Как известно, одно из наименее затратных и наиболее эффективных энергосберегающих мероприятий — это утилизация теплоты вытяжного воздуха в системах механической вентиляции для частичного подогрева притока в холодный период года. Температурная эффективность аппаратов для осуществления теплоутилизации выражается обычно коэффициентом где tн и tу — начальные температуры потоков воздуха [°C] на входе в теплоотдающую и теплоизвлекающую секции утилизатора, т.е. температуры наружного воздуха и уходящего из помещения; tут — конечная температура притока за утилизатором, °C. Если в теплоизвлекающей секции происходит конденсация водяных паров, в качестве tу используется условная температура начала эквивалентного процесса «сухого» охлаждения [1]. Величина kэф показывает снижение энергопотребления за счет теплоутилизации и используется для расчета технико-экономических показателей системы вентиляции, снабженной теплоутилизационным оборудованием. Если в первом приближении заменить среднелогарифмическую разность температур теплоносителей в теплообменниках на среднеарифметическую, что допустимо при не слишком значительной поверхности теплообмена, когда эта разность больше, чем изменение температуры теплоносителей в аппаратах теплоутилизации или сравнима с ним [3], окончательное выражение для коэффициента эффективности можно записать в виде формулы (1):  Здесь NTUп = 3,6KпFп/Gпcв — число единиц переноса теплоты для теплоотдающей секции (в приточной установке)[1, 2]; NTUy = 3,6KyFy/Gycv — то же для теплоизвлекающей секции (в вытяжной установке); Kпʹ = KпFп/KyFy — показатель, который можно назвать относительным тепловосприятием теплоотдающей секции; Gуʹ = Gy/Gп — относительный расход удаляемого воздуха. В перечисленных равенствах Gп и Gу — расход воздуха соответственно в приточной и вытяжной установке, кг/ч; св = 1,005 кДж/(кг⋅К) —удельная теплоемкость воздуха; Fп и Fу — поверхность теплообмена, соответственно, в теплоотдающей и теплоизвлекающей секциях, м2; Кп и Ку — коэффициенты теплопередачи этих секций, Вт/(м2⋅К).Заметим, что при выбранных обозначениях определяющих критериев имеет место равенство  В частном случае, когда имеем Kпʹ = 1 и Gуʹ = 1, следовательно, NTUп = NTUу, и получаем простое соотношение:  Индексы здесь можно не ставить, поскольку число единиц переноса теплоты в приточной и вытяжной установке оказывается одинаковым. Отсюда легко найти выражение для оценки необходимой величины NTU в зависимости от требуемого значения kэф:  График соответствующей зависимости приведен на рис. 1.  После определения NTU вычисляется площадь поверхности теплообмена по известному расходу воздуха и коэффициенту теплопередачи, который на данном этапе можно принять ориентировочно с последующим уточнением после определения всех конструктивных параметров аппарата. Легко заметить, что уровню kэф порядка 0,42–0,44, что близко к глубине теплоутилизации, максимально достижимой в рассматриваемой схеме при разумном числе рядов трубок нагревателя и охладителя, соответствует диапазон NTU около 1,5–1,6. Для этих условий погрешность формул (1)–(3) при изменении Kпʹ и Gуʹ в пределах от 0,5 до 2, что почти всегда соблюдается в реализуемых на практике теплоутилизационных установках при обычных режимах их эксплуатации, как правило, не превышает 3–4 % [4]. Можно показать, что при отсутствии конденсации водяных паров в теплоизвлекающей секции величина kэф получается несколько завышенной, а требуемый уровень NTU — заниженным по сравнению с точным решением, а при наличии конденсации — наоборот. В последнем случае ошибка может немного возрасти, но, тем не менее, и здесь она не выходит за пределы 5–7 %.Однако несомненный интерес представляет вопрос об изменении коэффициента температурной эффективности при эксплуатационном регулировании теплоутилизационного оборудования. Обычно такое регулирование осуществляется за счет изменения расхода промежуточного теплоносителя в циркуляционном контуре, что достигается увеличением или уменьшением интенсивности циркуляции при изменении частоты вращения насоса или использованием трехходового клапана, и тогда получающийся эффект можно оценить следующим образом. Поскольку расходы приточного и вытяжного воздуха в течение отопительного периода, как правило, постоянны, то Gуʹ = const. Конструктивные характеристики нагревателя и охладителя, и в первую очередь поверхности теплообмена, при таком регулировании также, конечно, сохраняются на исходном уровне. Поэтому параметр Kпʹ может меняться только за счет коэффициентов теплопередачи теплоизвлекающей и теплоотдающей секций. Но, однако же, в силу постоянства воздухообмена и, следовательно, скорости воздушных потоков величина этих коэффициентов будет зависеть только от скорости движения промежуточного теплоносителя, которая пропорциональна его расходу. А поскольку этот расход в обоих теплообменниках один и тот же, отношение текущей скорости теплоносителя к ее первоначальному значению будет у них одинаково, поэтому коэффициенты теплопередачи изменяются синхронно, и Kпʹ = const. Таким образом, рассматриваемый способ регулирования теплоутилизаторов будет влиять только на значения критериев NTUп и NTUy, которые в данном случае будут варьироваться соответственно коэффициентам теплопередачи аппаратов. Расчеты по компьютерной программе для подбора оборудования, разработанной ООО «Веза» [5], показывают, что в условиях применения гликолевых антифризов в интересующей нас области скоростей величина Кп и Ку примерно пропорциональна скорости теплоносителя, а значит, для конкретной конструкции теплообменника — расходу антифриза. Если воспользоваться упрощенной формулой (2) для kэф и ввести обозначения kʹэф = kэф2/kэф1 и Gʹ = G2/G1 — отношение текущего значения коэффициента эффективности и расхода промежуточного теплоносителя к их исходному уровню, для параметра kʹэф можно получить следующее выражение:  Здесь параметр NTU также относится к исходному режиму. Очевидно, что при G’ > 1, т.е. при усилении циркуляции, эффективность теплоутилизации будет возрастать. На рис. 2 показаны результаты вычисления kэф2 и kʹэф при начальном значении kэф1 = 0,45 и изменении G’ в пределах от 0,5 до 1,5. При этом было принято, что NTU = 1,51. Легко видеть, что поведение кривых на рис. 2 подтверждает сделанные ранее выводы о предполагаемом характере искомой зависимости.  Заметим также, что в пределах толщины линии график для kʹэф, построенный с использованием формулы (4), совпадает с данными, получающимися, исходя из общего соотношения для kэф (1). Поэтому для оценки изменения температурной эффективности теплоутилизатора в рассматриваемых условиях существенное значение имеют только параметры NTU и G’, а влиянием остальных факторов можно пренебречь. Таким образом, при уменьшении или увеличении расхода антифриза на половину от первоначальной величины температурная эффективность варьируется в диапазоне от 0,29 до 0,55, или от 64 до 123 % к исходному значению. Следовательно, повысить kэф за счет интенсификации циркуляции, вообще говоря, значительно сложнее, чем понизить. Поэтому подобный процесс трудно рассматривать как источник заметного резерва для осуществления более глубокой теплоутилизации. Это особенно очевидно, если учесть, что при этом резко возрастают гидравлические потери в циркуляционном контуре, а значит, и мощность, потребляемая насосом. К тому же тогда циркуляционный насос изначально должен быть рассчитан на возможность создания расхода промежуточного теплоносителя, существенно превышающего номинальный. Однако, окончательное решение, как всегда в подобных ситуациях, лежит в техникоэкономической плоскости, и при соответствующем обосновании может быть реализовано. В общем случае коэффициенты теплопередачи воздухонагревателя и воздухоохладителя меняются пропорционально скорости, а, следовательно, и расходу промежуточного теплоносителя, взятым в некоторой степени, т.е. NTU ≈ (G’)n, где обычно показатель n < 1. Чтобы учесть данное обстоятельство, в знаменателе выражения (4) вместо G’ необходимо использовать (G’)n, и тогда, очевидно, зависимость kэф2 и kʹэф от G’ будет более слабой, чем в рассмотренном примере. В этом несложно убедиться, анализируя рис. 3, где приведены результаты расчетов kʹэф для тех же условий, но при разных значениях параметра n.  Таким образом, мы получили достаточно простые и в то же время довольно точные зависимости для оценки требуемой поверхности теплообмена в установках утилизации теплоты с промежуточным теплоносителем, а также для расчета изменения эффективности при эксплуатационном регулировании его расхода, пригодные для исследования переменных режимов функционирования этих аппаратов в течение отопительного периода. 1. Кокорин О.Я. Современные системы кондиционирования воздуха. — М.: Физматлит, 2003. 2. Белова Е.М. Центральные системы кондиционирования воздуха в зданиях. — М.: Евроклимат», 2006. 3. Ионин А.А. и др. Теплоснабжение. — М.: Стройиздат, 1982. 4. Теплотехническое оборудование и теплоснабжение промышленных предприятий / Под ред. Б.Н. Голубкова. — М.: Энергия, 1979. 5. Интернет-ресурс www.veza.ru. |
 |
Estimation of heat exchanger surface
Опубликовано в журнале СОК №5 | 2012
Rubric:
В статье рассчитаны зависимости для оценки поверхностей теплообмена в установках утилизации теплоты с промежуточным теплоносителем, а также изменения эффективности при эксплуатационном регулировании его расхода, пригодные для исследования переменных режимов функционирования этих аппаратов в течение отопительного периода.
