空调夏季冷凝热回收利用原理及经济性分析|江阴雨辰互联

2023年7月11日发(作者：)

空调夏季冷凝热回收利用原理及经济性分析

文章来源：中国节能技术与产品网添加时间：2006-7-6

摘要：空调运行时产生大量的冷凝热，针对这一特点提出在夏季将冷凝热回收用来制备生活热水的技术方案和经济分析，并以一具体建筑为例，从经济上分析了这种热回收系统的可行性与经济性。

关键词：中央空调冷凝热热量回收节能 COP

一．前言

据美国统计，美国暖通空调每年耗能量约占全国能量消耗的16-18%，中国人均耗能量远低于发达国家。随着人民生活水平的提高，耗能量必将越来越大，但中国是能源不足的国家，如果中国人均耗能量达到中等发达国家水平（为中国的３倍），世界能源市场就会承受不了。因此暖通空调离开节能是没有出路的。

二．空调现状

空调系统无论是哪种形式的空调（风冷冷水、水冷冷水或家用分体空调）当它运行时总是有相当多的冷凝热（在制冷工况下运行，冷凝热可达制冷量的1.15~1.3倍）直接排入大气，白白散失掉，造成较大的能源浪费，并且仍然存在对周围环境的热污染。从节能的角度看，建筑节能可采用改善围护结构蓄热特性形式。但在较大型的空调系统中，无论采取什么形式，依然无法避免系统冷凝放热的浪费。而对于高层住宅建筑来说，建筑物又需要大量的生活热水供应，特别是酒店宾馆类建筑。所以添加加热设备是必要的。随着人们生活水平的不断提高，生活热水的需要量也越来越大，加热生活热水所需的能量也越来越大，如果能将冷凝热全部或部分回收来加热生活热水，不但可以冷凝热对环境造成的污染，而且还可以节省不少的能源

三．冷凝热回收原理（本文介绍只适用于水冷冷水机组）

冷水机组在制冷工况下，冷却水设计温度为出水37℃、回水32℃,属低品位热能, 采用一般的热交换不能充分回收这部分热能，只有利用高温水源热泵才能充分回收这部分热量。 1、设计方案

将高温水源热泵并接到冷却水回路上，与冷却水系统和生活热水系统的管路连接，易于实时控制也容易实现操作（如下图） 2、工作原理

（1）当热水箱中热水温度低于50℃时，启动高温水源热泵进行加热；

（2）当热水箱中热水温度高于65℃时，停止高温水源热泵；

（3）当冷却水回水温度低于30℃时，关闭冷却塔风机；

（4）当冷却水回水温度高于32℃时，开启冷却塔风机；

（5）当热水箱水低于水箱水位下限时，开始补水，同时开启高温水源热泵。

四．冷凝热回收经济性分析

现以厦门某星级酒店为例做经济性分析，

1、酒店现状

该酒店建筑面积1.5万平米，有标准客房198间，选用2台1454KW螺杆式冷水机组，该冷机额定冷凝负荷为1716KW。生活热水系统选用2台500KW燃油锅炉，生活热水箱20立方米。

2、采用现行燃油锅炉制热水成本分析

根据国家规范，高级酒店65℃生活热水耗量为每人每天200升。该酒店平均入住率为75%即300人，每天需要消耗65℃生活热水60吨。夏季自来水温度按15℃考虑，全天生活热水的热负荷为Q生活

Q生活＝c.m.△t

Q生活：全天生活热水的热负荷 cal

C：水的比热容 103cal/kg.℃

M:水的质量 kg

△ t：水的温差 ℃

经计算全天生活热水的热负荷为3480kwh，使用燃油锅炉，锅炉效率为0.85则每天的耗油量V

V= Q生活/λ.η.ρ

V：耗油量 l

λ：汽油的燃烧值 4.6×107J/kg η: 燃油锅炉，锅炉效率取0.85

ρ：汽油密度 0.71kg/l

经计算使用燃油锅炉每天的耗油量460l，每升燃油3.5元，则每天运行费用为1610元。

3、采用回收装置后的运行费用

采用高温水源热泵回收空调冷凝热后，一般市面的水源热泵COP都能达到4.0，所以每天需要耗电870KW2，电费按0.5元/度，每天运行费用为435元。

4、运行费用比较。

经过前面的分析，采用高温水源采用高温水源热泵回收空调冷凝热后，一天能为用户节约1175元，如果一年开空调的天数为150天，就能创造出17.6万元的效益。而且增加冷凝热回收装置后，空调制冷机组不容易出现高温，更有利于机组的运行。

五．总结

20世纪80年代以来，面对改革开放带来的经济高速发展态势，能源供应难以满足迅速增长的需求，节能是保障国家经济安全的必然选择，节能也是治理污染改善环境的最有效的途径。所以热回收系统利用空调系统的冷凝热来加热生活热水，不仅减少了空调冷凝热对环境的污染，而且还能够利用废热比较经济地得到人们所需的生活热水，因此热回收系统具有良好的发展前景。

冷凝热回收的应用（转载）

随着人们生活水平的不断提高，高层建筑的大量兴建，新建的高层建筑必然要加装空调系统。但使用普通的集中空调系统总是有相当多的冷凝热直接排入大气，白白散失掉，造成较大的能源浪费，并且存在对周围环境的热污染。从节能的角度看，对于高层建筑来说，建筑物又需要大量的生活热水供应，如果能将冷凝热全部或部分回收来加热生活热水，不但可以减少冷凝热对环境造成的污染，而且还可以节省不少的能源。空调热回收机组就可以实现这一功能。但过去的水冷热回收机组由于冷凝温度低,回收的生活热水应用受限制,而风冷热回收机组由于冷凝温度较高,可以得到较高的回收水温,因此,它的实用性较广。

系统概述

风冷热回收机组由风冷热泵系统与冷凝段热回收系统组成。夏季使用时，机组制冷系统提供5～15℃的冷冻循环水供空调系统，同时热回收系统利用制冷机排出的废热加热生活热水，机组的总能效比达到5.0W/W以上（机组制冷量+机组回收热量与输入电功率的比值）；其工作原理与常规的制冷原理相同。如图1，在压缩机与室外侧换热器之间加热回收换热器(板式换热器)，制冷时，压缩机排出的高温高压的气体进入板式换热器，在板式换热器内放热，将生活用水加热。热回收包括部分热回收和全部热回收，如图2，在lgP-H图中，2点到5点的过程为整个冷凝过程，其中2点到3点是冷媒的过热段显热放热过程，3点到4点是冷媒的潜热放热过程，4点到5点是冷媒的过冷段显热放热过程。部分热回收指部分利用冷媒的冷凝热加热生活用水，水温高于冷凝温度；全部热回收指冷媒过热蒸气冷却、冷凝和过冷，冷凝热全部回收加热生活用水，水温低于冷凝温度。

在实际工程应用中，由于水系统管路及储能水箱保温效果差等将导致一定程度的温降，舒适性较差。而提高生活用水水温可以采取以下措施，如果生活用水热负荷小于空调侧热负荷，则采用部分热回收来制取生活用水，压缩机的排气温度可高达65～90℃，这时生活用水出水高达55～65℃；如果生活用水热负荷与空调侧热负荷相当，则采用全部热回收来制取生活用水，一般情况下,风冷热泵机组冷凝温度50～55℃，生活用水水温可达到45～50℃。

图1 系统原理图

图2 lgP-H图

3.试验测试装置介绍

试验测试装置如图3，机组放置在测试中心，环境干球温度恒定35±1℃，湿球温度恒定24±0.5℃，空调侧进水温度恒定12±0.3℃，出水温度恒定7±0.3℃，热回收储能水箱四周均有保温层。项目1是在电磁阀（图1中序号2）开启的状态下测得的数据，即冷媒不经过板换，直接到室外侧换热器与空气进行热交换，无热回收时所测的制冷量。项目2－9是在电磁阀关闭的状态下测得的数据，即冷媒经过板式换热器，在板式换热器内与水进行热交换，回收冷凝热对储能水箱中的水进行加温，在不同热回收回水温度，水流量恒定（3m3/h）下测得的制冷量和热回收量。

图3.试验测试装置

4.试验结果与分析

4.1在热回收水流量不变的情况下，回收热量随进水温度的增加而减少，即进水温度越高，进出水温差越小，回收热量越小。以下是水流量为3m3/h时，进、出水温度，热回收量随时间变化的曲线。如图4、5.

4.2经工程测算表明，冷凝器的散热量是制冷量的1.2~1.3 倍。把热回收量与冷凝器的总散热量的比值称为热回收效率,则热回收效率随回水温度的升高而降低。如图6。

5.结论

试验数据表明，对于部分热回收机组，增加热回收装置后,并没有明显影响空调侧的能效比，而机组的总能效比得到相应提高，不装热回收换热器前，机组的能效比为2.5，而热回收机组其总能效比达到3～4。以上整个测试过程涉及到的热回收是部分热回收，轴流风机始终开启，仍有一部分冷凝热释放到外界环境中，其转速由高压侧的压力传感器控制，当压力高于设定值，轴流风机满负荷运转，当压力低于设定值，轴流风机低速运转，如果实际工程需要，可加大热回收侧的水流量，实现机组的全热回收，机组总能效比将更高。

文中提出的空调热回收系统如果用于我国南方城市如广州、三亚等地具有良好的经济性，因为这些地区气温较高，全年有5个月以上需要空调供冷，而排热量也较大；在我国北方城市，由于夏季供冷时间较短，系统排热量较小，因此，热回收系统的经济性不显著，当然，如果北方地区使用热回收系统，则在暖通设计时充分考虑冬季采暖用水的负荷，适当放大机组的总容量，合理调节采暖用水和生活用水，同样可以实现一机三用的功能。另一方面，在过渡季节，不需要空调供冷或采暖，同样可以使机组制冷运行来制取生活热水。因此在我国目前的国情能源限制的情况下，尤其在南方地区，应该在高层建筑中广泛应用像这样的节能环保型空调。

本篇文章来源于广州赛唯换热设备制造有限公司原文链接：/uwufang/

本文在拥分析的基础上提出了制冷机组双冷凝器设计和冷凝热焓差再分配的概念。以某饭店的一台电动蒸汽压缩式水冷制冷机组为例综合分析了进出机组的能量流和拥流。分析结果显示蒸汽压缩式制冷机组的拥损失源于蒸汽压缩制冷原理固有的缺陷，冷凝排出的热是机组主要的拥损失之一。在简要分析了已提出的各种冷凝热回收理论和技术的特点的基础上，提出了一种空调系统节能的新方法，采用两级冷凝直接回收制冷机组的冷凝热，并以此为依据对该宾馆的制冷机组进行了改造。实验表明改造后该饭店热力站系统的能耗显著降低，并且与改造前相比机组的性能得到改善。

关键词：制冷机组双冷凝器热回收

1 前言

目前评价制冷机组的能耗性能的指标有两个：COP或EER。COP和EER的值代表了制冷机组在某一工作状态下单位能耗所产出的冷量。但这两种指标是以能量守恒定律为出发点的，将不同质和量的能量等量齐观。如果站在第二定律的角度来看，它们掩盖了能量转换过程的本质，并不能反映制冷机组能源消耗的真实情况。制冷量与输入能量之间的质和量是不等价的。对于制冷机来说，冷量的做功能力很低，只是低质能，而输入能量一般是化石能源或电能，几乎可以全部转化为功，是高质能。从能级的观点看，能源利用的一个原则就是能级匹配，使产出能与投入能的品质尽量接近。显然，如果用高质能源来生产低质能源是不合算的。从这一点来说，制冷机组的节能潜力还是有很大的。如果我们用拥分析方法来考察制冷机组的能源消耗情况，就可以找出节能的有效方法。拥是以热力学第一和第二定律为基础的，包含了能量的质和量两个方面的信息，是能量定价的基础。不同质和量的能量在拥分析方法的基础上可以相互比较。节能的本质就是节拥和梯级用拥。

[3][1]2 模型分析

空调系统中制冷机组的功能是通过排除建筑内部多余的得热量来实现其热舒适性。制冷机组节能的途径从根本上还必须去机组内部寻求。空调制冷机组的原理是逆卡诺循环。对于水冷蒸汽压缩式机组而言，制冷的原理如图5所示[14]。1─2─3′─4─4′─5─1曲线表示理论制冷循环流程。1′─1″─a─b─c─2′─3─4─4′─1′曲线代表实际的制冷循环流程。理论循环与实际循环的这种差别是有多种原因引起的，例如压缩机对外传热及运动摩擦、进气阀和排气阀的节流作用、蒸发器和冷凝器以及导管的传热和摩擦等等。1′─1”─a─b─c─2′─3─4─4′─5′─1曲线所围成的区域的面积与输入功率W成正比，9─c─2─3′─4─4′─6─9曲线所未成的区域的面积与冷凝热Qco成正比。在4′─1′过程中，蒸发器从冷冻水中吸收热量Qch，同时制冷剂变为气态，这Qch就是制冷机组产生的制冷量。c′─c─d─2′─3─3′曲线代表冷凝器中制冷剂向冷却水发出热量Qco的过程。冷却塔中冷却水的进出口温差一般为5─7℃。一般说来，冷凝热Qco大约是蒸发热Qch的1.2倍。因此冷凝热是很丰富的，其品位很低。压缩过程a—b—c’需要消耗输入功W。以电动水冷蒸汽压缩式制冷机组为例，考虑机组整体的拥流，不考虑机组内部各部件的拥流。制冷机组的拥流和能流模型可以简化如图1和图2所示（能流和拥流的方向为假设）。

按照热力学第一定律，能流过程中冷凝热Qco等于蒸发热Qch与输入功率之和。在拥流过程中，输入功率拥W转换为冷量拥Ech和热量拥Eco，分别送往用户末端和冷却塔。

3 热力学分析

由于将制冷机组作为一个整体考虑。拥的概念是与研究对象所处的环境密切相关的，在分析时将制冷机组及其周围的环境划分为一个系统，不考虑制冷机组内部的拥流和能流。

3.1 能流分析

对于任何系统，热力学第一定律总是成立的，一次可建立如下方程：

(1) (2)

3.2 拥流分析

按照热力学第二定律，系统的拥总是在不断的减少过程中，因此有：

(3)

等号在可逆工况下成立，而在实际运行工况下，系统总是朝着熵增的过程进行，也就是拥不断减少[16]。

(4)

(5)

工作介质—水，无论是冷冻水还是冷却水，都是难压缩介质。热力学方程总是成立的，而为cp

= cv

c为定值比热。

[16]。因此我们可以认

(13)

(14) 可以用两个拥效率来表征制冷机组的热力学完善程度，一个是普遍拥效率是目的拥效率[1]，另一个。和用以下两个表达式表达：

[1](15)

(16)

普遍拥效率表征了制冷机组能量转换过程中代价拥有多少转化为产出拥。越大，表明机组的拥损失越小，机组的性能也越好。目的拥效率为产品拥，表明了制冷流程的合理程度。则表征了代价拥中有多少转化和越越大，表明产品拥的产率越大。和高越接近，机组性能也越好。如果仔细地分析了可以真正找到空调冷热源节能的途径。

、蒸发器和冷凝器水侧拥流，就3.3 两级冷凝热回收原理

在很多公共建筑中，生活热水一般是由热水锅炉供应单独的。按照国家标准，生活热水的出水温度范围一般在40℃～45℃。而换热器设计出水温度达到60℃。生活热水锅炉一般都会按照历年最不利用水条件选取，一般冬季用水量最大，而夏季用水量很小。因此在夏季一方面锅炉在很低的效率下运行，另一方面大量空调冷凝热被直接排放掉了。能不能直接利用制冷机组的冷凝热生产生活热水呢？在图6中，制冷剂在c点的温度一般都会65℃以上波动。如果在压缩机和冷凝器之间加一个热交换器（原理如图3虚线所示），那么就可以吸收大量的冷凝热来生产生活热水。从这个外加的热交换器出来的制冷剂的状态是汽—液混合物，处于如图6所示的x点。汽—液混合物在冷凝器中进一步冷凝到4′点。改造前冷凝负荷为： (17)

改造后，外加热交换器的热交换量为：

(18)

冷凝器的负荷变为：

(19)

由此可见，制冷剂的冷凝焓降进行了再分配[17]。由于机组的冷凝能力增加了，制冷剂的过冷度增大，相应于4′点沿着饱和液体线下降。输入功率和制冷量、蒸发器的蒸发负荷会上升。x点的选择必须避免压缩机发生湿压缩现象。因此就一定存在一个最优的x点能够在最小寿命周期成本和最优机组性能之间达成平衡。可以预测采用该技术后结果是生活热水的锅炉负荷降低，甚至在夏季可以关闭；热力站的年度运行成本大大降低。

图4表明了改造后机组的拥流图。因此相应的和的表达式变为：

(20) (21)

利用制冷机组的冷凝热生产生活热水的设想早在1965年就有Healy

年代以后Mason、W. M. Ying、K. C. Toh

析，在夏威夷地区进行了大规模推广[26][24][25][23]等人提出，70等人针对家用空调进行了相关实验研究和分，研究和推广结果显示其节能效果非常显著。国内外一些空调设备制造商研制出了可回收冷凝热的双管束冷凝器制冷机组（如图5），该方法只能回收部分高位冷凝热。按拥的梯级利用原则来看，目前已经存在的回收冷却水废热的技术和双管束冷凝器热回收技术都是有缺陷的。

3.4 实例分析

为了验证以上构思，我们选择长沙市某四星级饭店一台四机头活塞式制冷机组为对象，制冷剂为R22。我们根据对该机组的拥分析结果于2001年对其进行了改造。该制冷机组常年每天24小时运行。同时全年由热水锅炉负责供应生活热水。夏季该锅炉容量严重超大。改造后该锅炉夏季关闭。

改造过程中，我们在每个压缩机的排气口与冷凝器之间增加了一个生活热水生产部件，其核心是一个热交换器。该部件通过吸收压缩机排气的部分冷凝热提升热水温度来生产生活热水。改造后该部件每小时生产50℃的热水6吨，热水温升30℃。经计算热水拥增Elth为5.93KW。

热水吸收的热量与热水拥增值差等于从冷却水中吸收的芜。我们分析了改造前后制冷机组的COP和、。COP的定义改造前为制冷量与输入功率之比，改造后为制冷量和热回收量之和与输入功率之比。测试时间是2000年9月和2001年9月。所有测试数据都经过处理后图示在图7至图16中。图中平均室外温度指测量时段内的室外平均温度。 4 结果与讨论

4.1

COP、拥效率的变化趋势

无论改造前还是改造后，和都不是很高，其原因有三：一、蒸发器和冷凝器的换热温差太大；二、管路阻力和节流效应；三、散热和热排放。改造前目的拥效率在6.6%至12.5%之间波动，改造后在11.5%至16%之间波动。改造前普遍拥效率在12%至20%之间波动，改造后在16%至24%之间波动。这说明制冷机组的能源利用程度很低，节能的潜力还很大。COP的波动在改造前为1.5至2.3之间，改造后在2至3.2之间，说明改造后继续性能得到改善。改造前后和、COP的变化基本与平均室外温度的变化相似。这是因为制冷和都升高了，这是因负荷与拥是与室外环境温度紧密联系的。总的来说改造后COP、为改造后，产品拥增加了，而输入拥增长不大。因此制冷机组的直接和间接节能效应都提高了。

4.2 对制冷机组运行状况的影响

图7显示由于制冷负荷取决于建筑维护结构性能和室外气候状况，改造前后在相同室外温度下机组制冷量几乎不变。这说明此次改造过程和外加部件对制冷机组的冷量输出没有影响。图10中，蒸发器水侧温差增大，因此蒸发器的性能得到提高。相反，冷凝器水侧温差减小，冷凝器性能下降。四台压缩机高低压的波动要比改造前平缓的多。导致这种对比的原因就是改造后，制冷机组实际上有两个冷凝器：原冷凝器和外加热水部件，冷凝换热面积大大增加，外加的热水部件负担了部分冷凝负荷，原冷凝器的冷凝负荷降低，因此制冷剂的冷凝较改造前更充分，蒸发器的性能升高，冷水机组总的冷凝效果也提高了。总之，改造后机组的运行状况有了很大改善。

5 结论

由以上分析可知，改造前大量的拥在制冷机组的能量转换过程中被浪费掉了，以芜的形式直接排放到周围环境中了；只有很少一部分以冷量拥的形式送到了用户末端。冷量拥就是产品拥。同时大量热量拥被直接排放到环境中了。这部分拥损失是无谓的，如果采取有效措施可减少这部分损失。芜在冷量和冷却水冷凝热中占绝大多数。因此空调系统冷热源节能的有效途径除加强设备研发外还要综合利用空调系统的能耗。

制冷机组的拥效率是很低的；大部分输入拥都变成了芜排向了环境中，冷量拥和总输入功率之间的比率是很小的；大量的热量拥因为品位低未被利用而直接排至环境中。实验表明回收制冷机组的冷凝热余热是提高冷热源拥效率和节能的有效途径。 Q

ΔE

换热量

增

输入功率

损

开氏温度

目的效率

COP

比焓

比熵

比热容

性能系数

普遍

效率

下标

冷冻水系统

冷却水系统

出口

进口

环境状态

定压力

定容

说明

(1) 文章中用“拥”字代替“火用”字；

(2) 文章中用“芜”字代替“火无”字。

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传热原理及设备

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在日常生活和生产实践中，会遇到大量传热的现象。人们把生活和生产中这种传热现象总结后得出结论：凡是有温度差别的地方就一定有热量的传递，热量总是自动地由高温物体传向低温物体。工业上凡是将热量由热流体传递给冷流体的换热设备，都称为热交换器，简称换热器。空分设备中主要有：切换板翅式换热器、主换热器、冷凝蒸发器、过冷器、液化器、加热器、空压机冷却器、氮水预冷器等。而且这些换热器是实现空气液化分离及维持空分设备正常运转所必不可少的主要设备。因此我们也有必要对它有所了解。

1.7.1 热传递的三种基本方式

1. 热传导和热导率物体内部分子和原子微观运动所引起的热量传递过程称为热传导，又称导热。在单位时间内从tω1的高温壁面传递到tω2的低温壁面的热流量φ（W）的大小，和壁的面积F（m2）与两壁温差（tω1-tω2）（℃）成正比，与壁的厚度δ（m）成反比。此外，还与壁的材料性质等因素有关。因此由上面的比例关系，可以写出平壁的导热计算式为：

Φ=F（tω1-tω2）=F（tω1-tω2）/（W）（1-21）

式（1-21）中比例系数λ称为热导率，单位为W/（m.K）。在数值上等于单位时间内，面积为1m2、壁厚为1m、两侧壁温差为1K时所传递的热量。

为了比较导热量的大小，在单位时间内，通过每平方米表面积所传导的热流量称为热流密度q。平壁导热的热流量计算式为：

q==λ（W/m2）（1-22）

从式（1-22）可以看出，有温差Δt存在才有热量传导。温差Δt愈大，传导热量也愈大，因而温差也称温压。δ/λ愈大，热流密度就愈小，它表示了阻碍热传导阻力的大小，称为平壁单位面积的导热热阻。

用热阻的概念来分析判断传热过程的强弱及为有用。为了增强导热，就应使热阻减小，这时可选用簿壁和导热率较大的材料。相反要求保温的场合（常称为热绝缘），为了削弱导热，就要增大热阻，选用厚壁和导热率小的材料。

一般说来，热导率的数值以金属最大，液体之次，气体最小。一些常用材料的热导率见表。

常用材料的热导率表

材料名称

热导率λ

[W/（m.K）]

材料名称

热导率λ

[W/（m.K）]

铜

铝

钢

不锈钢

木材

红砖

383

204

约47

0.12

0.23∽0.58

矿渣棉

玻璃棉

珠光砂

碳酸镁

水

空气

0.04∽0.046

0.037

0.035

0.026∽0.038

约0.58

0.023

热导率较小的固体材料有良好的绝热效果，习惯上把热导率在常温下小于0.23W/（m.K）的材料称为绝热材料。在空分设备的冷箱中，常用的绝热材料为珠光砂（膨胀珍珠岩）、矿渣棉、碳酸镁等。绝热材料受潮后，热导率大大增加，因此绝热材料的防潮十分重要。

2. 对流放热及放热系数当流体（温度tf1）流过壁面（温度tω1）时，流体传递给壁面1的热量的传递过程，在工程上称为对流放热，也称放热。传热学上把由于流体中温度不同的部分发生相对位移时进行热量传递称为热对流，热对流只可能发生在液体和气体中。需要指出的是，在热对流的同时，流体各部分之间往往还存在着导热，因此工程上所谓的对流放热，是热对流和导热两种方式联合作用的结果。冷流体（温度tf2）对璧面（温度tω2）的热量传递过程也相同。

如果在单位时间里，热流体对壁面1的对流放热量大小，和传热壁面表面积F大小，以及热流体与壁面的温差（tf1-tω1）成正比，此外还和流体物性、流体流动的特性等因素有关。由上面的比例关系写出对流放热的计算公式为：

Φ=α1F（tf1-tω1）=（tf1-tω1）/（W）（1-23）

式中比例系数α1叫对流放热系数，即

α1=〈W/（m2.K）〉（1-24）

放热系数在数值上等于单位时间里，流体与壁面温差为1K，壁面积为1m2时所交换的热流量。

放热系数大小，表示了放热过程的强弱。影响放热过程的因素比较复杂，它与流体的物性、流动状态、换热面积和传热温度有关。放热系数通常都是根据实验确定的。

如果按单位面积来计算，对流放热为：

q==α1（tf1-tω1）（W/m2） q= （W/m2）（1-25）

由式（1-25）可得到相应于单位面积的对流放热的热阻为1/α1。由式（1-24）可得到相应的总面积的对流放热热阻为1/（α1F）。

常见对流放热系数经验数据如下表：

常见放热系数经验数椐表

放热性质

放热系数α[W（m2.K）]

放热性质放热系数α[W（m2.K）]

水蒸汽冷凝

氮的冷凝

氧的沸腾

水的加热或冷却

4600∽17400

2000∽2300

1400∽2100

600∽930

水的沸腾

油的加热或冷却

空气的加热或冷却

600∽52300

600∽1750

10∽115

对流放热又可分为无相变对流放热和有相变对流放热，无相变对流放热又有受迫对流放热和自然对流放热之分。受迫对流放热是由泵、风机、空压机及其它外部动力源作用下，造成流体流动的对流过程，因而又称强制对流放热。工业上使用的换热器中流体对壁面放热，绝大部分属于受迫对流放热。自然对流放热是由于流体冷、热各部分的密度不同，引起流动的对流放热过程。

有相变对流放热，是指液体受热沸腾的沸腾放热；饱和蒸汽放出汽化潜热后凝结成液体的冷凝放热。

比较各种类型的对流放热，大致可以得出以下结论：液体的对流放热系数比气体高；同一种流体，强制对流放热比一般自然对流放热强烈；有相变的对流放热系数比无相变的大。

3. 热辐射一物体的热能先转化为辐射能，以电磁形式传播给另一物体；另一物体吸收了部分辐射能，并转化为热能。电磁波的传播不需要中间介质，因而辐射传热是真空中唯一的热传递方式。工程上以把物体之间以热辐射方式进行热量传递的过程，叫做辐射换热。

空分设备中换热器各种流体以及壁面温度均较低，而且流体与壁面之间温差很小，辐射换热不是一种主要方式，一般不加考虑。对于低温储运设备（如液氧、液氮贮槽），此时需要加以仔细的计算。

根据传递的物理本质不同，热量以导热、对流放热、辐射三种方式进行传递。实际使用的各种换热器的热传递过程，基本上是三种方式的组合。现以空分设备中换热器为例来说明。

（1）主换热器加工空气（管内）→对流放热→ 内壁→ 导热→ 外壁→ 对流放热→ 氧、氮气（管外。）

（2）液空过冷器液空（管内）→ 对流放热→ 内壁→ 导热→ 外壁→ 对流放热→ 氮气（管外）。

（3）冷凝燕发器（板翅式）气氮冷凝（管内）→有相变对流放热/冷凝放热→ 内壁→ 导热→ 外壁→ 有相变对流放热/沸腾放热→ 液氧沸腾（外管）。

（4）污氮液化器（板翅式）空气液化→ 有相变对流放热/冷凝放热→ 内壁→ 导热→ 外壁→ 有相变对流放热/沸腾放热→ 液氧沸腾（外管）。

1.7.2 传热方程

传热基本方程

ф=KFΔtm（W）（1-26）

单位面积上传递的热流量称热流密度，表示为

q= =KΔtm（W/m2）（1-27）

式中——热流量（W）；

F一传热面积（m2）；

Δtm一平均传热温差（K）；

K一传热系数[W/（m2.K）]。

传热系数K，在数值上等于冷热体温差为1K，在单位时间内通过1m2传热面积所传递的热量。它表示了两种流体间传热的强弱。

应用传热方程可以解决下列三个方面问题：

（1）计换热器。根据给定的Φ，Δtm，K可以计算出传热面积F。

（2）核算换热器。核算现有换热器能否满足换热要求。

（3）测定传热系数。通过实践和对运转设备传热系数K的测定，为设计提供经验数据。

1. 传热系数K

（1）平壁传热系数K 平壁传热过程，可看作由三个串联的热传递环节组成，即对流放热-导热-对应的热流密度q分别为：

q1=α1（tf1-tω1=）=

q2=（tω1-tω2）=

q3=α2（tω2-tf2）=

在稳定传热情况下，三个换热环节热流量相等、即q1=q2=q3=q，于是

q==（W/m2）（1-28）

根据式（1-27）和式（1-28）的相等关系，得到传热关系K为

K=[W/（m2.K）] （1-29）

平壁传热的总热阻为

（m2.K/W）

对金属壁来说，导热热阻与对流热阻相比很小，可忽略不计，上式可简化为

K=[W/（m2.K）]

（2）圆管壁传热系数K

图1-29为圆管壁传热示图。圆管壁的稳定传热与平壁传热有所不同，是由于圆管内、外径不同，传热面积有变化，所以热流密度在传热过程中是变化的，因此引用热流量Φ进行分析。

圆管壁传热同平壁传热相似，它由三个串联热量传递环节组成。

图1-29圆管壁传热示图

管内流体对管壁的对流放热热流量为

Φ1=α1πd1L（tf1-tω1）=

管壁对管壁的导热热流量由于圆筒内、外径的不同，传热面积的变化，所以不能采用平壁导热公式，应用数学积分推出圆管壁导热计算式

Φ2=（tω1-tω2）=

管壁2对管外流体的对流放热热流量为

Φ3=α2πd2L（tω2-tf2）=

在稳定传热中，φ1=φ2=φ3=φ

即

φ==（w）（1-30）

当以圆管内表面积或外表面积为依据时，则上述公式与传热方程相比较，可分别得到传热系数

K1=[W/（m2. K）] （1-31）

K2=[ W/（m2.K）] （1-32）

当d2/d1≤2寸，圆管壁导热可按平壁导热公式（1-21）计算，误差小于4℅，这在工程上是允许的。此时应根据内外径算术平均直径dm=（d1+d2）计算面积。同时，也可忽略圆管壁导热热阻，式（1-32）和式（1-31）可简化为

K1=[W/（m2. K）] （1-33）

K2=[W/（m.K）] （1-34）

在圆管的管径较大且管壁较簿时，d1≈d2则式（1-33）和式（1-34）可简化为

K=[W/（m2.K）] （1-35）

此时传热系数与平壁传热时传热系数完全一样。

（3）传热系数K值的经验效据影响传热系数的因素非常多，正确的确定传热系数是设计计算换热器的关键。通常是根据理论计算，再参考经验数据进行分析比较，选取合适的K值。

下表列出了空分设备各种换热器传热系数K值大致范围，供设计时参考。

换热器传热系数经验数据

型式

热流体

冷流体

K[W（m2.℃）]

蓄冷器

卵石

空气

氧、氮

铝带

空气

氧、氮

盘管式

蓄冷器内

空气

氧、氮

热交换器

空气

氧、氮

100-160

辅助冷凝器

气氮冷凝

液氧蒸发

350

列管式

气

35-80

气

液

60-300

冷凝蒸发器

长管式

气氮（管内）

液氧（管内）

约650

短管式

气氮（管内）

液氧（管内）

约500

板翅式

气氮

液氧

约650

板翅式

切换换热器

空气

氧、氮、污氮、环流

60-80

过冷器

液空

氮

110

液氮

氮

液氧

氧

液化器

液空

氮.氧

约100

由表可见，相变时的传热系数比没有相变要大，液相间传热系数比气相间要大。传热系数还与结构型式有关，这在选用时应予注意。

2. 热流量Φ的计算

（1）流体在换热器中不发生相变（忽略冷损）

①用换热器前后流体的温度变化来计算流体吸收热流量应等于热流体放出热流量

Φ-W1cp1（t1ˋ-t1ˋˋ）=W2CP2（tˋ1-t2ˋˋ）（W）

式中W1W2-热、冷流体的质量流量（kg/g）；

cp1、cp2-热、冷流体的定压比热容[J/（kg.k）]；

tˋ1、tˋ1-热、冷流体进换热器温度（K）

t2ˋˋ、t2ˋˋ-热、冷流体出换热器温度（K）

②用换热器前后焓值的变化来计算（图1-30）

φ=W1（h1ˊ-h1ˊˊ）=W2（h2ˊˊ-h2ˊˊ）（W）

图1-30换热器物流示意图式中h1ˊ、h2ˊ--热、冷流体进换热器时的比焓值（J/kg）

h1ˊˊ、h2ˊˊ--热、冷流体出换热器时的比焓值（J/kg）

（2）流体在换热器过程中发生相变时（忽略冷损）

Q=Wr （J）式中W—流体（蒸发或冷凝的质量流量）（kg/s）

r—流体的汽化潜热（J/kg）

流体在换热过程中冷损必须考虑时

冷、热流体进行热交换时，若工作温度比周围环境低，有小部分热量由外界传入换热器，称为冷量损失（Q冷损）。这时传热量为

Q=Q冷=Q热+Q冷损

若冷、热流体进行热交换时，其工作温度比周围环境湿度高，使一部分热量散发到外界，称为热量损失（Q热损）这时传热量为

Q=Q冷=Q热-Q热损

应该特别注意：Q值是指通过换热器进行热交换的总量。考虑周围环境湿度的影响，可提高热交换器设计计算的精确性，这一点对空分设备低温换热器尤为重要。

1.7.3 换热器的种类

1. 盘管式换热器

图1-31盘管式主热交换器（液空过冷器）

图1-31为盘管式热交换器，用于高压空气和低压氧、氮之间热交换，以复热氧、氮，冷却空气，达到回收装置冷量的目的。高压空气在盘管内通过，低压氧、氮分别在两个相邻隔层的管间流过，这样安排除了出于强度考虑外（管内承压能力高，管外承压能力低），还由于高压流体在截面较小的管内流动，易于控制流速，使之能在传热和阻力均较合适的数值下工作。低压气体在管外流通截面积较大，流速较小，阻力损失小，可以保证在允许的阻力损失范围内有效参入热交换。空气和氧、氮流向按逆流布置，使得有较大的传热温差。

2. 列管式换热器

冷凝蒸发器（简称主冷）是发生相变的换热器。它借助于从上塔下流液氧的蒸发，来冷凝由下塔上升的氮气。产生的氧、氮产品除一部分作产品输出外，主要保证分镏塔工况的正常运转。

图1-32主冷凝器结构示意图冷凝蒸发器有板翅式、列管式和盘管式三种结构形式。列管式冷凝蒸发器又可分为两种：一种是液氧在管间沸腾、气氮在管内冷凝；另一种是气氮在管间冷凝、液氧在管内沸腾。

第一种类型的冷凝器列管长度不超过1~1.2m。如果列管过长则管间液氧柱的静压将使液氧层下部液氧沸点升高，引起冷凝蒸发器温差减小，或者下塔压力升高。前者使传热恶化，后者使装置能耗增加。因此列管都比较短，故又称短管式冷凝蒸发器。

第二种冷凝蒸发器由于液氧在管内沸腾，形成气、液两相混合物，这种气、液混合物的密度较小因而即使管长达到2.5~3.6m，液柱静压的影响也不大，这种冷凝蒸发器又称长管式冷凝器。

3. 板翅式换热器

板翅式换热器是一种新型紧凑式热交换器，我国从70年代研制成功并应用于大型空分设备，现己普及到石油化工、制冷、动力机械和国防工业等领域。在制造技术和产品质量已达到国际水平。

图1-33板束结构

（1）板翅式换热器的特点

①传热效率高由于翅片对流扰动，强化了传热。强制对流空气放热系数35~350W/（m2.K），强制对流放热油系数110~1700 W/（m2.K），水的沸腾放热系数1700~34000W/（m2.K）。

②结构紧凑单位体积传热面积比列管式大5倍以上，一般可达到1500~2500m2/m3。

③轻巧而牢固由于翅片和隔片都很溥，通常又采用铝合金制造，重量轻，仅为列管式换热器的1/10左右。

④适应性大能适用于多种介质之间换热，且可作气-气，气-液，液-液之间热交换，也可作冷凝和蒸发。

⑤经济性好由于紧凑、体积小、又采用铝合金制造，大大降低了投资费用，成本约列管式的50℅。

板翅式换热器被广泛地应用在空分设备中。它的设计制造水平以及采用的广泛程度，也成为衡量空分设备制造水平的重要标志。当前大型空分设备的特点之一，是全部换热器设备采用板翅式。由于采用了上述手段使设备热容量减小，起动时间缩短，切换周期延长，切换损失减少，降低了能耗，提高了经济性。

（2）板翅式换热器的基本结构板翅式换热器的板束由翅片、导流片、封条和隔板等部分组成。如图1-33所示，在相邻二隔板之间放置翅片、导流片、封条组成一个通道，对其进行不同的叠积和适当的排列，钎焊成整体就可以得到常用的逆流、错流、错逆流板翅式换热器板束如图1-34。

a逆流板翅式换热器 b错流板翅式换热器 c错逆流板翅式换热器

图1-34板束流向示意图

在板束两端配置适当的流体出入口封头（或集合器）组成一个完整的板翅式换热器。这种换热器的隔板为一次传热面，而翅片为二次传热面。

翅片是板翅式换热器的基本元件之一，传热过程主要是依靠翅片来完成的。翅片还起着两隔板之间的支撑作用，所以尽管翅片和隔板的材料都很薄，且能承受较高的压力。翅片的厚度通常是0.2~0.6，隔板的厚度一般为1~2。

翅片常用的有平直、锯齿、多孔三种型式，根据节距和高度的不同又有20种规格，其参数见下表。翅片选择，需根据最高工作压力、流体性能、允许压降、流量和不同换热要求等因素来考虑。一般在放热系数大的场合，选用翅片较低、较厚为宜；放热系数小的场合，选用翅片较高、较薄为宜。平直翅片的放热系数和压力损失较小；锯齿翅片比平直翅片的放热系数高30℅以上，且有利于水分和二氧化碳的冻结和清除；多孔翅片上孔洞使热阻边界层不断发生断裂，可提高传热性能，这种翅片常在流体进口分配段有相变（沸腾和冷凝）的场合；波纹翅片能增强流体的扰动，且可承受较高的工作压力，常用于乙烯深冷分离的热交换器中。

翅片型式

翅高H

（mm）

翅厚t

（mm）

翅距p

（mm）

当量直径

De（mm）

通常截面积

fi（m2）

总传热面积