7.3. Використання теплообмінників із проміжним теплоносієм

Системи утилізації з проміжним теплоносієм складаються з теплоутиліза-торів, розташованих у каналах витяжного і припливного повітря, з'єднаних замкнутим циркуляційним контуром, заповненим проміжним теплоносієм. Циркуляція теплоносія здійснюється за допомогою насосів. Повітря, що витя­гується, передає своє тепло проміжному теплоносію, який нагріває припливне повітря.

Установки утилізації варто забезпечувати засобами контролю й автомати­чного регулювання.

Перевагами системи утилізації теплоти з проміжним теплоносієм є:

повна аеродинамічна ізоляція потоків припливного і витяжного повітря, що виключає можливість переносу запахів, бактерій і інших забруднень із повітря, що видаляється;

можливість установлювати системи утилізації при розміщенні приплив­них і витяжних установок на значній відстані одна від іншої;

можливість поєднувати в одну систему різну кількість припливних і ви­тяжних установок і різним тепловим потенціалом повітря, що видаля­ється;

можливість застосування водяних повітронагрівачів, що серійно випус­каються промисловістю;

-           можливість установлювати системи утилізації на діючих підприємствах. До недоліків систем утилізації теплоти з проміжним теплоносієм варто

віднести збільшення теплообмінної поверхні і металоємності системи.

У системах утилізації з проміжним теплоносієм можуть застосовуватися теплообмінники, які серійно випускаються: повітронагрівальники пластинчас­ті КВС, КВБ; повітронагрівальним (калорифери) біметалічні з накатним оре-брінням КСК; повітронагрівальники центральних кондиціонерів.

Для забезпечення циркуляції проміжного теплоносія застосовуються від­центрові насоси загального призначення.

Як проміжний теплоносій можуть застосовуватися незамерзаючі розчини солей і гликолів, а також вода.

Із незамерзаючих розчинів рекомендується застосовувати 28 відсотковий розчин нітриту натрію. Розчин виготовляється за масовим співвідношенням. Контроль за концентрацією розчину виконується 2 рази протягом опалюваль­ного сезону.

Якщо температура проміжного теплоносія в розрахунковому режимі не знижується нижче 5 °С, то як проміжний теплоносій застосовується вода. Во­да, яка використовується як теплоносій, повинна відповідати вимогам, вису­нутим до води теплових мереж із температурою 45 °С і вище в закритих кон­турах циркуляції. Вода з температурою нижче 45 °С у закритих контурах циркуляції повинна мати РН = 6,5...8,5 і містити (не більше): розчинений ки­сень 0,1 мг/л; зважені речовини 10 мг/л; карбонатна жорсткість 3 мг-екв/л.

Розрізняють наступні системи утилізації теплоти з проміжним теплоносієм:

система утилізації теплоти з проміжним теплоносієм при негативних початкових температурах припливного повітря і з перемінною витратою теплоносія;

система утилізації теплоти з проміжним теплоносієм у системах із пози­тивними початковими температурами припливного повітря;

система утилізації теплоти з проміжним теплоносієм у системах із нега­тивними початковими температурами припливного повітря і підігрівом теплоносія.

Розрахунок системи утилізації теплоти з проміжним теплоносієм при нега­тивних початкових температурах припливного повітря і перемінною витра­тою теплоносія

Вихідними даними для розрахунку є:

витрата витяжного і припливного повітря ЬТ і Ьх, кг/с;

початкова температура витяжного повітря tT, °С;

початкова температура припливного повітря, ^,°С;

початкова ентальпія витяжного повітря Нг, кДж/кг.

Визначається необхідний живий переріз по повітрю теплообмінників у витяжному і припливному каналах, м2:

де и, р — масова швидкість руху повітря в живому перерізі теплообмінників, приймають 4...8 кг/(м2-с).

Вибирається тип і кількість теплообмінників, установлюваних паралельно по ходу руху повітря, і визначається їхня теплообмінна поверхня Fsi в м2.

РФРІ = F - m- (7.35)

де F1, F2 — площа теплообміну кожного теплообмінника, м2; m — кількість теплообмінників.

Знаходиться фактична площа живого перерізу по повітрю для обраних те­плообмінників (/Лф1, /пф2).

Обчислюється фактична масова швидкість руху повітря в кг/(м2-с):

Визначається витрата проміжного теплоносія Єр у кг/с:


Значення відношення водяних еквівалентів w6 для каналу з великою ви­тратою повітря визначається за табл. 7.1.

Значення безрозмірних параметрів приймається як рівне двом (Fo1=Fo2=2), що відповідає оптимальним значенням температурної ефективно­сті установки і 9-12 рядам трубок за глибиною для теплообмінників, що випу­скаються промисловістю.

Прийняті відношення водяних еквівалентів w6 визначають максимальну витрату теплоносія, необхідну для запобігання обмерзання конденсату на теп­лообмінниках витяжного каналу. Циркуляція максимальної витрати теплоно­сія забезпечується паралельною роботою двох насосів при w6 = 2 або роботою одного насоса при w6 = 1.

При початкових температурах припливного повітря, що виключають мо­жливість обмерзання теплообмінників, витрата циркуляційного теплоносія скорочується в 2 рази шляхом відключення одного з насосів.

Обчислюється значення w,j для установки в каналі з меншою витратою повітря:

Швидкість руху проміжного теплоносія в трубках теплообмінників у ви­тяжному і припливному каналах w, м/с, визначається за формулою:

Швидкість руху теплоносія в трубках теплообмінника повинна бути в межах 0,5...2 м/с.

За обчисленим значенням фактичної масової швидкості і швидкості руху проміжного теплоносія з рис. 23, 24, 25 за дод. визначаються коефіцієнти теп­лопередачі К1 і К2 для кожного каналу.

Уточнюються коефіцієнти теплопередачі Кф, Вт/(м2-К), з урахуванням те­мпературної поправки:

Величина температурної поправки є, що враховує залежність коефіцієнта теплопередачі від температури, приймається рівною.

Визначається необхідна загальна теплообмінна поверхня повітронагріва­чів або повітроохолоджувачів F^, м2 ;

де F01, F02 — безрозмірний параметр поверхні.

Визначається необхідна кількість теплообмінників у шт., установлених послідовно по ходу руху повітря:

Приймаються найближчі бажані значення n, величина яких може бути менше розрахункової не більше ніж на 10 %.

Обчислюється фактична загальна теплообмінна поверхня F^^, м2:

р«-ф1 = П1 - V (7.43)

Визначаються фактичні значення безрозмірних параметрів:

Fофl = Kf^; Fоф2 = KfF^ . (7.44)

Якщо отримане значення Fo02 відрізняється від прийнятого Fo2 більше, ніж

на 25 %, то величина w6 уточнюється за рис. 38 дод., і розрахунок повторюєть­ся за формулами (7.37.7.44).

Визначаються температурні ефективності теплообмінників витяжного (вь ) і припливного (#tx) каналів за рис. 27 дод.з урахуванням F^1,w1 і F0ф2, w2.

Знаходиться загальна температурна ефективність установки по приплив­ному каналу

де f — поправочний коефіцієнт, що враховує збільшення теплового потоку за рахунок випадання конденсату на поверхні повітроохолоджувача.

У залежності від початкової температури припливного повітря і відносної вологості повітря, що видаляється, поправочний коефіцієнт приймається:

0,0285(f т — 1)(25 + txl)

при -25°С < txl <0 °С            f = f

при txi < -25 °С          f = f т

Таблиця 7.2


Значення коефіцієнту f т визначаються за табл. 7.2.

Обчислюється температура повітря tx2 у °С, нагрітого за рахунок утилізо­ваної теплоти :

tx2 =0m -{trA -tt2) + tt2. (7.46) Визначається кінцева ентальпія витяжного повітря Hx2, кДж/кг

яг2 = яг1 -­

(7.47)

За H — d діаграмою при Нг2 і <р =100 % визначається кінцева температура витяжного повітря.

Знаходиться температура проміжного теплоносія на вході в повітронагрі-вальник припливного каналу, що забезпечує кінцеву температуру припливно­го повітря:

tрп2 =ttх2 ~^ + в«'Іг2. (7.48)

Визначається температура проміжного теплоносія для повітропідігрівника припливного повітря в °С:

Якщо температура ^к2 більше 5 °С, то як проміжний теплоносій може за­стосовуватися вода. У цьому випадку варто провести перевірочний розраху­нок ^к2 при за вищенаведеними формулами.

Визначається утилізована теплова потужність у Вт при розрахунковій по­чатковій температурі припливного повітря.

Розрахунок системи утилізації теплоти з проміжним теплоносієм у систе­мах із позитивними температурами припливного повітря

Розрахунок проводиться з урахуванням того, що значення w6 приймається рівним одиниці. А у формулі (7.45) значення ^ приймається рівним одиниці.

Розрахунок системи утилізації теплоти з проміжним теплоносієм у систе­мах із негативними початковими температурами припливного повітря і піді­грівом теплоносія

Вихідними даними для розрахунку є:

- витрата витяжного і припливного повітря ЬТ і Lx, кг/с;

початкова температура витяжного повітря tT\,°C;

початкова ентальпія витяжного повітря Нг1, кДж/кг;

початкова температура припливного повітря tx1,°C;

кінцева температура припливного повітря tx2,°C.

Розрахунок виконується за формулами (7.34...7.44), як і попередній, при цьому відношення водяних еквівалентів приймається W6 = 1.

Визначається температурна ефективність установки, розташованої в при­пливному каналі за рис. 27 дод. з урахуванням значень F^2, w2.

Визначається температура проміжного теплоносія на вході в повітрона-грівальник припливного каналу:

Визначається температура проміжного теплоносія на виході з повітрона-грівальнику припливного каналу:

За значеннями tрп1 і F^ (tрп1 < tрк1) визначається режим роботи повітроохо­лоджувача: лівіше «границі сухого теплообміну» — режим конденсації, пра­віше — режим сухого теплообміну (див. рис. 28 дод.)

За наявності конденсації знаходиться вН™ за графіком, (рис. 28, дод.)при сухому теплообміні — вл за графіком, (рис. 27 дод.). За значеннями #НТ й вп обчислюється кінцева температура tl2:

де А, В — коефіцієнти, що враховують залежність ентальпії насиченого повіт­ря від температури, (приймаються з табл. 10 дод.).

ій = іп -вл (іп - ір.п1). (7.54) Визначається умовний коефіцієнт теплопередача Вт/(м2-К), що враховує тепло- і вологоперенесення в умовах наявності конденсату на поверхні повіт­роохолоджувача:

де у — коефіцієнт оребрення, (для повітропідігрівачів КТЦ у = 13, для повіт-ропідігрівачів КВС і КВБ у = 14,4, для повітропідігрівачів КСК у = 13,5);

авн, азов — коефіцієнти внутрішнього та зовнішнього теплообміну тепло­обмінників (приймаються з дод. рис. 29, 30).

При наявності конденсації визначається температура поверхні повітро­охолоджувача в °С наприкінці його по ходу руху повітря й оцінюється небез­пека замерзання конденсату:

X + A ї   сп ■ КГ f     + A BB)   B ■аов I B B Якщо ^ов1 менше -1°С, то необхідно передбачити захист повітроохоло­джувача засобами автоматичного регулювання.

Визначається температура проміжного теплоносія на виході з повітроохо­лоджувача tpKl, °С

при наявності конденсації за формулою:

к,, = — (Н, - Нг2) + tvn2; (7.57) при сухому теплообміні за формулою:

tv,, = tv,Ll + W,(t, - ігг). (7.58)

Визначається необхідний перепад температур підігрівача проміжного те­плоносія в °С:

At = tp.n.2 - tpKA. (7.59) Розрахунок підігрівника для підігріву проміжного теплоносія виконується за діючими методиками.

Гідравлічний розрахунок

Виконується розрахунок гідравлічного опору теплообмінників і трубо­проводів циркуляційного контуру.

Для систем, у яких як проміжний теплоносій використовується 28 відсот­ковий розчин нітриту натрію, втрати тиску від тертя в трубопроводах прийма­ється за з табл.11 дод. Гідравлічний опір теплообмінників у Па/м2 визначаєть­ся за формулою:

АР = С -а2, (7.60) де С — коефіцієнт, (Па-с2)/м4, що приймається за, табл. 12 дод.

У системі з негативними початковими температурами припливного повіт­ря і перемінною витратою теплоносія до установки варто приймати два одна­кових циркуляційних насоси. Продуктивність кожного з них повинна відпові­дати 50 % розрахункової максимальної витрати теплоносія з урахуванням забезпечення цієї витрати при паралельній роботі насосів.


Авторы: 239 А Б В Г Д Е З И Й К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я

Книги: 268 А Б В Г Д Е З И Й К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я