空分设备板翅式换热器参数与能耗问题分析

空分设备中主换热器的温差和流动阻力对空分装置来说是两个影响空压机能耗的因素,本文从板翅式换热器几组温差、流动阻力和主换热器设备投资、电耗之间关系的详细数据对比,分析了换热器温差,正、返流阻力与能耗的关系,并提出了合理控制温差,合理分配阻力的重要性和空分节能的几点要素。     

空分设备主换热器热端温差的控制及意义

减小主换热器热端温差是减少空分设备冷损,进而降低空分设备运行能耗的关键因素。叙述了武钢氧气公司30000 m3/h空分设备和60000 m3/h空分设备主换热器热端温差的控制方法,分析了两种控制方式的优缺点,并阐述了减小热端温差进而减少热交换不完全冷损的意义。     

关于内压缩流程空分设备主换热器热端温差的讨论

分析了内压缩流程空分设备主换热器热端温差对膨胀空气量和高压空气流量及压力的影响,提出选取合适的主换热器热端温差,可以使得空分设备的总功耗达到最小;提出随着内压缩流程空分设备液体比例的增加,适当选取较小一些的主换热器热端温差是有利的;分析了气体膨胀机效率和使用全液体膨胀机对热端温差选取和高压空气压力的影响。     

空分主换热器温差分布的计算与分析

简述了Praxair 2000m^3/h内压缩流程空分设备主换热器的流程和参数,利用数字计算机软件Maehcad7.0计算并作出了主换热器内部的传热温差分布曲线图,分析以主换热器内的温差分布情况,最后简单讨论了传热温差与不可逆损失的关系。     

空分主换热器温差分析的计算与分析

简述了Praxair 2 0 0 0 0m3/h内压缩流程空分设备主换热器的流程和参数 ,利用数字计算机软件Maehcad7 0计算并作出了主换热器内部的传热温差分布曲线图 ,分析以主换热器内的温差分布情况 ,最后简单讨论了传热温差与不可逆损失的关系。     

空分设备主换热器增压通道冰堵故障分析及处理

由于膨胀机增压端后冷却器内漏,30000 m3/h空分设备在临时停车再开车时出现了主换热器增压通道阻力增大现象。采取临时停车对增压通道进行局部加温的方法未能排除故障,后启动空压机,对主换热器部位进行加温解冻才解决问题。简介主换热器增压通道冰堵后的参数变化情况,介绍堵塞通道解冻的具体过程。     

建筑物通风换热器工作特性的实验研究

用实验手段对自行设计加工的用于空调系统中显热回收的通风换热器进行研究，得到了空调房间室内、外温差和不同迎面风速对换热器的换热性能和流动阻力特性的影响，拟合出了该换热器的传热和流动阻力准则关系式；以冬季工况为例进行了节能效果分析；实验结果表明，该换热器的换热效率可以达到64．5％，其阻力损失不超过20Pa，具有明显的节能效果。说明其在实际应用中是可行的、有效的，是值得推广的空调节能技术。     

商用制冷装置节能途径

本文对商用制冷装置的换热设备进行分析，得出换热器的效率，并分析了影响效率的温度和压力效率，从传热温差和流动阻力两方面分析其对换热器损的影响；在对换热器进行优化设计和强化传热方面提出了几点建议；在具有可回收能量的设计和使用中，应推广热管换热器；并从制冷装置循环形式的选择和系统运行等方面分析其节能的途径。     

填料间壁式低温换热器研究

换热器是低温设备的重要部件，研制高效换热器可以大大提高低温设备的性能。提供了换热器传热及流动阻力计算所需的部分实验数据，提出了以网络概念分析这种换热器传热过程的方法和建模方法。计算机解给出了完整的温度分布和效率，计算机模拟分析了诸项损失对换热器性能的影响。     

主换热器效率下降导致空分设备被迫停车的分析与处理

介绍了永钢21000m3/h空分设备因主换热器换热效率下降而被迫停车故障的经过,分析后得出原因为:空压机泄漏的润滑油进入主换热器并冻结成油薄膜,使换热系数降低,最后阐述了处理过程。     

自动控制元器件在空气源热泵（冷水）机组中的应用

空气源热泵（冷水）机组以空气作为热源,释放热量或吸收热量,每个运行周期内空气温度和含湿量跨度大,水温从低到高变化大,机组运行条件恶劣,需要完善的控制。本文分析空气源热泵（冷水）机组控制中的主要难点：制冷剂流量控制、除霜、压缩机保护、换热器防冻保护。依据产品开发中自动控制元器件应用的经验,提出提高可靠性、保证能效和降低成本的方案和策略。     

地下水源热泵流量经济性分析及地下水有效利用

地下水源热泵具有显著的经济性,但对地下水资源保护产生不利影响。本文建立地下水源热泵流量分析模型和典型的基准状态,从节能和地下水节约利用两方面综合分析设计工况下板式换热器循环流量和地下水流量最佳范围,以及地下水取用单价的合理范围。结果表明：在基准状态下,板换循环设计温差应在5～6℃左右,比10℃温差工况系统能耗减少2.6%;水电单价比为0.2：1时,水费仅占总费用的9%,经济工况区范围为循环水温差在5～7℃之间,井水温差在10～13℃之间;水电单价比在0.5：1到0.75：1之间对提高地下水利用率较为适合;水电单价比为1.5：1时,地下水源热泵与空气源热泵的运行费用相当。     

大型空分设备增设空气-污氮预热器的经济性探析

通过增设空气-污氮预热器,使污氮气吸收空压机的压缩热,从而提高污氮气温度,降低分子筛纯化系统中加热器的能耗,达到节能的目的。但预热器会使空分系统的阻力增加．进而使能耗上升。通过分析比较能耗降低量和因阻力而产生的能耗增加量,探讨增设空气-污氮预热器的经济性。     

气体压缩机中冷器的节能节材实验研究

中冷器的主要功能是排除气体被压缩过程产生的热量,是提高压缩机效率的重要设备。从传热阻力看,壳程空气的热阻占总热组的80%以上,壳程气体阻力大,风机或压缩机能耗较大。要提高中冷器的传热性能,关键是强化壳程空气的对流传热和减小壳程空气的流动阻力。着重介绍气冷侧强化传热技术产生的节能效益,建立扭曲管中冷器和传统弓形折流板中冷器并行对比实验测试平台,通过改变壳程空气质量流量、管内循环水温度和流量等参数以测试其热力性能和压降损失,实验结果表明,扭曲管中冷器的壳程气体压降小,综合传热性能明显优于传统弓形折流板中冷器35%-87%,低Re数条件下尤为显著。对压缩机冷却系统的优化设计有一定的指导作用。     

Experimental investigation of a CO2 automotive air conditioner

In this study, a CO₂ automotive air conditioner prototype was designed and constructed. The compressor was of swash plate design; the gas cooler and evaporator were made of fin-tubes; a manual expansion valve and an internal heat exchanger accumulator were used. The lubricant, the CO₂ charge, the evaporator outlet pressure, the compressor speed, the air inlet temperature and flow rate of the gas cooler and the air flow rate of the evaporator were varied and the performance of the prototype was experimentally investigated in detail. The cooling capacity, compressor power consumption, CO₂ mass flow rate, and COP value were analyzed. The experimental results showed that the CO₂ system performance was greatly affected by different lubricants; the CO₂ system performance was sensitive to the mass charge; the high side pressure affected the system performance greatly and a high side pressure controller was needed.     

不同气象条件下热回收装置的适用性分析

采用空气热回收装置可以回收排风中的能量,使送入室内的新风参数尽量接近室内状态点,从而减少加热或冷却新风的能量消耗。选择具有典型气候的广州、乌鲁木齐两城市,对冬夏季室外空气温湿度逐时参数进行了分析,比较了两地新风能耗的差异及全热与显热交换器在上述两地的节能情况,进而指出了两种热回收装置在应用时应遵守的原则。     

Analytical treatment of counterflow pulse-tube refrigerators

In our laboratory we work an a new type of pulse-tube refrigerator. A complete set of relations is derived for the operation of counterflow pulse-tube refrigerators. The input parameters depend on the working fluid, the geometries of the pulse tube and the counterflow heat exchanger, and the compressor characteristics. The calculated molar flow in the heat exchanger agree within 5% with the measured value. The calculated and experimental lowest temperature and the temperature difference between the hot and cold gas in the heat exchanger agree within 10%. This larger difference is caused by difference between the modelled and real heat exchanger.