книги / Экология. Энергосбережение. Экономика
.pdfдовательно и объемом продувки паровых котлов. Увеличение объе ма продувки позволяет существенно смягчить жесткость питатель ной воды. Выполненные исследования и стендовые испытания показа ли, что в ряде случаев, при ограничений давления пара и благопри ятном соотношении расходов питательной и подпиточной воды целе сообразно продувочную воду паровых котлов направлять в отстойное устройство деаэратора-умягчителя. Это позволяет без энергетичес ких потерь и экологического ущерба в несколько раз увеличить объем продувки паровых котлов. При этом вода, приготовленная по предложенной технологии, используется в качестве питательной.
Эффективность предложенной Технологии определяли на стендо вых установках, моделирующих процессы деаэрации, термоумягчения и отстаивания. Исследования были выполнены на водЗх типа А и Б.
Аналитический состав этих вод следующий: общая жесткость воды типа А 5...2 мг-экв/л, типа Б - 5-0 мг-экв/л; щелочность воды типа А 2...3 мг-экв/л, типа Б - 3...9 мг-экв/л; содержание каль ция в воде типа А 80 мг/л, в воде типа Б 48,0 мг/л.
Эффективность термического умягчения воды по предлагаемой технологии, при практически полном обескислороживании, возраста ет за счет усиления декарбонизации воды (повышение рН) и сниже ния растворимости кальция.
Интенсификация процесса декарбонизации воды связана с повыше нием как температуры, так и удельного расхода пара. Последнее не связано с потерями тепловой энергии, так как весь ввпар направляет ся в эффективный и несложный охладитель, который одновременно яв ляется гидрозатвором, обеспечивающим повышение температуры деа эрации до П5°С.
Известно, что при продувке парового котла в размере 5 %от паропроизводительности, когда щелочность и жесткость котловой воды превышают щелочность и жесткость питательной воды в 21 раз, удовлетворительный режим может быть достигнут только при двухсту пенчатом катионировании добавочной воды.
Воду, обработанную по предлагаемой технологии, можно исполь зовать для небольших котельных при давлении пара 0,6 МПа. Это от носится к довольно жестким водам типов А и Б и распространяется на случай, когда конденсат совершенно не возвращается в паровой котел. При частичном возврате конденсата и использовании более мягкой воды, эта технология может быть использована и при более высоких давлениях пара. Необходимо отметить, что во избежание не допустимого возрастания в котловой воде содержания сульфатов,
Ш
такая обработка может быть использована для приготовления пита тельной воды паровых котлов только при условии использования части умягченной воды для подпитки тепловых сетей. Поэтому она предлагается в качестве комплексной технологии приготовления пи тательной и подпиточной воды.
Получено 20.01.94
УДК 697.94
В.Н. МЕЛЬКУЫОВ, Т.В. Щ У К Ш , И.И. ПОЛОСИН
(Воронежская государственная архитектурно-строительная академия)
УТИЛИЗАЦИЯ ТЕПЛОТЫ ВЛАЖНЫХ ВЕНТИЛЯЦИОННЫХ ВЫБРОСОВ В РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКАХ
Предлагается новая конструктивная разработка вращающегося регенератив ного теплоутилизатора, улучшающая ус ловия тепломассообмена. При расчете теплообменника на заданные параметры воздушной среды учитывается эффектив ность аппарата по полной теплоте.
Для утилизации теплоты вентиляционных выбросов широко при меняются регенеративные теплообменники с вращающейся теплообмен ной насадкой (ВРТ), в которых передача тепла осуществляется ак кумулирующей массой, находящейся последовательно в потоках теп лого и холодного воздуха.
По сравнению с рекуперативными вращающиеся регенеративные теплообменники более компактны, имеют меньшее аэродинамическое сопротивление, меныцую металлоемкость. Регенераторы - это наибо лее экономичные утилизаторы теплоты удаляемого воздуха /2/.
Однако применяемые вращающиеся регенеративные теплообменни ки /2-5/ удобны для утилизации теплоты воздуха, который содер жит незначительное количество водяных паров. Использование уст ройств этого класса для парогазовой смеси, часто встречающейся в производстве и содержащей значительное количество влаги, за труднено тем, что существующие конструкции не обеспечивают сво евременный отвод образовавшегося конденсата. В компактной насад ке ВРТ при утилизами теплоты вытяжного воздуха повышенного вла-
132
госодержания резко снижается интенсивность теплообмена, так как под действием поверхностных сил конденсат скапливается в кана лах насадки и продолжительное, время не удаляется с поверхности теплообмена. Поэтому для утилизации вентиляционных выбросов,ха рактеризующихся Высоким содержанием водяных паров, необходимо, чтобы конструкция теплообменника предполагала эффективный отвод конденсата. Последнему требованию удовлетворяет регенеративный
теплообменник |
/I/, |
в котором, |
в отличие от существующих аппара |
|||||||
тов регенеративного типа ротор состоит из пакета чередующихся |
||||||||||
теплообменных (гофрированных) пластин и пластин из капиллярно |
||||||||||
пористого материала (рисунок К |
Ротор 7 |
установлен в корпусе 6 |
||||||||
с вертикальным расположением приводного вала 5 . Пластины из |
||||||||||
капиллярно-пористого^ материала |
8 |
выступают из-под гофрирован |
||||||||
ных теплообменных |
пластин |
7 в,нижней части ротора / |
. На оси 12 , |
|||||||
жестко |
соединенной |
с корпусом |
6 |
под ротором 1 в блоке удаля |
||||||
емого |
воздуха |
2 |
установлен влагоудаляющий ролик -// |
с возмож |
||||||
ностью |
контактирования с |
выступающей частью пластин 8 . |
||||||||
В предложенном аппарате тепло- и массообмен осуществляет |
||||||||||
ся следующим образом. Потоки приточного |
и удаляемого воздуха по |
|||||||||
входным патрубкам |
|
14 , 4 |
поступают в блоки 2 , 9 , проходят че |
|||||||
рез ротор |
/ |
, а |
затем отводятся из теплообменника по выходным |
|||||||
патрубкам |
3 , 10 * |
При вращении цилиндрического ротора |
1 происхог |
дит регенерация тепла и передача его нагреваемому воздуху. Поверх ность теплообмена после охлаждения приточным воздухом имеет низ
кую |
температуру, поэтому процесс нагревания пластин 7 , 8 рото |
ра |
1 при их омывании удаляемым влажным воздухом сопровождается |
конденсацией водяных паров. Образовавшийся на поверхности тепло обмена конденсат впитывается капиллярно-пористым материалом плас тин, в котором под действием силы тяжести жидкость постепенно перемещается вниз и, достигнув нижнего края, стекает каплями в
поддон |
13 . Перед |
поступлением теплообменных пластин в блок при |
точного |
воздуха |
9 избыток влаги в капиллярно-пористом мате |
риале удаляется с |
помощью влагоудаляющего ролика 11 . Соприкаса |
ясь с выступающей частью капиллярно-пористого материала, ролик 11
выдавливает из него конденсат.
В теплоутилизаторе такой конструкции предусмотрен своевре менный отвод конденсата с поверхности теплообмене, что позволяет использовать его для утилизации теплоты вентиляционных выбросов повышенного влагосодержания.
При конструкторском расчете вращающихся регенеративных теп-
133
Рис. Регенеративный теплообменник
лоутилиэаторов-для сухого теплообмена /3,4,5/ учитывается эффек тивность теплообмена. Однако в теплообменнике одновременно с пе реносом явной теплоты при конденсации влаги происходит перенос скрытой теплоты, что затрудняет определение тепломассообмена по известным методикам.' В основу предлагаемой последовательности расчета положено уравнение Меркеля /7/, где в качестве потенциа ла суммарного переноса теплоты за счет тепло- и массообмена ис пользуется энтальпия воздуха.
Количество теплоты; передаваемое поверхности теплообмена в период нагревания насадки и нагреваемому воздуху за время охлаж
дения насадки* определяется выражениями |
|
|
||||
. * |
. |
* |
1 |
|
|
|
|
а |
= |
е ,с'4 - з * ) • /> |
• ^ |
, |
т |
|
й = |
.^(3*г - дг ) |
- |
, |
(2) |
|
где 0^ , ^ |
- коэффициенты массоотдачи соответственно в блоках го- |
|||||
- _ |
рячего и холодного-воздуха, кг/(м^.с); |
|
||||
^ ,$ 2 |
- средние удельные энтальпии охлаждаемого и нагреваемо- |
|||||
|
го воздуха, Дж/кг; |
|
|
|
||
^С1>^ 2~ УД&льные энтальпии насыщенного воздуха при средних |
||||||
|
температурах поверхности насадки за период нагрева |
|||||
р^ |
ния |
и за период охлаждения Ьс2 • Дж/кг; |
|
|||
- площадь поверхности насадки, омываемая горячими вен |
||||||
Р% |
тиляционными выбросами, Лг; |
|
|
|
||
- охлаждаемая поверхность насадки, м^; |
|
-продолжительность периода нагревания и охлаждения насадки, с*
.Так как конструкция рассмотренного регенератора предполага ет равенство периодов нагревания и охлаждения насадки Г), а также равномерное распределение ее площади поверхности по бло кам { Р] » Р%• Р ), то выражения (I) и (2) будут обличаться только коэффициентами массоотдачи и перепадом удельных энтальпий.
Уравнения теплового баланса для вращающихся регенераторов и рекуператоров практически не отличаются /4/, и при передаче толь ко явной теплоты
|
к ^ - Ь ^ - Р г , |
(3) |
где, к |
г коэффициент теплопередачи, Вт/(м^»К); |
|
^2“ СРЗДИ*16 температуры соответственно охлаждаемого и нагре |
||
|
ваемого воздуха, °С. |
|
В |
блоке горячего воздуха происходит конденсация водяных па |
|
ров, поэтому целесообразно воспользоваться выражением |
|
|
|
а~ к0 и г 32) - р ^ , |
н ) |
где кф- коэффициент, учитывающий массоотдачу в блоках горячего й холодного воздуха, кг/(м^*с).
В результате, ремения уравнений (1,2,4) относительно к$ , получим
-I- >
~ ^2
При частоте вращения ротора больше критической величины, определяемой по зависимостям (2,5) для конкретных условий теп ломассообмена в аппарате и в среднем не превыпающей 3 об/мин, ре генератор работает при практически постоянной температуре насад ки Ьу= 1С2 = . В этом случае величина относительного перепа да энтальпии в формуле (5) стремится к нулю. Следовательно, для вращающегося регенеративного теплообменника выражение (5) будет иметь вед
|
|
«I |
|
(в) |
|
<7 |
|
|
|
|
Число единиц тепломассопереноса при утилизации теплоты влаж |
|||
ных вентиляционных выбросов можно определить по формуле, |
анало |
|||
гичной зависимости для переноса тепла конвекцией /6/: |
|
|||
|
*в |
|
- |
<7) |
где |
- массовый расход вентиляционных выбросов, кг/с. |
|
||
|
•Зная число единиц тепломассопереноса, |
эффективность |
тепло- |
утилизатора можно определить с помощью уравнения, полученного на основании законов изменения энтальпий воздушных потоков при про хождении через насадку:
где - массовый расход нагреваемого воздуха, кг/с. Зависимость (6) получена на основании общего подхода /6/ к реше нию подобных задач.
При небольшой частоте вращения ротора (меньше критической) эффективность аппарата следует определять с учетом нестационарности тепломассообмена, умножая полученную величину на коэффи циент нестационарности, рассчитанный по выражениям /2,5/.
Вычислив коэффициент эффективности регенератора по полной теплоте, можно определить параметры приточного и удаляемого воз духа после теплоутилйзатора из соотношений /5/:
для потока охлаждаемого воздуха
|
|
|
|
(9) |
для |
потока нагреваемого воздуха |
|
|
|
|
р |
в * |
" |
(Ю) |
|
3 |
т » |
- ы |
|
|
|
|||
где |
О2ц } ^2к " удельные энтальпии горячего и холод |
|||
|
|
ного воздуха на входе в теплообменник |
||
|
|
и на выходе из него, Дж/кг. |
|
-Таким образом, расчет вращающегося регенеративного теплоутилизатора для влажных вентиляционных выбросов заключается в решении уравнений (б)-(Ю).
Пример. |
Расход удаляемого.воздуха'/у = 3 ,888 м3/с, удельная |
|||
энтальпия ^ц = 200 кДж/кг; температура |
= 45°С; влагосодержа- |
|||
ние с!^ц* 60 г/кг; относительная влажность 94 |
||||
Расход наружного |
воздуха ^ |
* 4,444 м3/с, удельная энталь |
||
пия Эьц ~ “23 |
кДж/кг; |
температура |
1оц= -22 °С; влагосодержание |
|
С(1н « 0.4 г/кг. |
|
. |
|
-Определить параметры воздушных потоков на выходе из ВРТ.
Ре ш е н и е . Конструктивные характеристики насадки прини маем согласно /3/: толщина фольги $ = 0,06 мы; эквивалентный
диаметр каналов ^ = 1,7 мм; показатель компактности теплооб менной поверхности 2058 м2/м3 ; диаметр ротора 2 м; глубина насад
ки по ходу воздуха 0,1 м; живое сечение для прохода воздуха/эщ
■ Уж2~ 1*27 * г площадь поверхности теплообмена ^ |
^ «335 м ,* |
|
частота вращения |
П» 10 об/мин. |
|
Находим скорости воздушных потоков при движении через насад |
||
ку по формуле |
|
|
|
1 /= - к ~ , |
и л |
|
Лиг |
|
|
%/ти |
|
Ц в 3,06 м/с, |
1^2 * 3,5 м/с. |
|
Для определения диффузионного числа Нуссельта в блоках горя |
||
чего и холодного |
воздуха воспользуемся аналогией, существующей |
в процессах переноса массы и энергии /7/, и тогда в соответствии с известной критериальной зависимостью для треугольных каналов
|
Н и = 0,2 Н е 0'*5 |
|
(12) |
|
запишем уравнение |
Л ^ х = 0,2#егУ*5, |
|
|
|
|
|
(13) |
||
где Л ^ - диффузионное число Нуссельта, |
Л''с!з |
; Рв- число |
||
^ — |
||||
Рейнольдса, Рв= |
^ - коэффициент маесоотдачи; м/с; 2> - |
|||
коэффициент диффузии для пара, м*ус; |
- коэффициент кинемати |
|||
ческой вязкости, м^/с. |
|
|
|
|
* & = * , * ; |
Н х = 2>72 |
|
Диффузионные числа Нуссельта, учитывающие взаимное влияние совместно протекающих тепло- и массообмена, находим из соотноше ния /4/
|
|
Р - |
= о,7<■е : 0- * . * : « ' |
(14) |
||
|
|
т - |
|
|
г |
|
|
6^ |
И |
|
|
|
|
где |
- - объемное содержание газа в основной массе |
смеси; |
||||
|
Рг |
- парциальное давление газа, Па; |
|
|||
|
ЛЛ |
- общее давление .смеси, Па; |
|
|||
|
- безразме^я разность парциальных давлений пара, |
|||||
|
|
^д = |
; |
|
|
|
|
АРт - разность парциальных .давлений пара в основной |
|||||
|
|
массе парогазовой смеси и на поверхности раздела |
||||
|
|
фаз, Па• |
|
|
|
|
|
|
Ч |
= V , |
Н и * - V I |
|
|
|
Коэффициент диффузии для пара, |
входящий в диффузионное чис |
||||
ло Нуссельта, можно вычислить по формуле /4/ |
|
|||||
|
|
Д = |
А |
Ро |
/ Ц & |
(15) |
|
|
~ ' У Т 0 ) |
||||
где |
Яр - значение коэффициента молекулярной диффузии пара |
в воз |
||||
|
духе при То■ 273 К и абсолютном давлении Рп * 0,1 МПа» |
|||||
|
|
$0 ш21,9-И Г 6 м^/с. |
|
|
||
|
д1 - 27,53*10_6 м**/с, |
Д2 - 18,79-Ю-6 у?/с. |
|
Коэффициенты, массоотдачи определяем по выражению
|
|
|
|
-/й/д •з |
|
|
|
* |
~ |
~ |
а г ' |
^ |
* 0,044 |
м/с, |
^ |
«.0,03 м/.с. |
|
Коэффициент массоотдачи, |
входящий в уравнение (6), можно |
||||
вычислить с учетом плотности воздушных потоков по формуле |
|||||
|
|
|
= |
(17) |
|
в1 |
• 0,048 |
кг/(м^*С), |
@2 * 0,042 кг/(м^*с). |
||
Коэффициент, |
учитывающий массоотдачу в блоках горячего и |
||||
холодного, воздуха, |
рассчитываем по формуле (6) и получаем к$ = |
||||
« 0,023 кг/(*г«с). |
|
|
|
„ |
|
Согласно (7) |
число'единиц теплбмассопереноса Л^.= 1,81. |
Так дак число оборотов ротора (10 об/мин) превшает крити ческое значение, до которого снижается эффективность тепломассо обмена в насадке, то эффективность теплоутилиэатора определяем по уравнению (8) без умножения подученной величины на коэффициент нестационарное™ и получаем Е^ - 0,71.
Параметры-воздушных потоков на выходе из регенератора вы числяем по формулам (9) и (10):
I |
) |
^ « 41,7 кДж/кг, 72ц «”84,8 кДж/кг.
(16)
(19)
После регенеративного вращающегося теплообменника темпера тура вентиляционных выбросов понизится до Ю°С, а влагосодержание - до 10,5 г/кг.. Приточный воздух на выходе из теплообменника будет иметь температуру , превышающую 26°С.
Предложенная конструкция регенеративного вращающегося теплоутилизатора позволяет эффективно использовать теплоту влаж ных вентиляционных выбросов, а также осуществлять их осушку, тем сямъм обеспечивая лучшие условия для работы вентиляционного оборудования. Расчет теплообменника на заданные параметры воз
душной среды можно проводить по разработанной методике, учитывая эффективность аппарата по полной теплоте.
Библиографическийчсписок
1.А.с. 1746192 СССР, МКИ3 Р 28Д 19/04. Регенеративный теп лообменник / Т.В. Щукина, М.С. Зайко (СССР); Опубл. 07.07.92, Бюл. № 25. 6 с.
2.Богословский В.Н ., Поз М.Я. Теплофизика аппаратов утили
зации теплоты систем отопления, вентиляции и кондиционирования воздуха. М.: Стройиздат, 1983. 320 с.
3.Ильин В.Н. Расчет вращающихся регенераторов для утилиза ции тепловой энергии // Водоснабжение.и санитарная техника. 1964. #1. С. 16-19.
4.Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. Теплопередача. М.: Энергия, 1969. 440 с.
5.Карпис Е.Е. Энергосбережение в системах кондиционирова ния воздуха. М : Стройиздат, 1966. 269 с.
6. КэтВ.М., Лондон А.Л. Компактные теплообменники. М.: Энер гия, 1967. 224 с.
7.Поляков А.А., Канаво В.А. Тепломассообменные аппараты в инженерном оборудовании зданий и сооружений. М.: Стройиздат, 1969. 200 с.
Получено 20.01.94
УДК 619.17.84.5:17
Л.И. НЕЙМАРК (АВОК)
АНАЛИЗ РАБОТЫ И ПОДБОР ТЕПЛООШЫТНИКОВ НА ОСНОВЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕМПЕРАТУРНОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
Приведен метод расчета поверхностных теплообменников, позволяющий проводить анализ изменения конечных параметров сред в течение отопительного сезона и при изменении расхода теплоносителя.
Применяемый в настоящее время в проектной практике метод расчета воэдухо- и водонагревателей /4,5/ не позволяет поду чить на стадии проектирования достоверных сведений о конечных температурах греющей и нагреваемой сред, так как расход греющей среды и поверхность теплообмена, необходимая для передачи тепла, определяются, исходя из требуемых конечных параметров теплообме-
140