引言换热是换热站运行过程中必不可少的一项工序。换热技术是换热系统的核心技术之一，主要将机械能转换为电能，再将电能转换为热能。换热系统在运行过程中通过换热将高温热水或蒸汽传输到用户供热管道中，从而实现对用户的集中供热[1]。目前，换热站的供热需求不断提高，在纬度较高的地区，冬季供暖主要采用换热站集中式供暖，使换热站供热负荷提高。为了满足超高供热负荷需求，需要采取有效手段提高换热站的换热效率，有必要对换热站换热技术进行研究。传统换热技术在实际应用中的换热量较低，能耗较高，无法取得预期的换热效果，还存在较大的优化和完善空间。为了协调因人口增长、城市经济发展所带来的热负荷需求以及提高供热管网供热能力，相关学者与专家提出大温差吸收式换热技术。1换热站大温差吸收式换热技术设计1.1换热数学模型及结构设计根据换热站大温差吸收式换热需求，提出如下假设：（1）在整个换热过程中只有吸热介质与放热介质携带能量，两个介质之间不存在质量交换。（2）考虑换热过程中，摩擦和热漏会引起不可逆效应，因此换热过程中热源温度与传热量之间需要满足如下关系：PP*=εKK*P*Pe=εwKuKm (1)式中：P——换热机组放热介质放出的热量；P*——换热机组热量吸收介质吸收的热量；ε——换热机组因摩擦和热漏引起不可逆效应；K——换热机组高位热源温度；K*——换热机组低位热源温度；P*——吸收式热泵放热介质放出的热量；Pe——吸收式热泵热量吸收介质吸收的热量；εw——吸收式热泵因摩擦和热漏引起不可逆效应；Ku——吸收式热泵高位热源温度；Km——吸收式热泵低位热源温度[2]。此外，根据能量守恒定量，整个换热过程中放热介质与吸热介质的进出口温度需要满足如下条件：kF1-T2=F3-F4 (2)式中：k——转换系数；F1——换热机组循环结束后放热介质出口温度；T2——吸收式热泵循环结束后放热介质出口温度；F3——换热机组循环结束前吸热介质入口温度；F4——吸收式热泵循环结束前吸热介质入口温度[3]。根据以上假设和约束条件，建立大温差吸收式换热数学模型如下：kF1-F1*F3-F4=εKK*kF1-T2F3-F3*=εwKuKm (3)式中：F1*——换热机组放热介质的比热容；F3*——换热机组吸热介质的比热容[4]。大温差吸收式换热结构如图1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.06.016.F001图1大温差吸收式换热结构由图1可知，通过热机高、低位热源循环，放热介质入口与吸热介质出口产生较大的温差，通过热泵高、低位热源循环，使吸热介质入口与放热介质出口产生较大的温差，从而产生有用能，利用该有用能驱动换热机组运行，产生热能，从而达到吸收式换热目的。1.2一次水与二次水大温差形成大温差吸收式换热数学模型和结构中，换热过程主要依靠吸收式热泵，其作为吸收式换热结构中重要构件，主要作用是形成一次水与二次水大温差[5]。吸收式热泵主要由冷凝器、吸收器、发生器、蒸发器共4部分组成，吸收式热泵形成一次水与二次水之间的大温差，对热泵的热力系数具有一定要求，热力系数可以反映吸收式热泵的运行性能。δ=R/N (4)式中：δ——吸收式热泵形成一次水与二次水大温差的热力系数；R——吸收式热泵的制热量；N——吸收式热泵消耗的热量[6]。热力系数越高，吸收式热泵产生的一次水与二次水温差越大，有用能越大。根据实际需求，选择相应的吸收式热泵，将其串联到换热机组换热回路上[7]。吸收式热泵发生器中的高温水为初始驱动热源，利用发生器中的高温水加热泵内部的溶液，使之形成一股冷气，经压缩后，再经管道输送至吸收器，吸收器引导压缩液流动。部分冷气进入冷凝器，使热水凝结，凝结过程会释放大量蒸汽，产生大量的热量，并将热量转移至二次水，从而使原本处于低温的二次水升温[8]；另一部分冷剂蒸汽导流到蒸发器中，在低压环境下对其进行蒸发，并与蒸发器中的一次水接触，将原本温度较高的一次水降温，降温后的一次水与升温后的二次水形成较大的温度差。1.3吸收式传递及换热对一次水与二次水形成的温差进行能量传递与转换，将其转换成热能。根据实际需求，设计高、中、低3个温度等级，将降温后的一次水作为低位热源，将升温后的二次水作为高位热源。换热机组循环运行于吸热介质出口与放热介质出口之间，在输入功量的作用下，一次水与二次水中的热量被吸收式热泵提取，与输入换热机组的功量合并，转换为新的热量被输入到吸热介质中，再利用吸热介质对热能进行吸收，以此反复循环，不断产生热能。换热机组循环热能转换的有效能用方程式为：Ye-Yr=W+△Ye+△Ex+△Ez (5)式中：Ye——单位时间内一次水流出的有效能；Yr——单位时间内二次水流出的有效能；W——单位时间内热泵循环与热机循环之间传递的有用功；△Ye——单位时间内传热机组循环与放热介质之间的传热有效能损耗；△Ex——单位时间内传热机组循环与吸热介质之间的传热有效能损耗；△Ez——单位时间内传热机组循环的有效能损耗。吸收式热泵循环热能转换的有效能用方程式为：W=△Yv+△Yc+△Yn+Eε+Eσ (6)式中：△Yv——单位时间内吸收式热泵循环与吸热介质之间的传热有效能损耗；△Yc——单位时间内吸收式热泵循环与放热介质之间的传热有效能损耗；△Yn——单位时间内吸收式热泵循环的有效能损耗；Eε——单位时间内流入吸收介质的热量有效能；Eσ——单位时间内流出放热介质的热量有效能。吸收式热泵利用式(6)传热，再利用传热机组接收热能，利用式(5)将热能转换为驱动能，将驱动能代入到建立的换热数学模型中，进行热能转换，以此完成大温差吸收式换热。2实验论证2.1实验准备及设计为了验证换热站大温差吸收式换热技术的可行性与可靠性，选择某换热站为实验对象，该换热站有1个锅炉、两台换热器、两台冷凝器。利用此次设计技术与传统技术对该换热站实现大温差吸收式换热，传统技术选择换热站比较常用的换热技术，分别为基于真空相变技术（传统技术1）和基于场协同理论技术（传统技术2）。实验准备一台SAFKH/A24F吸收式热泵，将其与换热站换热机组并联连接，将换热机组放热介质入口温度设定为150 ℃，出口温度设定为100 ℃；将吸收式热泵吸热介质入口温度设定为100 ℃，出口温度设定为150 ℃。第一段蒸发器蒸发温度设定为200 ℃，第二段蒸发器蒸发温度设定为180 ℃，冷凝器冷凝温度设定为-100 ℃，按照上述流程对换热站进行换热。2.2实验结果及论证换热量是换热技术重要评价指标，换热量越大，表示换热效率越高。对本次提出技术的换热量进行测试，开展时间为80 h的大温差吸收式换热，每隔10 h记录1次换热量，使用电子表格对实验数据进行记录。3种换热技术的换热量对比如表1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.06.016.T001表13种换热技术的换热量对比时间/h设计技术传统技术1传统技术2101 126.561 003.261 002.17201 934.781 564.581 452.74303 352.482 136.481 864.28404 529.753 124.522 148.26505 353.863 946.743 564.48606 446.754 236.514 125.84707 122.515 186.184 865.15808 036.345 986.475 468.57kW由表1可知，采用设计技术的换热站换热量较大，换热效率为100.45 kW/h，换热站运行时间达到80 h时，总换热量达到8 036.34 kW，比传统技术1高出34.24%，比传统技术2高出46.96%，实现了大温差的换热，具有较好的换热效果，设计系统换热量优于两种传统系统。为了进一步验证设计技术的适用性，以能耗作为3种技术的评价指标，由于水温变化会影响换热站能耗，以40~80 ℃作为初始温度变化参数，通过不断提高温度变化范围，记录3种技术应用下换热站能耗的情况。3种换热技术应用下换热站能耗对比如图2所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2023.06.016.F002图23种换热技术应用下换热站能耗对比由图2可知，设计技术应用下的换热站能耗比较低，温度变化达到100 ℃时，换热站一次换热能耗仅为112.36 kW，虽然换热能耗会随着温度变化范围增大而增大，但是增长幅度较小，说明设计技术节能效果较好。两种传统技术单次换热能耗相对较高，温度变化达到100 ℃时，传统技术1与传统技术2的单次换热能耗分别为154.62 kW、151.24 kW，远高于传统技术，且换热能耗会随着温度变化范围的扩大而大幅度增长，节能效果远低于设计技术。在换热效率和节能方面，设计技术均优于两种传统技术，具有良好的换热效果，更适用于换热站大温差吸收式换热应用。3结语针对传统技术存在的不足，提出大温差吸收式换热技术思路，并通过实验论证思路的可行性与可靠性，有效提高了换热站大温差吸收式换热量，降低了换热能耗。此次研究对提高换热站节能减排技术水平、降低换热站换热成本、丰富大温差吸收式换热技术理论具有良好的意义。但是由于研究时间有限，提出的技术尚未在实际工程中进行大量操作与应用，在某些方面可能存在一些不足，今后会对该课题展开深层次探究，为换热站大温差吸收式换热提供技术支撑。