壓縮空氣干燥機市場，保有量最大的是冷凍式壓縮空氣干燥機，雖然這個機型處理量都偏小，且裝機功率也不大，但是全國范圍內數量巨大，替換老舊或不合理設計的設備，可以為國家節省大量的電能。
我們以GA 200-7.5bar配置冷干機為例，-Reference conditions:-Absolute inlet pressure 1bar(14.5 psi).-Intake air temperature 20℃(68°F)。以市場上比較多的單筒管殼式冷干機及雙筒體冷干機為例。設計計算結果如下：
其實上述結果，板換冷干機配置變頻系統是為了應對環境溫度引起的干燥機進氣溫度及風機效率的問題，可保證干燥效果且降低能耗。單筒管殼式是以雙筒體同樣裝機功率反推所能達到的排氣溫度及排氣壓力露點。從計算結果可看出，更換新型板換冷干機節能效果顯著。
三種機器外觀如下：
我們應該避免或者拒絕關于單筒管殼式冷干機排氣溫度低代表冷卻效果好的觀點。相反，單筒體管殼式冷干機往往是省去了預冷器，預冷器在冷干機中的作用是利用被冷媒冷卻的壓縮空氣與進氣的高溫潮濕氣體換熱，帶走冷凍干燥過程中超過一半的熱量，同時使被冷凍干燥的壓縮空氣復熱。即在雙筒體管殼式冷干機的排氣口壓縮空氣狀態是溫度32.5℃，壓力露點3℃，相對濕度RH 15.6%。
板換式冷干機排氣口的壓縮空氣狀態是：溫度40℃，壓力露點3℃，相對濕度RH 10.4%；而單筒體管殼式冷干機排氣狀態為:溫度26.8℃，壓力露點26.8℃，相對濕度RH 100%。而以上計算均為理論值，環境溫度為15℃較低的時候，因汽水分離效率差，帶有預冷器的冷干機露點會略有上升，但是因為不飽和度較大，空壓站房管道內氣體哪怕冷卻至與室溫相同，雙筒體冷干機與板換冷干機均不會出現液態水。而單筒體冷干機，會因為管道降溫，后端使用點會出現大量的冷凝水。
相反，若是江南地區梅雨較熱的天氣，又因為單筒體排氣溫度過低，導致空壓站內的管道外壁出現大量的冷凝水，站房內順著管道的位置大片水漬，既不安全又不美觀，還需要打掃衛生。
實施方案2：螺桿機配套吸干機改造
我們還是以GA 200-7.5bar配置吸干機為例，Reference conditions：-Absolute inlet pressure 1bar(14.5psi)。-Intake air temperature 20℃(68°F)。以市場上比較多的無熱、微熱、微氣耗鼓風、零氣耗鼓風及最新的調峰型真空鼓風零氣耗為例。設計計算結果下:
RV型真空零氣耗鼓風熱計算費用以江蘇峰谷電為基準，因為其可以調峰，鼓風加熱再生階段全部自動調整至每天0:00-8:00。
最終算上冷卻水等消耗，實際費用對比如下:
若改造周期以10年計算，則有如下結果:
由上述理論計算結果可知，單一臺40立方的螺桿機后端干燥機改造，若針對無熱微熱機型，10年可節省數百萬人民幣費用。
實施方案3：離心機配套吸干機改造
我們以710(+)-7bar配置吸干機改造能耗對比，壓縮機入口條件為Free Air Delivery according to ASME PTC10 and ISO 5389.-Reference conditions:-Inlet pressure 1 bar(a)-Inlet temperature 35℃(95°F)-Humidity 60%-Cooling water temperature 26.7℃(80°F)需求露點-40℃，排除冷干機。市場上以微熱吸干機、微氣耗鼓風熱吸干機、零氣鼓風熱吸干機、微氣耗壓縮熱吸干機及零氣耗壓縮熱吸干機為主。因微氣耗鼓風熱設備設計制造良莠不齊，能耗對比將此機型剔除。表3為簡易的壓縮熱機型與微熱機型的能耗對比。
可以看出，將微熱等老舊機型改為壓縮熱機型，節能空間巨大。而為了更好的做能耗對比或者將空壓站改造到更加節能，我們引入一級能效空壓站設計理念，在設備中引入壓縮機末級熱回收器。初步整理計算如表4。
可以看出引入熱回收后，若計算熱水帶來的電能回收，整體收益巨大。通過對空壓站系統的能效計算，可以有更加直觀的印象?？諌赫拘枨?，壓力露點-40℃，流量140m3/min，計算過程設置了空壓站必須的風機、電器、水泵等輔助設備電耗，其能效等級對應如表5。
計算結果未通過一級能效。
計算結果未通過一級能效。
計算結果通過一級能效。
計算結果通過一級能效。
計算結果通過一級能效，遠超標準值。
由上述計算過程可看出，空壓站的改造往節能方向改造主要是熱回收、零氣耗、低阻力等。上述計算結果會與實際測量數據有相當的出入，請謹慎引用，此計算過程只做參考方向。
推薦計算過程
根據T∕CGMA 033001-2018《壓縮空氣站能效分級指南》第6章能效分級要求，當壓縮空氣站輸出為相同參數(壓力、壓力露點、含油量)的壓縮空氣時，按規定對縮空氣站能效分級，綜合輸功效率應按下式計算:
η——壓縮空氣站綜合輸功效率；
δ——壓縮熱回收利用修正系數；
ηW——壓縮空氣站輸功效率(以下簡稱“輸功效率”)；
ηR——壓縮熱能回收利用率；
ER——壓縮空氣站回收利用的熱量，單位為千瓦小時(kW·h)；
Ej——第j臺空氣壓縮機組消耗的電量，單位為千瓦小時(kW·h)；
Px——空氣壓縮機吸氣壓力(絕對壓力)單位兆帕(MPa)；
QZ——測量時間段內，壓縮空氣站供氣平均流量(空氣壓縮機吸氣狀態)，單位為立方米每分(m3/min)；
t——測量周期時間，單位為小時(h)；
Pz——壓縮空氣站供氣壓力(表壓)單位為兆帕(MPa)；
Ez——測量時間段內，壓縮空氣站用電總量，單位為千瓦小時(kW·h)。
當壓縮空氣站的同一系統輸出不同壓力露點，不同含油量品質的壓縮空氣時，應采用露點修正系數和(或)含油修正系數，修正到一致的露點和(或)含油量壓縮空氣品質后，對壓縮空氣站能效分級，綜合輸功效率η應按下式計算:
ηi——第i路壓縮空氣輸功效率；
θi——第i路壓縮空氣氣量占比；
mi——第i路壓縮空氣含油修正系數，當輸出壓縮空氣含油量低于0.01mg/m3·mi=1.05；否則mi=l；
ni——第i路壓縮空氣干燥露點修正系數；
PX——空氣壓縮機吸氣壓力(絕對壓力)單位兆帕(MPa)；
Qi——測量時間段內，第i路供氣平均流量(空氣壓縮機吸氣狀態)，單位為立方米每分(m3/min)；
PZi——第i路壓縮空氣站供氣壓力(表壓)單位為兆帕(MPa)；
Ei——測量時間段內，第i路綜合用電量，單位為千瓦小時(kW·h)；
QZ——測量時間段內，壓縮空氣站供氣平均流量(空氣壓縮機吸氣狀態)，單位為立方米每分(m3/min)；
EZ——測量時間段內，壓縮空氣站用電總量，單位為千瓦小時(kW·h)。
壓縮空氣干燥機市場，保有量最大的是冷凍式壓縮空氣干燥機，雖然這個機型處理量都偏小，且裝機功率也不大，但是全國范圍內數量巨大，替換老舊或不合理設計的設備，可以為國家節省大量的電能。
我們以GA 200-7.5bar配置冷干機為例，-Reference conditions:-Absolute inlet pressure 1bar(14.5 psi).-Intake air temperature 20℃(68°F)。以市場上比較多的單筒管殼式冷干機及雙筒體冷干機為例。設計計算結果如下：
其實上述結果，板換冷干機配置變頻系統是為了應對環境溫度引起的干燥機進氣溫度及風機效率的問題，可保證干燥效果且降低能耗。單筒管殼式是以雙筒體同樣裝機功率反推所能達到的排氣溫度及排氣壓力露點。從計算結果可看出，更換新型板換冷干機節能效果顯著。
三種機器外觀如下：
我們應該避免或者拒絕關于單筒管殼式冷干機排氣溫度低代表冷卻效果好的觀點。相反，單筒體管殼式冷干機往往是省去了預冷器，預冷器在冷干機中的作用是利用被冷媒冷卻的壓縮空氣與進氣的高溫潮濕氣體換熱，帶走冷凍干燥過程中超過一半的熱量，同時使被冷凍干燥的壓縮空氣復熱。即在雙筒體管殼式冷干機的排氣口壓縮空氣狀態是溫度32.5℃，壓力露點3℃，相對濕度RH 15.6%。
板換式冷干機排氣口的壓縮空氣狀態是：溫度40℃，壓力露點3℃，相對濕度RH 10.4%；而單筒體管殼式冷干機排氣狀態為:溫度26.8℃，壓力露點26.8℃，相對濕度RH 100%。而以上計算均為理論值，環境溫度為15℃較低的時候，因汽水分離效率差，帶有預冷器的冷干機露點會略有上升，但是因為不飽和度較大，空壓站房管道內氣體哪怕冷卻至與室溫相同，雙筒體冷干機與板換冷干機均不會出現液態水。而單筒體冷干機，會因為管道降溫，后端使用點會出現大量的冷凝水。
相反，若是江南地區梅雨較熱的天氣，又因為單筒體排氣溫度過低，導致空壓站內的管道外壁出現大量的冷凝水，站房內順著管道的位置大片水漬，既不安全又不美觀，還需要打掃衛生。
實施方案2：螺桿機配套吸干機改造
我們還是以GA 200-7.5bar配置吸干機為例，Reference conditions：-Absolute inlet pressure 1bar(14.5psi)。-Intake air temperature 20℃(68°F)。以市場上比較多的無熱、微熱、微氣耗鼓風、零氣耗鼓風及最新的調峰型真空鼓風零氣耗為例。設計計算結果下:
RV型真空零氣耗鼓風熱計算費用以江蘇峰谷電為基準，因為其可以調峰，鼓風加熱再生階段全部自動調整至每天0:00-8:00。
最終算上冷卻水等消耗，實際費用對比如下:
若改造周期以10年計算，則有如下結果:
由上述理論計算結果可知，單一臺40立方的螺桿機后端干燥機改造，若針對無熱微熱機型，10年可節省數百萬人民幣費用。
實施方案3：離心機配套吸干機改造
我們以710(+)-7bar配置吸干機改造能耗對比，壓縮機入口條件為Free Air Delivery according to ASME PTC10 and ISO 5389.-Reference conditions:-Inlet pressure 1 bar(a)-Inlet temperature 35℃(95°F)-Humidity 60%-Cooling water temperature 26.7℃(80°F)需求露點-40℃，排除冷干機。市場上以微熱吸干機、微氣耗鼓風熱吸干機、零氣鼓風熱吸干機、微氣耗壓縮熱吸干機及零氣耗壓縮熱吸干機為主。因微氣耗鼓風熱設備設計制造良莠不齊，能耗對比將此機型剔除。表3為簡易的壓縮熱機型與微熱機型的能耗對比。
可以看出，將微熱等老舊機型改為壓縮熱機型，節能空間巨大。而為了更好的做能耗對比或者將空壓站改造到更加節能，我們引入一級能效空壓站設計理念，在設備中引入壓縮機末級熱回收器。初步整理計算如表4。
可以看出引入熱回收后，若計算熱水帶來的電能回收，整體收益巨大。通過對空壓站系統的能效計算，可以有更加直觀的印象?？諌赫拘枨?，壓力露點-40℃，流量140m3/min，計算過程設置了空壓站必須的風機、電器、水泵等輔助設備電耗，其能效等級對應如表5。
計算結果未通過一級能效。
計算結果未通過一級能效。
計算結果通過一級能效。
計算結果通過一級能效。
計算結果通過一級能效，遠超標準值。
由上述計算過程可看出，空壓站的改造往節能方向改造主要是熱回收、零氣耗、低阻力等。上述計算結果會與實際測量數據有相當的出入，請謹慎引用，此計算過程只做參考方向。
推薦計算過程
根據T∕CGMA 033001-2018《壓縮空氣站能效分級指南》第6章能效分級要求，當壓縮空氣站輸出為相同參數(壓力、壓力露點、含油量)的壓縮空氣時，按規定對縮空氣站能效分級，綜合輸功效率應按下式計算:
η——壓縮空氣站綜合輸功效率；
δ——壓縮熱回收利用修正系數；
ηW——壓縮空氣站輸功效率(以下簡稱“輸功效率”)；
ηR——壓縮熱能回收利用率；
ER——壓縮空氣站回收利用的熱量，單位為千瓦小時(kW·h)；
Ej——第j臺空氣壓縮機組消耗的電量，單位為千瓦小時(kW·h)；
Px——空氣壓縮機吸氣壓力(絕對壓力)單位兆帕(MPa)；
QZ——測量時間段內，壓縮空氣站供氣平均流量(空氣壓縮機吸氣狀態)，單位為立方米每分(m3/min)；
t——測量周期時間，單位為小時(h)；
Pz——壓縮空氣站供氣壓力(表壓)單位為兆帕(MPa)；
Ez——測量時間段內，壓縮空氣站用電總量，單位為千瓦小時(kW·h)。
當壓縮空氣站的同一系統輸出不同壓力露點，不同含油量品質的壓縮空氣時，應采用露點修正系數和(或)含油修正系數，修正到一致的露點和(或)含油量壓縮空氣品質后，對壓縮空氣站能效分級，綜合輸功效率η應按下式計算:
ηi——第i路壓縮空氣輸功效率；
θi——第i路壓縮空氣氣量占比；
mi——第i路壓縮空氣含油修正系數，當輸出壓縮空氣含油量低于0.01mg/m3·mi=1.05；否則mi=l；
ni——第i路壓縮空氣干燥露點修正系數；
PX——空氣壓縮機吸氣壓力(絕對壓力)單位兆帕(MPa)；
Qi——測量時間段內，第i路供氣平均流量(空氣壓縮機吸氣狀態)，單位為立方米每分(m3/min)；
PZi——第i路壓縮空氣站供氣壓力(表壓)單位為兆帕(MPa)；
Ei——測量時間段內，第i路綜合用電量，單位為千瓦小時(kW·h)；
QZ——測量時間段內，壓縮空氣站供氣平均流量(空氣壓縮機吸氣狀態)，單位為立方米每分(m3/min)；
EZ——測量時間段內，壓縮空氣站用電總量，單位為千瓦小時(kW·h)。
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