板式换热器供热系统的节能设计

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宽流道，较小的高宽比还能减小板片间水的沿程阻 力。一般的板片高宽比可以达到２．２～２．５，也有
热机组小于５ ＭＹ／。所以，机组中循环水泵不会很 大（Ｎ＜３０ ｋＷ），适宜选择中低比转数的离心泵。这 种泵的ＧＨ曲线较平坦，或者说压头的变化较缓 慢；而（｝Ｎ曲线则因流量减小而压头增加不多，轴功
达１．６的板片，很适合于供热系统。增加流道数量
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Ｊ
Ｊ
来减小压降，而应进行合理设计，达到既满足压降
需要又不会使得换热器冗余大的目的。对换热器 计算时的误差预留量和安全富余量也要控制，应不 超过５％，即Ｆｈ≤１．０５。
换热余量和污垢热阻两者不能混淆也不能同
时使用。对板片污垢问题，用对传热系数计算时考 虑污垢修正系数的方式来解决，不采用凭经验或估
［２］贺平，孙刚，王飞，等．供热工程［Ｍ］．４朊北京：中国
建筑工业出版社，２０．０９：２８５—２８７ ［３］李爽，赵华，赵加宁．间接连接系统换热器余量对热力 工况的影响［刀．煤气与热力，２０１０，３０（５）：１１—１６ ［４］徐选才．现有板式换热器的供热品质及其结构改善措 施［Ｊ］．暖通空调，１９９６，２６（１）：３９—４２ ［５］蔡增基，龙天渝．流体力学泵与风机［Ｍ］．５版．北京： 中国建筑工业出版社，２００９：３１２—３１４ ［６］周文学，吴军．换热机组在节能环境下的问题与发展 趋势［Ｊ］．区域供热，２００９（１）：４４—５０
等。
ＣＪＪ ３４—２０１０《城镇供热管网设计规范》（以下
简称《新设计规范》）第１０．３．１０条中规定换热器不 设备用，以往要求换热器不少于２台，其中ｌ台出
现故障停运，其他换热器满足总负荷７０％，从而造 成换热器余量过大的做法已没有了依据，实际经验
也证明了板式换热器至少能稳定运行一个供暖季 以上。为满足换热器压力降的要求，常采用增加板
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１．１换热器的计算
根据文献Ｅ１－］计算出换热器二次侧（即二级管
网）的实际供回水温度
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（２）
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片的方法，特别是当室内供暖采用低温地面辐射系
统时，管网流量很大，为减小换热器压降不得不增 加板片。对此，ＪＧＪ ２６—２０１０《严寒和寒冷地区居
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住建筑节能设计标准》（以下简称《新节能标准》）第 ５．３．８条中提出：热力站不为低温地面辐射供暖系 统直接提供温度低于６０℃的热水，这就解决了地 、面辐射供暖系统无谓地增大换热器的问题。目前 的重点是对一般的换热器，同样不能依靠增加板片
是要求选用单板面积小的板片，以此来增加板片数 量，增大水的流通断面。
率却下降较快，曲线较陡；Ｇ仉曲线则较平嘲，很适合
于计量供热工况。泵的比转数‰＿般为５０～１００。
１．２．３角孔流速：以小于３ ｍ／ｓ的控制流速，确定
板片的角孔口径。当角孔口径无法满足流速要求 时，可采用多台换热器并联的方式来解决。 ２循环水泵的设计选型及工艺系统的压力降 ２．１循环水泵的设计 《新节能标准》第５．２．１６条中明确提出了对供
式中Ｇ为循环水泵流量，ｍ３／ｓ，Ｇ一鹾；Ｈ为循环
水泵扬程，ｍ；ｒｂ为循环水泵的全效率。
设
Ｈ；２０．４＋口∑Ｌ
将式（５），（６）代入式（４），整理后得：
（６）
管径、水泵效率等无关。管道长度确定后，泵的扬 程也就被限定在式（６）范围内了。所以，二级管网
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…
中以实际流量Ｇ２计算得出的热力站、室外管网和 用户室内系统总压降∑Ａｐ，不应超过上限值
Ｇ２≤弛Ｇ：
珈
得出实际水泵流量为
（８）
式中ＥＨＲ为循环水泵的耗电输热比；Ｎ为水泵
依式（８），循环泵的流量与泵的效能标准》吼值为基准的水泵实际 效率的提高幅度以内。以热负荷２
０００
在设计工况点的轴功率，ｋｗ；Ｑ为建筑供热负荷， ｋＷ，Ｑ一４ １８７Ｇ：扯；刀为电动机和传动部分的效
１．２．１水流程：采用单流程，为一次侧水上进下 出，二次侧水下进上出的逆流换热方式。 １．２．２板间流速：控制在０．５ ｍ／ｓ以下，０．３～０．４ ｍ／ｓ为宜［４］。控制流速的方法是加大流道宽度和 增加流道数量。可通过选用高宽比小的板片来加
万方数据
２０１２（４）
张海宁：板式换热器供热系统的节能设计
ｗｉｔｈ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒｓ
Ｂｙ Ｚｈｏｎｇ Ｈｏｍ｜ｎｇ★ Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｂｙ ａｎａｌｙｚｉｎｇ ｔｈｅ ｏｐｅｒａｔｉｏｎ ｐａｒａｍｅｔｅｒ ｄｅｖｉａｔｉｏｎ ｆｒｏｍ ｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ ｖａｌｕｅｓ，ｐｒｅｓｅｎｔｓ ｔｈｅ ｋｅｙ
ｐｏｉｎｔｓ ｏｆ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｄｅｓｉｇｎ ｆｏｒ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒｓ．Ｒｅｐｒｅｓｅｎｔｓ ｔｈｅ ｓｅｌｅｃｔｉｏｎ ｏｆ ｃｉｒｃｕｌａｔｉｎｇ ｐｕｍｐｓ ａｎｄ ｄｅｔｅｒｍｉｎａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｓｙｓｔｅｍ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ ｈｅａｔｉｎｇ，ｆｌａｔ ｐｌａｔｅ ｈｅａｔ ｅｘｃｈａｎｇｅｒ，ｃｉｒｃｕｌａｔｉｎｇ ｐｕｍｐ，ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｄｒｏｐ，ｅｎｅｒｇｙ ｓａｖｉｎｇ
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暖通空调ＨＶ＆ＡＣ
２０１２年第４２卷第４期
设备开发
在表２的计算中，热力站内和机组的管路比摩 阻参考《新设计规范》选取２５０～３００ Ｐａ／ｍ，没有执 行ＣＪ／Ｔ １９ｌ一２００４《板式换热机组》标准。因为 ＣＪ／Ｔ １９ｌ一２００４标准中限定管内流速（一次侧２．５ ｍ／ｓ、二次侧３．０ ｍ／ｓ）的做法不合适。换热机组的 规格小于５ Ｍｗ，机组中管道的管径一般不大于 ＤＮ２００，当管内流速为３．０ ｍ／ｓ。时管道的比摩阻要 远大于３００ Ｐａ／ｍ，结果造成管路压降过大。 考虑到目前热力站会建在高层建筑地下室内， 街区管网进入地下室后到热力站还有一段距离，故
来说是一、二次侧）的实际流量偏离设计值；换热器
（室内系统散热器）的实际换热（散热）面积过大。
热器的特性系数，６—０．３２；Ｆｓ，Ｆ：分别为室内系统 散热器的实际散热面积、设计散热面积，ｍ２；ｆ幺，￡；ｎ
分别为室外计算温度下，二次侧的设计供、回水温
板式换热器一般有２０％～２５％富余换热面积，或
更高。其结果造成了管网的动力消耗增加；换热器 的传热量增大；电能和热量浪费。从供热运行角度
度，℃；Ｇ２，ｄ分别为室外计算温度下，二次侧实际
流量、设计流量，ｍ３／ｓ。
讲，这种工况的偏差是难于消除和避免的。
为了达到既满足供热实际需求又符合节能标 准的目的，在板式换热机组的设计上，本文进行了 有关偏差控制的探索。
１
再根据文献Ｅ２］得：
ｔｌｇ－－ｔｌｈ一击（ｒｊ。一ｔ：ｎ）
板式换热器的设计与节能
设备开发
暖通宅调ＨＶ＆ＡＣ
２０１２年第４２卷第４期
板式换热器供热系统的节能设计
秦皇岛市热力总公司张海宁☆
摘要通过分析供热系统设计工况与运行工况出现偏差的原因，相应提出了换热器优化 设计的要点。同时给出了循环水泵的设计选型和系统压降的确定方法。
关键词供热板式换热器循环水泵压降节能
Ｅｎｅｒｇｙ ｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ ｈｅａｔｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ
☆张海宁，男，１９６３年１０月生．大学．教授级高级工程师 ０６６０００河北秦皇岛市海港区海阳路２５６—４号
（０３３５）３２２２９０５ Ｅ—ｍａｉｌ：ｑｒｌ８０５＠１６３．ｃｏｍ
－２一爵６２
收稿日期：２０１１一０８—１８
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设备开发
换热器存在余量主要是满足换热器的备用和 压力降需要以及计算时的误差预留量、富余量
计增加换热器富余面积的做法。鉴于管网中在普 遍使用软化水，板片污垢对传热的影响在逐渐减 小。同时，管网运行初期设备刚投产无污垢，换热 器余量增大，对使用水处理较好的热力站，这种状
况将持续存在。所以，选择板片的污垢系数不要很
大，可视运行情况在０．０００
ｍ２・℃／Ｗ之间取值。
００９～０．０００ ０１７
１．２换热器设计 换热器的设计涉及到板片波形、单板面积、流 程、流道数、板间距、角孔口径、板间流速等。在保 证换热面积的前提下，换热器设计应是控制其压力 降在允许值以内（本文２．２．１中将给出控制范围）。
２６—９５《民用建筑节能设计标准（采暖居住建筑部 分）》提高了２％～８％。
表１循环水泵最低效率订ｂ值
则热力站内的管路及设备的压降就有了一个明确
的范围，见表２。
表２热力站内一、二次侧管路、设备允许压降
按照《新节能标准》第５．２．１１条的规定，热力站
的供热规模将不大于１０万ｍ２，采用《新设计规范》
第３．１．２条的供暖热指标推荐值４５ ｗ／ｍｚ计算，换
参考文献：
［１］张海宁．供热运行调节实际工况与设计工况偏差的分 析与测试［Ｊ］．煤气与热力，１９９２，１２（１）：５７—６０
此段管道应一并计入热力站内管路进行计算。 一次侧管路和换热器的总压降按不超过１００
ｋＰａ计算。
２．２．２减小工艺系统压降的方法主要是：以控制
换热器板间流速为主减小换热器压降；以控制比摩 阻为主选择管道的管径。同时，还要注意管路中阀
小的板片；并优化组合板片，避免因板片设计选型 等造成换热器冗余过大。 ３．２循环水泵应选择高效率、低比转数的离心泵， 并按照一定的规则确定水泵的流量和扬程，才能使 泵的运行符合节能标准要求。 ３．３将换热机组工艺系统的压力降控制在允许的
范围内是执行好节能标准的关键。
３．４换热机组在出厂时应标明该产品所适应或要 求的管网的温度压力、允许压降、流量范围、水质等 条件，从而保证其高效率的工作。
Ｄｉｓｔｒｉｃｔ Ｈｅａｔｉｎｇ
★Ｑｉｎｈｕａｎｇｄａｏ
Ｃｏ．，Ｑｉｎｈｕａｎｇｄａｏ，Ｈｅｂｅｉ Ｐｒｏｖｉｎｃｅ；，Ｃｈｉｎａ
在供热系统中，存在着实际运行工况与设计工
况的偏差，原因是：一、二级供热管网（对换热机组
式中ｔ：。，ｔｚｈ分别为室外计算温度下，二次侧的实 际供、回水温度，℃；ｔ。为室内计算温度，℃；ｂ为散
Ｈ（Ｈ≤∑Ａｐ，一般情况下小于３２ ｍ）。 ２．２机组工艺系统的压力降 ２．２．１在式（６）中，ｎ∑Ｌ为包含局部阻力在内的 室外管网压力降。２０．４ １ＴＩ是室内供暖系统和热力 站的压降之和，目前室内供暖系统的压降通常小于 等于５０ ｋＰａ（包含了供热计量系统和调节阀等），
２．１．１选择水泵时需确认其运转在较高的效率区 域内。表１列出了不同热负荷、电动机传动连接方 式的循环水泵的最低效率啦值，此数值比原ＪＧＪ
门的影响。换热机组要尽量少设置阀门，必要的关
断阀尽可能选用球阀，因为蝶阀、截止阀等的局部
阻力很大。借鉴北欧国家的设计，在循环泵出口处
取消止回阀‘６｜。
３ ３．１
结论
换热器计算时，应严格控制换热器余量和污
垢系数；设计上要开发和选择高宽ｔｔｄ，、单板面积
・简讯・
｛娩｝．趟５：界延‘：｝｛！；；｝．｛！矫延５币｛！；币｛！铂；延５乔｛擎不过；尔也秽档贫迪旒采嫩裆乖迪铂对幻—也街心镅砖场译延铂肆鹭察过镅Ｒ场再过甥趟纫Ｒ场芦出乖迪铂砖吻琴迪钎心铂蟪场奉过铂吣场萍２乖迪旒Ｒ场产迪硫ｓ场译姥钎；≈坏 《暖通空调》杂志社拟开辟获奖工程网上专题
率；Ａｔ为设计供回水温差，℃；Ａ为与热负荷有关
ｋＷ、联轴
的计算系数；∑０为室外主干线（包括供回水管）总 长度，ｍ；口为与∑Ｌ有关的计算系数。
（５）
器连接方式的换热机组为例，水泵实际工况点的
舢值在７０％左右时，泵效率比《新节能标准》提高 约４０％，二次侧的实际水流量就可以是Ｇ２≈ １．４Ｇ。此时泵的轴功率Ｎ和输送的热量Ｑ没变 化，该水泵仍满足耗电输热比（ＥＨＲ）的要求。 ２．１．３式（６）中Ｈ是循环泵扬程的上限值，它只 与二级管网最不利环路的管道长度有关，与管网的
２．１．２分析式（５），当保持泵的扬程Ｈ不变时，选 择水泵实际工况点的流量为Ｇ２，对应水泵的实际 效率为嗨ｓ（轴≥伽），实际轴功率为Ｎ。，为使Ｎｓ≤
Ｎ，则有
热系统动力消耗的控制指标，即循环水泵的耗电输 热比（ＥＨＲ）应符合下式要求：
ＥＨＲ一是≤塑学（４）
Ｎ一了９７而０Ｇ—Ｈ
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