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发表时间:2022-06-04 | 来源:m6米乐国际 作者:m6米乐app手机

  所以冷冻水水量为G=1155.555/(4.2×5)=55.026kg/s=198.1m3/h,所以单台冷冻水泵的流量为99.05m3/h,系统压力损失为管道损失与蒸发器、过滤器、水处理设备及阀门的阻力损失之和:

  选用水泵时,流量和扬程都考虑10%的余量,所以水泵流量为99.05×1.1=108.955m3/h,水泵扬程为(19.2/2)×1.1=10.56mH2O,根据水泵扬程和流

  补水泵的扬程应保证将水送到系统最高点并留有2~5mH2O的富裕压头。所以补水泵的扬程H=38.8+5=43.8mH2O,补水泵的流量为循环水量的1%,事故补水量为正常补水量的4倍,所以补水泵的流量为198.1×0.01×4=7.924m3/h,根据水泵流量和扬程选择IS50-32-200型水泵2台(一用一备)。

  1.安装软性接管:在连接水泵的吸入管和压出管上安装软性接管,有利于降低和减弱水泵的噪声和振动的传递。

  2.出口装止回阀:目的是为了防止突然断电时水逆流而时水泵受损,对冷水系统,扬程不高,可采用旋启式或升降式的普通止回阀;也可采用防水击性能好的缓闭式止回阀。对于冷却水系统,如果水箱设置在标高以下,则采用缓闭式止回阀。水泵在闭式系统中运行时,其出口不须设止回阀。

  3.水泵的吸入管和压出管上应分别设进口阀和出口阀;目的是便于水泵不运行时,能不排空系统内的存水而进行检修。进口阀通常是全开,常采用价廉、流动阻力小的闸阀,但绝对不能作调节水量用,以防水泵产生气蚀。而出口阀宜采用具有较好调节特性、结构稳定可靠的截止阀或蝶阀。

  5.水泵的出水管上应装有温度计和压力表,以利检测。如果水泵从地位水箱吸水,吸水管上还应该安装线.每台水泵宜单独设吸水管,管内流速一般为1.0~1.2m/s。出水管流速一般为1.5~2.0m/s。

  水在不断地循环使用中,由于水温升高,水的蒸发、浓缩、灰尘和杂物的进入等原因会引起水的浊度上升。另外由于设备结构,材料等多种因素的综合作用,系统内部会出现沉积物附着,腐蚀及滋生菌类、微生物等现象。这些可导致系统管道堵塞、传热效率下降、浪费能源、减短设备寿命。所以需要选用一套水处理装置。全自动电子水处理仪是利用一个高频交变的电磁场,把较大的链状水分子断裂为单个的水分子。从而使水的物理性能和结构发生变化。进而达到除垢、阻垢、杀菌、灭藻、缓蚀的目的。

  40-进出口直径(mm) LG-高层建筑给水泵(高速) 12-流量(m3/h) 15-单级扬程(M)

  答:根据设定泵的工作性能参数进行水泵设计,而达到的最佳性能,定为泵的额定性能参数,通常指产品目录或样本上所指定的参数值。

  如:50-125 流量12.5 m3/h为额定流量,扬程20m为额定扬程,转速2900转/分为额定转速。

  当液体在机器中流动,例如在水泵中流动,在流道内各处的压强是不相等的,当液体流到压强很低的地方,如压强低于某一临界值(液体汽化压强)时,则液体就开始汽化,汽化的结果就是在液体中产生很多气泡,气泡中充满了液体蒸汽以及少量的溶解于液体中的气体,气体中大部分是氧气,因为氧气比氮气等其它气体易溶于水。被汽化液体中所含的氧气以及被汽化液体周围液体中的氧气从液体中析出,混入汽泡内的蒸汽之中。汽泡随液体流动到压强高的地方,蒸汽又重新凝结成液体,汽泡就消失掉。在汽泡中有一部分气泡是附着在金属表面上凝结成液体而消失掉的,这部分消失掉的汽泡对金属表面有破坏作用。

  从汽泡的产生到消失,时间极短,消失时汽泡内的蒸汽压强应当始终为汽化压强,而汽泡外界的液体压强则比汽化压强大,所以汽蚀外层的每一个液体质点均在向金属表面冲去,最后汽泡消失时产生一个很强的水锤压强,局部压强达到200MPa以上,这样高的冲击压强作用在金属表面上足够使表面上微观裂缝处产生破坏。

  此外,汽泡中的氧气在极短的时间巨大的压强作用下,氧气被压缩,产生很高的温度,在高温高压的氧气的作用下,金属表面会氧化剥落,产生化学破坏。同时,在高温下金属和氧化物之间形成热电偶,点解水

  在叶轮金属表面,有很多微小的裂纹,或先前由于汽蚀而留下的小坑,凡有这类不平的地方,更易诱发汽蚀破坏。

  汽蚀余量是指在泵吸入口处单位重量液体所具有的超过汽化压力的富余能量。单位用米标注,用(NPSH)r。吸程即为必需汽蚀余量Δh:即泵允许吸液体的真空度,亦即泵允许的安装高度,单位用米。

  答:通常把表示主要性能参数之间关系的曲线称为离心泵的性能曲线或特性曲线,实质上,离心泵性能曲线是液体在泵内运动规律的外部表现形式,通过实测求得。特性曲线包括:流量-扬程曲线(Q-H),流量-效率曲线(Q-η),流量-功率曲线(Q-N),流量-汽蚀余量曲线(Q-(NPSH)r),性能曲线作用是泵的任意的流量点,都可以在曲线上找出一组与其相对的扬程,功率,效率和汽蚀余量值,这一组参数称为工作状态,简称工况或工况点,离心泵最高效率点的工况称为最佳工况点,最佳工况点一般为设计工况点。一般离心泵的额定参数即设计工况点和最佳工况点相重合或很接近。在实践选效率区间运行,即节能,又能保证泵正常工作,因此了解泵的性能参数相当重要。

  答:能通过精密仪器准确测试出泵的全部性能参数的设备为全性能测试台。国家标准精度为B级。流量用精密蜗轮流量计测定,扬程用精密压力表测定。吸程用精密真空表测定。功率用精密轴功率机测定。转速用转速表测定。效率根据实测值:n=rQ102计算。

  所谓水泵的选取计算其实就是估算(很多计算公式本身就是估算的),估算分的细致些考虑的内容全面些就是精确的计算。

  特别补充一句:当设计流量在设备的额定流量附近时,上面所提到的阻力可以套用,更多的是往往都大过设备的额定流量很多。同样,水管的水流速建议计算后,查表取阻力值。

  关于水泵扬程过大问题。设计选取的水泵扬程过大,将使得富裕的扬程换取流量的增加,流量增加才使得水泵噪音加大。特别的,流量增加还使得水泵电机负荷加大,电流加大,发热加大,“换过无数次轴承”还是小事,有很大可能还要烧电机的。

  另外“水泵出口压力只有0.22兆帕”能说明什么呢?水泵进出口压差才是问题的关键。例如将开式系统的水泵放在100米高的顶上,出口压力如果是0.22MPa,就这个系统将水泵放在地上向100米高的顶上送,出口压力就是0.32MPa了

  暖通水泵的选择:通常选用比转数n s在130~150的离心式清水泵,水泵的流量应为冷水机组额定流量的1.1~1.2倍(单台取1.1,两台并联取1.2。按估算可大致取每100米管长的沿程损失为5mH2O,水泵扬程(mH2O):

  K为最不利环路中局部阻力当量长度总和与直管总长的比值,当最不利环路较长时K值取0.2~0.3,最不利环路较短时K值取0.4~0.6

  这是我在某篇文章中摘抄下来的。在实际应用中也经常使用这个公式,我个人认为这是一个很好的公式,所以值得推广。不知道大家对这个公式有何高见,愿闻其详。

  2.管路阻力:包括磨擦阻力、局部阻力,其中单位长度的磨擦阻力即比摩阻取决于技术经济比较。若取值大则管径小,初投资省,但水泵运行能耗大;若取值小则反之。目前设计中冷水管路的比摩组宜控制在150~200Pa/m范围内,管径较大时,取值可小些。

  3.空调未端装置阻力:末端装置的类型有风机盘管机组,组合式空调器等。它们的阻力是根据设计提出的空气进、出空调盘管的参数、冷量、水温差等由制造厂经过盘管配置计算后提供的,许多额定工况值在产品样本上能查到。此项阻力一般在20~50kPa范围内。

  4.调节阀的阻力:空调房间总是要求控制室温的,通过在空调末端装置的水路上设置电动二通调节阀是实现室温控制的一种手段。二通阀的规格由阀门全开时的流通能力与允许压力降来选择的。如果此允许压力降取值大,则阀门的控制性能好;若取值小,则控制性能差。阀门全开时的压力降占该支路总压力降的百分数被称为阀权度。水系统设计时要求阀权度S>

  0.3,于是,二通调节阀的允许压力降一般不小于40kPa。

  根据以上所述,可以粗略估计出一幢约100m高的高层建筑空调水系统的压力损失,也即循环水泵所需的扬程:

  3.空调末端装置阻力:组合式空调器的阻力一般比风机盘管阻力大,故取前者的阻力为45 kPa(

  根据以上估算结果,可以基本掌握类同规模建筑物的空调水系统的压力损失值范围,尤其应防止因未经过计算,过于保守,而将系统压力损失估计过大,水泵扬程选得过大,导致能量浪费。

  h d/ h f值,小型住宅建筑在1~1.5之间;大型高层建筑在0.5~1之间;远距离输送管道(集中供冷)在0.2~0.6之间。设备阻力损失见表10-5。

  式中Q——冷却塔排走热量,kW;压缩式制冷机,取制冷机负荷1.3倍左右;吸收式制冷机,去制冷机负荷的2.5左右;

  t w1-t w2——冷却塔的进出水温差,o C;压缩式制冷机,取4~5o C;吸收式制冷机,去6~9 o C。

  循环水泵容量过大在我国是普遍存在的问题,其容量常常达到实际需要的2-4倍,造成工程投资和运行费用的严重浪费。其主要原因如下:

  设计冷负荷是选择设备的主要依据,所以正确地计算建筑冷负荷对整个空调系统的设计十分重要。目前,教科书及设计手册中提供的空调负荷计算方法不论是计算围护结构的墙壁负荷,还是门窗负荷,其计算结果都是针对某一具体房间而言。然而,空调系统设备容量是依据整个建筑的冷负荷确定。由于建筑内各房间的朝向、位置、使用功能及其发热源等因素的不同,往往造成各房间最大冷负荷出现的时间并不相同。因此,建筑冷负荷的最大值应为每个房间逐时负荷叠加的最大值。据调查在我国有部分设计人员在计算建筑冷负荷时只是简单地将每个房间的最大冷负荷进行叠加,导致计算结果远大于实际需求负荷。所以我们必须对此给予足够的重视,使设计负荷的确定更加合理正确。

  在计算系统循环阻力时,由于设计人员经验不足,使得一些计算参数取值过于保守,造成循环阻力计算值偏大,更有甚者,在施工图设计阶段采用估算方法确定循环阻力,致使计算循环阻力比实际值大一倍以上。

  空调系统充满水才能运行,水泵的进、出口承受相同的静水压力。因此,所选水泵的扬程只克服管道系统阻力即可。然而,有的设计者却把静水压力也计入该循环阻力之内,这当然会使循环水泵的容量增大很多。

  由于设计时不认真进行系统的水力平衡计算,工程竣工后又未按要求进行全面调试,往往造成系统水力失调,系统出现冷热不均的现象。有些技术人员错误地认为造成此现象的原因是循环水泵的容量太小,结果只简单地采用加大水泵的方法解决了之,自然也就使水泵容量增大。

  水泵的流量——扬程特性曲线一般有三种类型:平坦型、陡降型、驼峰型(如图 2.1所示)。用于空调水循环系统的水泵应具有平坦特性,其零流量与最大流量之间的扬程变化范围不应大于10%-15%;陡降特性的水泵由于其最大流量与最小流量间的扬程变化太大,故不宜选用;驼峰特性的水泵也不可采用,因为在两台水泵并联运行时可能引起负荷和扬程的周期变化,而当这一变化的频率等于系统的自振频率时便产生危险的“振荡现象”,而此现象将对系统的正常运行造成一定影响。

  在水泵工作点向右偏移时,循环水泵所产生的扬程降低,这对系统的正常运行是极其不利的,尤其是系统中最不利环路,将促使该环路的流量进一步减少,影响正常使用功能。

  造成工作点右移的原因主要有两个方面:首先是设计中水力计算采用过大的安全系数及不实际的压降计算方法,其次是设计的系统未进行认真的水力平衡计算,而施工后又未进行严格的系统调试。因此,为使系统按设计工况运行,除应认真仔细地进行相关计算外,还应在选择水泵时将水泵的工作点选择在最佳工作点左侧适当的位置,以防水泵实际工作点超出一定范围处于不经济的运行状况,影响系统正常运行。

  《采暖通风与空气调节设计规范》(GBJ19-87,2001年版)第6.1.11条规定:冷水泵(一次泵)的台数及流量,应与制冷机的台数及设计工况下的流量相对应。二次泵的设置,应根据冷水系统的大小、各并联环路压力损失的差异程度、使用条件和调节要求等通过技术经济比较确定。然而在实际工作中,设计人员往往未对空调系统各种设备的综合配置进行全面的技术经济分析,结果造成工程初投资增加及“大马拉小车”等浪费资源的现象。为避免发生该现象,广大设计人员在方案设计阶段应依据使用功能、高低峰负荷时间、系统特征以及其它条件,针对空调系统中的冷水机组、循环泵、冷却塔等设备的综合配置进行全面充分的技术经济分析,以期在满足使用功能的前提下降低工程造价和运行费用。

  笔者认为在进行循环水泵、冷水机组等设备的技术经济分析时应引入一个概念——工程寿命周期成本。工程寿命周期成本是工程设计、开发、建造、使用、维修和报废等过程发生的费用,也即该项目在其确定的寿命周期内或在预定的有效期内所需支付的设计费、建安费、运行维修费、报废回收费的总和。在不同项目和不同项目阶段寿命周期成本也大不相同(如图 3.1 所示)。通常情况下,运营及维护成本往往大于项目建设的一次性投资。因此在进

  行技术经济分析时,应明确寿命周期成本包括的费用项目、各项费用的内容和范围以及它们在费用构成体系中的相互关系,这对我们进行技术经济比较十分重要。

  价值工程技术已广泛运用于研发、设计、建造等各行各业,其核心思想是以最低的寿命周期成本使产品具备它所必须具备的功能。在空调设备选型及技术经济分析时,设计者应充分运用价值工程理念,力争以最低工程投资达到必须的使用功能。当然就目前情况看,要达到这样的设计水平尚需时日,但广大设计人员应朝这个方向努力,以期取得良好的社会效益和经济效益。

  ② 选择循环水泵时,注意水泵工况点向右偏移现象,以保障水泵扬程变化在系统正常运行的允许范围之内;

  ③ 工程寿命周期成本和价值工程都是工程经济评价的良好工具,在做技术经济分析时应充分运用它们。

  随着我国经济的持续发展,中央空调在商业和民用建筑中越来越普及,其能耗在社会总能耗中所占比例也在不断上升。暖通空调系统耗能约占建筑总能耗的65%左右,而在中央空调系统中,水泵作为为整个水循环提供动力的装置,其耗电量在空调系统耗电量中又占有相当的比重,因此,水泵的合理选择和匹配,是空调水系统正常运行调节、实现节能的关键。水泵的选择主要是依据空调系统所需的流量和扬程等来确定的,但在设计过程中,经常会出现水泵设计失误的问题,本文对中央空调系统水泵设计的一些问题进行探讨。

  在设计空调水系统时应进行必要的水力计算,根据设计流量计算出在该流量下管路的阻力,以确保选用水泵的扬程合理。在对流量和扬程乘以一定的安全裕量后,进行水泵的选择。有些设计人员未进行设计计算,认为扬程大一些保险,或因选不到合适型号的泵而选用扬程过大的泵,导致所选择的水泵不能满足要求,或者造成运行费用增加,甚至水泵不能正常工作,对此我们进行如下分析:

  对已配置好电动机的水泵来说,其电动机额定功率是一定的,轴功率随着水泵的工作状态点的变化而变化,当流量大于额定流量时,就会出现水泵轴功率大于电动机的额定功率,也就是电动机过载的情况,当然,水泵厂为水泵配置电动机会适当考虑过载的问题,配置的电动机会大一些,但是,当流量增大很多,过载严重的时候,同样可能出现损坏电动机的情况。

  另外,由于国产阀门调节性能较差,很难平稳地调节水泵的扬程。有可能出现阀门开大一些,电动机就过载,而关小一些流量就不够的情况。

  很多空调设计都是冬夏两用的,即随着季节的变化,为盘管供应冷水或热水。冬季热负荷一般比夏季冷负荷小,且空调水系统供回水温差夏季一般取5℃,冬季取10℃,根据空调水系统循环流量计算公式G=0.86Q/ΔT(式中Q为空调负荷KW,ΔT为水系统温差℃,G为水系统循环流量m3/h),则夏季空调循环水流量将是冬季的2-3倍。假设冬季流量为夏季流量的1/3,系统设计采用双管制系统,即管路特性曲线冬夏季是一致的,由H=SQ2,得到

  H1/H2=Q12/ Q22,则冬季水泵流量为夏季的1/3,扬程为夏季的1/9。如用同一组定速泵则只能通过关小阀门的方法使系统正常运行,如图3所示,为保证冬季的流量,则应将管路特性曲线由夏季的I调整为冬季的II,这必然浪费大量的电能。为节约能源,可考虑设计两组定速泵分别供冬夏季使用,也可采用调速泵的运行方式。如果设计中冬季用泵和夏季用泵分别设置,并联运行,冬季工况运行低扬程泵,将获得显著的节能效果。如某大厦冬夏季计算负荷分别为840KW和1002KW,循环水温度夏季为7/12℃,冬季为60/50℃,循环水量夏季180 m3/h,冬季80 m3/h,夏季最不利环路损失为230KPa,根据公式H1/H2=Q12/ Q22,可得冬季的最大损失为45.4 KPa,现采用两种设计方案:方案一是冬夏季不同负荷及部分负荷时共用循环水泵,采用三台KQL100/150-11/2型号泵(水泵参数见表2),夏季两用一备,冬季运行时只需一台泵的流量就能满足要求,而水泵的扬程远大于实际所需的压头,只能靠关小阀门来消耗掉。方案二是冬夏季分设不同的水泵并联,采用阀门切换,此工程冬季用泵可选择KQL80/90-2.2/2型号泵(水泵参数见表2)三台,两用一备。

  设空调系统全年冬季运行时间为600小时,若采用方案一,则整个冬季水泵运行耗电为11×600=6600KW·h,方案二为2.2×2×600=2640 KW·h,两者相差3960 KW·h,设电价为0.90元/ KW·h,则一年的运行费用将节省3564元。可见,冬季选用小流量,低扬程的循环水泵可降低耗电量,节省运行费用,但冬夏季采用两组循环泵或采用调速泵会增加初投资,因此,实际空调水系统泵组方案的选择要根据实际条件通过综合经济比较确定,一般回收年限以2-3年为宜。除分设泵组及采用调速泵的方案外,文献4还提出可通过计算,将水泵内的叶轮经车床进行精确切割。从而改变水泵的性能特性,因此,还可根据冬夏季的工况不同而采用直径不等的两套叶轮运行以解决冬夏季对水泵要求不同的问题。

  一般工程项目中配置的冷水机组都在2至4台之间,对于规模很大的工程项目,甚至需要5台以上的冷水机组并联工作。制冷站内的主机与水泵的匹配一般来说是一机对一泵,以保证冷水机组的水流量及正常运行,因此,目前我国空调水系统大多为有2台或2台以上水泵并联的定流量系统或一次泵变流量系统。空调设计时,都是按最大负荷情况来进行设备选择以保证最不利情况时的需要。在实际运行中,空调负荷变化很大,不仅随季节变化,而且一天24小时都在变,绝大多数时间空调设备是在低于额定值情况下运行,设计的高峰负荷出现的时间很短,也就是说,空调水系统经常只有部分水泵工作,或只有单台水泵工作,这将引起水泵的轴功率也发生较大的变化,甚至会造成水泵电动机过载,如图4所示。

  在设计过程中还应注意并联工作水泵的性能曲线,平坦型特性曲线的水泵,其扬程发生很小的变化就会引起很大的流量变化,从而引起水泵轴功率很大的变化。如图5所示,泵1和泵2的额定流量和额定扬程都相同,但泵2的性能曲线并联工作时的情况。在2台泵并联运行时,水泵的工作点的扬程与流量相同,但在一台泵工作时,泵1的流量变化为ΔQ1,泵2的流量变化为ΔQ2,从图中容易看出,ΔQ1

  普通的制冷机的蒸发器和冷凝器工作压力一般为1MPa,笔者认为,静压小于50米的空调水系统采用压出式系统方式较合理,不会造成蒸发器和冷凝器承压过大,也不会产生气蚀,当空调水系统静压大于50米时,则采用吸入式水系统以降低系统工作压力。

  6.2要重视中央空调循环水流量变化的特点,在夏季与冬季水量变化很大时,采用分设循环水泵方案,或用调速水泵,或采用直径不等的两套叶轮,以节约能源,保证系统可靠高效运行。

  6.3 在循环水泵采用并联运行方式时,选择水泵一定要按管路特性与水泵并联特性曲线进行选型计算。选型时,除应注意水泵在设计工况时的性能参数外,还应关注水泵的特性曲线,尽量选择特性曲线陡的水泵并联工作。运行人员应注意工况转换时对阀门的调节。

  (1)赵贤兵,李芳芹,李永存,空调循环水泵合理配置与节能研究,湘潭矿业学院学报,2002,17(3):78~80

  (2)刘光远,中央空调系统循环水泵扬程的合理选择,扬州大学学报.自然科学版,1999,2(2):69~71

  (3)孙志高,虞林堂,空调循环水系统泵的选择与节能分析,能源工程,2000(2):25~26

  (5)秦伦,胡茂朝,中央空调系统循环水泵扬程的合理选择,煤炭工程,2002(10):44~46

  (6)尹贞勤,某旅馆空调水系统设计缺陷及解决方法,安徽建筑,1999(3):81 (7)陆耀庆,实用供热空调设计手册,北京:中国建筑工业出版社,1994

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