Fe2+→Fe3++能量(细菌生存所需)
上述各种因素对碳钢引起的腐蚀常使换热器壁被腐蚀穿孔,形成渗漏,或工艺介质泄漏入冷却水中,损失物料,污染水体;或冷却水渗入工艺介质中,使产品质量受到影响。当被腐蚀穿孔的管子数量不多时,可采取临时堵管的办法,使换热器在减少传热面的情况下继续使用。当穿孔的管子过多时,换热器传热面减少得太多,失去冷却作用,此时只能停产更换。因此腐蚀与水垢一样,都是危害企业安全生产、造成经济损失的“大敌”。
1.3 微生物粘泥导致系统失效
冷却水中的微生物一般是指细菌和藻类。在新鲜水中,一般来说细菌和藻类都较少。但在循环水中,由于水中营养成分的浓缩,水温的升高和日光照射,给细菌和藻类创造了迅速繁殖的条件。大量细菌分泌出的粘液和藻类产生的粘性物质就象粘合剂一样,能使水中飘浮的灰尘杂质和化学沉淀物等粘附在一起,形成粘糊状的沉淀物粘附在换热器的传热表面上,这种沉积物称为生物粘泥,俗称“软垢”。附着在换热器管壁上的生物粘泥,不仅会降低换热器和冷却塔的冷却作用,恶化水质,而且会引起冷却水系统中设备的腐蚀和降低水质稳定剂的缓蚀、阻垢和杀生作用。例如北京某厂换热器中菌藻大量繁殖,半个月内就使热负荷下降到50%,不得不临时停产清洗,造成重大的经济损失。
综上所述,一个效果优异的水处理方案应综合考虑以上各种因素才能保障冷却循环水系统洁净运行,达到提高设备工作效率,延长设备使用寿命的目的。
2. 循环水处理效果评价
经上述水质处理,冷却循环水应满足《工业循环冷却水处理设计规范》(G B/T50050—2007)中规定:
2.1 敞开式循环冷却水系统中换热设备水侧管壁的年污垢热阻值小于3.44×10-4m2·k/w。
2.2 敞开式循环冷却水系统中换热设备和碳钢管壁的腐蚀速度小于0.075 mm/a,铜、铜合金和碳钢管壁的腐蚀速度小于0.005mm/a。
2.3 敞开式循环冷却水中的异养菌数小于5×105个/mL,粘泥量小于3ml。
3. 空调系统水处理技术方案
3.1 缓蚀阻垢剂投加量:
根据厂方提供的补水水质及GR—946缓蚀阻垢试验结果,确定GR—946缓蚀阻垢剂加量为56.2kg/天,药剂浓度为50ppm。
3.2 缓蚀阻垢剂初始投加:
根据系统保有水量按230.4m3循环水量2400m3/h给水温度35℃回水温度25℃设备材质为:碳钢.不锈钢.铜材。计算缓蚀阻垢剂初投加药量为GR—946缓蚀阻垢剂67.7kg。将该药剂一次性缓慢加入循环水系统内。
3.3 日常水处理:
根据系统日补水量加药量按56.2kg/天。
3.4 杀菌灭藻使用方法:
根据系统菌藻繁殖情况及循环水细菌个数确定GR-937杀菌灭藻剂(非氧化性)及GR-938杀菌灭藻剂(氧化性)加入时机,两种药剂交替使用,以减少细菌的抗药性,一般情况下,夏季每3~5天加一次;春秋季每5~10天投加一次;冬季每10~15天投加一次,连续投加两次,每次加药量为23kg。
3.5
根据厂方的水质条件,加装自动排污管道,维持系统浓缩倍率4.5倍以下。
3.6
定期取循环水样分析,其分析结果应满足以下水质标准如表1所示。
表1中指标的控制必须通过排污,补充水量及控制投加药剂来实现。
4. 空调系统日常保养、维护
4.1 水处理工作按照第六节水处理基本工艺执行;严格控制执行水处理加药工作,建议制定日常水处理操作记录,由专人负责日常水处理加药工作,并做好详细记录;
4.2 冷却循环水应坚持排污,以控制浓缩倍数,达到将系统内沉积的粘泥排出的目的;
4.3 冷却系统循环水泵前端排污口定期排污操作同上;
4.4 机组冷凝器定期排污,排污时进行反向冲洗,这样有利于将吸附在冷凝器夹层内的粘泥排出。关闭单台机组进水阀门,打开回水阀门,关闭回水管道排污口,从进水管道排污口进行闪排,直到排出清水为止。(排污时间根据生产工艺要求,设备停车时排污);
4.5 建议定期清理循环水冷却塔塔盆及布水器,防止布水口堵塞;
4.6 每次清理塔盆后要按照初始投加缓蚀阻垢剂药量加入系统,之后按日常水处理加药方法执行。
参考文献
[1]工业循环冷却水处理设计规GB50050～2007
中央冷却 篇5
1 冷却塔用水组成
冷却塔系统的损失水量包括蒸发、风吹、排污和泄漏损失。所谓补充水量就是补充这四部分损失的水量。由于泄漏损失非常小，可忽略不计，因此常说的冷却塔系统补水量主要是补充由蒸发、风吹和排污而损失的水量。
1.1 蒸发损失
冷却塔运行中，一部分循环水由液态变为蒸汽而冷却其余的水，变为蒸汽的这部分水量，即为蒸发水量。
蒸发水量的大小取决于很多因素，包括冷却水与空气的接触时间、空气和水的温度、风量(炎热、干燥、有风的天气可增加蒸发，高湿度、凉爽天气可减少蒸发)等。冷却塔蒸发损失水量一般为循环水量的1%～3%。蒸发水量增加的同时，冷却效果也得到提高。
1.2 排污损失
由于冷却塔蒸发的是纯水汽，溶解和悬浮固体在循环水中逐渐浓缩，存在于冷却塔剩余的水中。为保持循环水水质，需要排放一部分含有总溶解固体(TDS)的高浓度循环水，排放的这部分水量为排污水量。
若冷却塔不排污，T D S含量高的循环水，通过结垢、腐蚀和生物滋长(生物淤积)可严重损坏冷却塔和工艺管道。排污采用间歇法，一般由自动设备控制，当水的电导率达到预设值(高TDS)时开始排水，直到电导率达到已设定的低TDS值，停止排水。排污水量取决于系统对补水水质及浓缩倍数的要求。在本课题所调研的建筑中，排污水量约占循环水量的0.2%。
1.3 风吹损失
除了蒸发和排污损失外，循环水呈小水滴以水汽或漂流形式被气流带走，该部分损失为风吹损失，又称飞散损失。
风吹损失含有悬浮物和溶解固体，可认为是冷却塔排污的部分，但它的损失量不受控制。风吹损失水量与冷却塔类型及质量有关，尤其是除水器的效率，一般为循环水量的0.05%～0.2%。
1.4 水量损失分析
在上述3种水量损失中，蒸发损失量最大，其次是排污损失，最后是风吹损失。蒸发损失的水量与天气状况有关，人为不能降低其耗水量，损失的水量也无法回用，因此，蒸发损失水量无法降低。排污是排放循环冷却水中的高浓度废水，排污水可回用于中水系统或用于绿化、冲厕等，并且可通过提高浓缩倍数减少排污量。风吹损失，可通过使用高效除水器将飘逸损失降低。因此，在冷却塔系统的节水中，应重点研究提高冷却塔的浓缩倍数和排污水的回用。
2 冷却塔浓缩倍数的限定值和实测值
浓缩倍数是指在循环冷却水中，由于蒸发而浓缩的溶解固体与补充水中溶解固体的比值，或指补充水流量与排污水流量的比值。在实际测量中，通常为循环冷却水的电导率值与补充水的电导率值之比。
2.1 浓缩倍数的限定值
一些国家对冷却塔浓缩倍数提出了具体建议，如2008年美国《智能水指南》中对浓缩倍数的要求是：建议补水总硬度(用碳酸钙表达)小于200mg/L时，浓缩倍数最低为5;补水总硬度大于200mg/L，如果没有使用旁滤软化或其他相似处理方法的冷却塔，浓缩倍数最低为3.5。
美国一些城市或地区对浓缩倍数做出了具体规定，如旧金山港湾区，使用自来水的冷却塔，浓缩倍数应达到5;圣安东尼奥和德克萨斯州水质硬度大，要求冷却塔运行的最低浓缩倍数为4。
我国《建筑给水排水设计规范(2009年版)》要求的冷却塔浓缩倍数不宜小于3，《中国节水技术大纲》建议浓缩倍数不低于3。
我国在冷却塔浓缩倍数的要求上与国外还有一定的差距，一是浓缩倍数偏低，二是没有很好地考虑补水水质。由于浓缩倍数偏低，导致排污水量较大，浪费了水资源。
2.2 浓缩倍数实际测定分析
在所调研的公共建筑中，冷却塔补水均为自来水。本研究对1个宾馆、2个商场和1个写字楼的冷却塔排污水和补水的电导率等进行了实际测定，并由此计算其浓缩倍数，见表1。
从表1中看出，只有某宾馆的补水总硬度超过200mg/L，其浓缩倍数为3.67，与美国《智能水指南》的要求相符合。其他3个公共建筑的补水总硬度均小于200mg/L，其浓缩倍数均大于5，也符合《智能水指南》的要求。
3 适宜浓缩倍数的探讨
3.1 浓缩倍数与节水率
一般来说，提高浓缩倍数，减少了排污水量;降低浓缩倍数，增加了排污水量。冷却塔在相对高的浓缩倍数下运行(蒸发量恒定)，通常比低浓缩倍数下运行更节水。浓缩倍数越大，节水率越高。一个冷却塔在浓缩倍数为10的补充水量比浓缩倍数为2时可节约44%。但随着浓缩倍数的提高，增加的节约水量逐渐减少。一般认为，冷却塔在浓缩倍数6以下运行，提高浓缩倍数可达到最有效的节水效果。
浓缩倍数的提高有一定的条件，水中高硬度、二氧化硅和溶解性总固体可能会限制浓缩倍数的提高。除非补充水进冷却塔之前经过软化，或去除溶解性总固体，或通过旁滤软化或者相似设备的处理，否则会限制浓缩倍数。使用非传统水源也可影响浓缩倍数。此外，提高浓缩倍数还要考虑经济因素。
3.2 适宜浓缩倍数的建议
在所测试的公共建筑中，冷却塔的浓缩倍数均高于国内标准的要求，且冷却塔循环水系统在运行过程中没有出现明显地腐蚀和结垢情况，运行比较稳定，故可以提高国内对冷却塔浓缩倍数的要求。
根据实际测试的浓缩倍数和国外对浓缩倍数的要求，对公共建筑中央空调系统冷却塔浓缩倍数提出以下建议：
(1)补充水没有软化或总硬度(用碳酸钙表达)大于200mg/L时，建议浓缩倍数为3.5～5。
(2)当补充水有软化措施或旁滤设施或总硬度(用碳酸钙表达)小于20 0mg/L时，可将浓缩倍数适当提高，建议为5～6。
中央冷却 篇6
关键词：中央空调,冷却水系统,整改
1 引言
中央空调的水系统分为冷冻水系统、冷却水系统和定压补水系统,而中央空调冷却水系统的运行是否正常,直接关系到制冷系统的安全运行,制冷机组的效率(能效比)和设备的使用寿命等。中央空调冷却水系统由制冷机组冷凝器、冷却塔、冷却泵以及进出水阀门等组成,图1为该系统示意图。
2 中央空调冷却水系统存在的问题
T2航站楼中央空调系统冷却塔于2008年4月15日投入使用。2年来,冷却塔的出水温度都远高于标准工况温度32℃,达到了34～35℃,从而使得制冷机组的冷凝压力十分接近安全阀的保护压力10kg/cm2,这是非常危险的。现在冷却水系统主要存在2个问题,一个是冷却塔的冷却能力问题;其次是冷却塔溢水的问题。
3 中央空调冷却系统整改分析及对策
3.1 冷却塔的冷却能力问题
设计院对冷却塔的设计选型是3412A型。“3”代表3000系列,“412”代表一个冷却塔的标准冷吨,即制冷量。查说明书[1]得到“”塔所配用的电机功率为18.5kW,风量为103 700m3/h。而实际安装的冷却塔所配用的电机为20匹即15kW,风量为85 720m3/h。查说明书得知这种冷却塔的型号为3333A,即制冷量为333标准冷吨,比412冷t少了79冷t。根据我们实地测量,屋顶16台塔的长、宽、高尺寸是按3 412A型安装的,但配用电机和风量却是3333A型的。也就是说每个冷却塔的实际制冷量只有333标准冷吨,4台冷却塔的实际制冷量只有1 332标准冷t,远远不能满足一台机组1 746冷t的需要,他们之间相差414冷t,刚好是一台3412A冷却塔的制冷量。由于现在安装的塔是3333A型的参数,因此一台机组在非标准工况即气候条件是38～39℃的恶劣天气下要开6台塔才够用(333冷t×6台=1 998冷t>1 746冷t),这就解答了为什么3年来都是开一台机组就要开6台塔的原因。
3.2 冷却塔冷却能力解决方案
冷却塔的冷却能力有两种解决方案。一是将16台塔的电机全部换成功率为18.5kW(即25匹),同时调整风扇的扇叶角度,使风量达到3412A型的要求。另一个就是增加冷却塔的台数,新增冷却塔的参数和配置严格按照3412A型安装。考虑到盛夏的高温天气时要开3台机组,以及屋顶冷却塔的混凝土基础的数量是4个,可以增加4台塔。
增加冷却塔还有一个充分的理由,即适当增加冷却塔的数量,在蒸发温度和室内制冷量相同的情况下,由于冷凝温度下降从而冷凝压力下降,可以明显降低压缩机的功耗,起到节能减排的作用。关于这一点,从压-焓图上可以清楚的看出来,见图2[2]。
新增加的4台塔通过回水管道与现在的16台冷却塔并联起来,同时需要增加一台与现在4台冷却泵同型号的冷却泵,而且新增冷却泵的出水管道要与现有的4台冷却泵的出水管道并联起来,这样就达到了增加冷却塔的冷却能力的目的,见图3。
3.3 冷却塔溢水问题分析及解决方案
目前情况是不管开哪一台机组或者哪几台机组,屋顶上16台塔均参与循环,已开启进水阀的塔比未开启进水阀的塔的冷水盘水位要高出许多,从而导致大量的自来水补水通过高水位的塔的溢水口直接流向排水总管而排放掉,经济损失是显而易见的。
先开启某一冷水机组对应的6台塔,只有这6台塔的电动、手动进水和出水阀门打开,其余10台冷却塔的进水和出水阀门关闭,观察16台塔的水位是否平衡。如果水位平衡,没有自来水外溢,说明符合要求。如果水位不平衡,则将16个塔的自来水补水阀的浮球较大幅度地向冷水盘底部下调(按说明书,浮球应处于冷水盘的1/2位置)。然后,按照前述实验方法观察16台塔的水位是否平衡,自来水补水是否外溢。如果依然外溢,就要考虑在平衡管与冷却塔底部之间加装电动和手动阀门或者去掉平衡管,见图。在这里需要说明的是,因为冷却泵启动后,打破了16台塔原有的静态平衡而形成了新的动态平衡,所以在动态情况下连通器原理已失去作用。
4 结语
本方案针对冷却水系统存在的问题,提出了科学合理的解决方案。如果按照本方案进行整改,那么整改以后,设备能够安全运行,能源消耗能够大幅度的降低,制冷效率将大幅度提高,设备使用寿命也将大大延长。
参考文献
[1]巴尔的摩空气有限公司.BAC3000系列冷却塔说明书[R].北京:巴尔的摩空气有限公司,2007.