【論文摘要】結合高原特點，介紹了40KW高原暖風機研究中爐膛和換熱面的設計原則以及結合高原特點解決的關鍵技術。
一、引言
高原暖風機的工作原理是燃油經壓力霧化噴入燃燒室燃燒，產生的高溫煙氣通過間壁式換熱裝置加熱由送風機送入換熱通道的室外冷空氣，被加熱的空氣送入室內（帳篷）取暖。
該供暖方式是提供的空氣品質高，無明火，且機組機動性好，操作自動化程度高，適合于部隊指揮機關、野占醫院、機要通訊及野占修理等部門冬季野營取暖使用，也適全速于寒冷季節，鐵路、石油、天然氣部門野外作業時使用。
總后建筑工程研究所于1997年國內首先研制了平原40KW和20KW暖風機，取得了許多成功的經驗。隨著應用范圍和地區的擴大，高原暖風機的需求量日益增大。為了滿足這種需求，又于2000年開始，著手研制高原暖風機。
高原暖風機要求能在海拔5000米地區安全、可靠地工作。在這樣的海拔高度，其大氣壓力只有平原時的1/2，由此給暖風機的設計帶來了系列問題。關鍵技術是爐膛和換熱面積正確設計、燃燒器和燃燒系統的改進、系統阻力的確定和送風機的選擇等。我們充分利用了平原暖風機成功的經驗，采用實驗和理論相結合的方法解決了以上關鍵技術，于2001年研究成功了40KW高原暖風機，并投入了小批量生產，用戶反映良好。本文就是我們在研制過程中考慮的一些設計原則和關鍵技術解決方法做簡要說明。
二、爐膛和換熱面積的正確設計
與平原暖風機相比，高原暖風機的爐膛容積和換熱面積都必須增大。這是因為高原上單位體積空氣中的含氧量大大下降，爐膛中油霧和氧的接觸條件變差，為保證油的完全燃燒，煙氣需要在爐內有更長的停留時間，這就需要更大的爐膛容積。
燃燒室容積設計的一個重要指標是容積熱負荷qv[w/m3]，qv過高或過低均將增加不完全燃燒損失，影響系統的經濟性，甚至容易發生事故，使爐子不能工作。例如過小的qv將使爐內煙溫過低，火焰可能熄滅和燃燒發生不穩定現象。過大的qv使爐膛壁溫過高，（冷卻工質是空氣），以致超過金屬的允許溫度，同時使爐膛出口溫度過高，導致輻射換熱面與對流換熱的比例不當，本體總的金屬耗吭黽印?v的正確取值應該是根據長期運行經驗來確定的。高原暖風機初次設計時，沒有運行經驗可以借鑒，只能在平原暖風機的基礎上結合高原的特點進行理論分析的確定，由以上分析可知高原暖風機的qv應該比平原的小。
燃燒室形狀的設計必須與燃燒器性能相匹配，爐膛直徑要大于火焰的最大直徑，以免造成貼壁燃燒，爐膛長度要大于火焰的總長度。
燃燒室換熱面積的設計應使爐膛出口煙溫控制在1000℃左右。
根據以上的設計原則，配合計算，最后確定，40KW高原暖風機的作品熱負荷是平原時的64%，換熱面積是平原時的1.3倍。
爐膛出口后的換熱面的設計原則是：從傳熱出發，總換熱面的大小應能使排煙溫度在200℃左右，這樣，能使機組的熱效率達88%左右。另外，各并聯空氣通道的流量分配應大致和它們的換熱能力相匹配，以減少各通道空氣出口不等溫氣流混合造成的損，各換熱面兩側（煙側和空氣側）的換熱系數應盡量趨于接近，以使換熱面的利用程度達到最高。從流動阻力出發，由于高原上煙氣和空氣的體積流量大大增加，隨之阻力損失也大幅度增大，過大的阻力損失不僅使燃燒器和送風機的選型發生困難，而且對機組的總費用（初投資+經常運行費用）的不利，從這點出發，必須加大煙側和風側的流通面積。
對高原暖風機，燃油完全燃燒往往需要更大的空氣過乘系數，這導致理論燃燒溫度下降，爐內輻射換熱量和爐壁溫度下降，這些必需通過增大對流換熱面來彌補。
影響對流換熱強度的重要因素是雷諾數Re。高原運行時，如果煙、風側的質量流量不變，流通面積也不變，則Re數不變，從而使對流換熱系數不受大氣壓力的影響，但如前所述，從降低系統阻力損失出發，必須加大工質的流通面積，降低質量流速，從而使Re數減小，對流換熱系數減小，這也必須通過增大傳熱面積來彌補。綜上考慮以上因素并通過計算，最后確定的高原暖風機的總換熱容積約是平原時的1.4倍。
為了根本解決此類換熱器的設計計算問題，我們編制了熱力軟件，軟件經實測結果驗證，吻合較好。熱力計算軟件的編制解決了該類型系列設計計算問題，而且計算所得到的詳盡住處為暖風機結構的進一步優化提供了理論依據。
三、燃燒器和燃燒系統的改進
燃燒器是暖風機的關鍵部件，它的必能直接影響到爐膛工作的安全性和經濟性。
由于高原用燃燒器單位燃油管所需的助燃空氣的體積流量和所需克服的煙氣阻力成倍加大，使得常規的燃燒器手冊上找不到燃油量、風量、爐內內壓按這樣匹配的類型。為此我們采用了"大馬拉小車"的做法。例如：選擇的燃燒器的燃油量范圍為4kg/h至10kg/h，實際運行時，使用其4kg/h的噴油量和接近8kg/h的助燃風量。但即使這樣，高原試驗時，仍出現點火困難和高油壓時燃燒不穩定現象，分析認為，主要原因是過大的助燃空氣體積流量造成油嘴附近的風速過大，以致把火吹滅。燃燒器的助燃空氣分為三部分，根部風、由調風器形成的旋流風以及外圍二次風。設想通過加大外圈二次風的通流面積來減小根部風的風速。為此選擇了多次型式的噴燃器和噴火筒形狀并通過調節調風器在噴火筒內的位置來改變外圈二次風的通流面積。然后在平原和高原大氣環境下做小油量、大風量噴火實驗，以探索燃燒器的改進措施，并采用了電加熱器來預熱助燃空氣，從而很好地解決了高原燃燒時的點火困難和燃燒不穩定問題。
四、送風系統阻力的正確計算和送風機的選擇方法
送風機的性能直接影響到機組的供熱量，以及送風溫度的舒適感。而送風機的體積和重量影響到機組整體的大小及重量。
送風機的正確選擇的前提是系統阻力的正確計算。與平原相比，高原上磅風量和阻力成倍增大，因此系統空氣阻力的正確計算方法尤為重要。
系統空氣阻力包括本體、送風管和回風管三部分。由于本體結構的復雜性和送風管結構的特殊性，其當量阻力系統均無處可查，再加上系統的進風由回風管和百葉窗共同承擔，這樣，計算回風管阻力時還需要知道回風管中的流量。為此，我們對樣機在冷態情況下進行了一系列的阻力測試，并將測試結果整理成本體的阻抗、送風管的當量阻力系數等形式，從而得到了具有普遍意義的阻力計算方法，這套計算方法可用于相同結構類型暖風機平原和高原運行時風側阻力損失的預測。
送風機的選擇原則是首先必須滿足風量和風壓的要求，此外，還要考慮如下因素：
（1）低噪音；
（2）P-Q線應平滑，避免陡降型及峰型；
（3）選用外轉子風機；
（4）風機的外型尺寸應與暖風機尺寸相適應。
風機選型時，已知條件是高原條件下的空氣質量流量和系統的阻力損失，而風機給出的P-R線是在標準工況下特性，因此選型時必須進行折算。折算方法是，如已知高原上的質量送風為G（kg/h），系統阻力損失為h（pa），則折算到標準工況下風機的送風量和風壓分別為：
Q=（G/ρ）3600[m3/h]
P=1.2×Δh/ρ[pa]
式中ρ為高原當地的空氣密度[kg/m3]。
考慮到一些不可預的因素，對風機風量和壓頭分別取1.1和1.2的安全系數。
按以上方法選取的風機實際運行表明，滿足了各方面的要求。
在高原暖風機的研制中，我們解決了以上幾個關鍵技術，經過高原運行的多次實測和用戶長期運行考驗，排煙的CO成分接近零，機組熱效率達85%左右，供量達42KW左右，完全達到了預期的設計目標。
一、引言
高原暖風機的工作原理是燃油經壓力霧化噴入燃燒室燃燒，產生的高溫煙氣通過間壁式換熱裝置加熱由送風機送入換熱通道的室外冷空氣，被加熱的空氣送入室內（帳篷）取暖。
該供暖方式是提供的空氣品質高，無明火，且機組機動性好，操作自動化程度高，適合于部隊指揮機關、野占醫院、機要通訊及野占修理等部門冬季野營取暖使用，也適全速于寒冷季節，鐵路、石油、天然氣部門野外作業時使用。
總后建筑工程研究所于1997年國內首先研制了平原40KW和20KW暖風機，取得了許多成功的經驗。隨著應用范圍和地區的擴大，高原暖風機的需求量日益增大。為了滿足這種需求，又于2000年開始，著手研制高原暖風機。
高原暖風機要求能在海拔5000米地區安全、可靠地工作。在這樣的海拔高度，其大氣壓力只有平原時的1/2，由此給暖風機的設計帶來了系列問題。關鍵技術是爐膛和換熱面積正確設計、燃燒器和燃燒系統的改進、系統阻力的確定和送風機的選擇等。我們充分利用了平原暖風機成功的經驗，采用實驗和理論相結合的方法解決了以上關鍵技術，于2001年研究成功了40KW高原暖風機，并投入了小批量生產，用戶反映良好。本文就是我們在研制過程中考慮的一些設計原則和關鍵技術解決方法做簡要說明。
二、爐膛和換熱面積的正確設計
與平原暖風機相比，高原暖風機的爐膛容積和換熱面積都必須增大。這是因為高原上單位體積空氣中的含氧量大大下降，爐膛中油霧和氧的接觸條件變差，為保證油的完全燃燒，煙氣需要在爐內有更長的停留時間，這就需要更大的爐膛容積。
燃燒室容積設計的一個重要指標是容積熱負荷qv[w/m3]，qv過高或過低均將增加不完全燃燒損失，影響系統的經濟性，甚至容易發生事故，使爐子不能工作。例如過小的qv將使爐內煙溫過低，火焰可能熄滅和燃燒發生不穩定現象。過大的qv使爐膛壁溫過高，（冷卻工質是空氣），以致超過金屬的允許溫度，同時使爐膛出口溫度過高，導致輻射換熱面與對流換熱的比例不當，本體總的金屬耗吭黽印?v的正確取值應該是根據長期運行經驗來確定的。高原暖風機初次設計時，沒有運行經驗可以借鑒，只能在平原暖風機的基礎上結合高原的特點進行理論分析的確定，由以上分析可知高原暖風機的qv應該比平原的小。
燃燒室形狀的設計必須與燃燒器性能相匹配，爐膛直徑要大于火焰的最大直徑，以免造成貼壁燃燒，爐膛長度要大于火焰的總長度。
燃燒室換熱面積的設計應使爐膛出口煙溫控制在1000℃左右。
根據以上的設計原則，配合計算，最后確定，40KW高原暖風機的作品熱負荷是平原時的64%，換熱面積是平原時的1.3倍。
爐膛出口后的換熱面的設計原則是：從傳熱出發，總換熱面的大小應能使排煙溫度在200℃左右，這樣，能使機組的熱效率達88%左右。另外，各并聯空氣通道的流量分配應大致和它們的換熱能力相匹配，以減少各通道空氣出口不等溫氣流混合造成的損，各換熱面兩側（煙側和空氣側）的換熱系數應盡量趨于接近，以使換熱面的利用程度達到最高。從流動阻力出發，由于高原上煙氣和空氣的體積流量大大增加，隨之阻力損失也大幅度增大，過大的阻力損失不僅使燃燒器和送風機的選型發生困難，而且對機組的總費用（初投資+經常運行費用）的不利，從這點出發，必須加大煙側和風側的流通面積。
對高原暖風機，燃油完全燃燒往往需要更大的空氣過乘系數，這導致理論燃燒溫度下降，爐內輻射換熱量和爐壁溫度下降，這些必需通過增大對流換熱面來彌補。
影響對流換熱強度的重要因素是雷諾數Re。高原運行時，如果煙、風側的質量流量不變，流通面積也不變，則Re數不變，從而使對流換熱系數不受大氣壓力的影響，但如前所述，從降低系統阻力損失出發，必須加大工質的流通面積，降低質量流速，從而使Re數減小，對流換熱系數減小，這也必須通過增大傳熱面積來彌補。綜上考慮以上因素并通過計算，最后確定的高原暖風機的總換熱容積約是平原時的1.4倍。
為了根本解決此類換熱器的設計計算問題，我們編制了熱力軟件，軟件經實測結果驗證，吻合較好。熱力計算軟件的編制解決了該類型系列設計計算問題，而且計算所得到的詳盡住處為暖風機結構的進一步優化提供了理論依據。
三、燃燒器和燃燒系統的改進
燃燒器是暖風機的關鍵部件，它的必能直接影響到爐膛工作的安全性和經濟性。
由于高原用燃燒器單位燃油管所需的助燃空氣的體積流量和所需克服的煙氣阻力成倍加大，使得常規的燃燒器手冊上找不到燃油量、風量、爐內內壓按這樣匹配的類型。為此我們采用了"大馬拉小車"的做法。例如：選擇的燃燒器的燃油量范圍為4kg/h至10kg/h，實際運行時，使用其4kg/h的噴油量和接近8kg/h的助燃風量。但即使這樣，高原試驗時，仍出現點火困難和高油壓時燃燒不穩定現象，分析認為，主要原因是過大的助燃空氣體積流量造成油嘴附近的風速過大，以致把火吹滅。燃燒器的助燃空氣分為三部分，根部風、由調風器形成的旋流風以及外圍二次風。設想通過加大外圈二次風的通流面積來減小根部風的風速。為此選擇了多次型式的噴燃器和噴火筒形狀并通過調節調風器在噴火筒內的位置來改變外圈二次風的通流面積。然后在平原和高原大氣環境下做小油量、大風量噴火實驗，以探索燃燒器的改進措施，并采用了電加熱器來預熱助燃空氣，從而很好地解決了高原燃燒時的點火困難和燃燒不穩定問題。
四、送風系統阻力的正確計算和送風機的選擇方法
送風機的性能直接影響到機組的供熱量，以及送風溫度的舒適感。而送風機的體積和重量影響到機組整體的大小及重量。
送風機的正確選擇的前提是系統阻力的正確計算。與平原相比，高原上磅風量和阻力成倍增大，因此系統空氣阻力的正確計算方法尤為重要。
系統空氣阻力包括本體、送風管和回風管三部分。由于本體結構的復雜性和送風管結構的特殊性，其當量阻力系統均無處可查，再加上系統的進風由回風管和百葉窗共同承擔，這樣，計算回風管阻力時還需要知道回風管中的流量。為此，我們對樣機在冷態情況下進行了一系列的阻力測試，并將測試結果整理成本體的阻抗、送風管的當量阻力系數等形式，從而得到了具有普遍意義的阻力計算方法，這套計算方法可用于相同結構類型暖風機平原和高原運行時風側阻力損失的預測。
送風機的選擇原則是首先必須滿足風量和風壓的要求，此外，還要考慮如下因素：
（1）低噪音；
（2）P-Q線應平滑，避免陡降型及峰型；
（3）選用外轉子風機；
（4）風機的外型尺寸應與暖風機尺寸相適應。
風機選型時，已知條件是高原條件下的空氣質量流量和系統的阻力損失，而風機給出的P-R線是在標準工況下特性，因此選型時必須進行折算。折算方法是，如已知高原上的質量送風為G（kg/h），系統阻力損失為h（pa），則折算到標準工況下風機的送風量和風壓分別為：
Q=（G/ρ）3600[m3/h]
P=1.2×Δh/ρ[pa]
式中ρ為高原當地的空氣密度[kg/m3]。
考慮到一些不可預的因素，對風機風量和壓頭分別取1.1和1.2的安全系數。
按以上方法選取的風機實際運行表明，滿足了各方面的要求。
在高原暖風機的研制中，我們解決了以上幾個關鍵技術，經過高原運行的多次實測和用戶長期運行考驗，排煙的CO成分接近零，機組熱效率達85%左右，供量達42KW左右，完全達到了預期的設計目標。
