Проблемные аспекты применения рекуперативных теплообменников в процессах утилизации горячих промышленных стоков

ражение:

П Э П Н

S H

rH

где S_T – удельная стоимость холодного теплоносителя (водопроводной воды), руб/м³ ;

V_T – объёмный расход холодного теплоносителя, м³/ч ;

т – число часов работы фабрики-прачечной, ч/год .

Из уравнения теплового баланса:

Q c _P V _{Т Т} t ;--- ► V Т Q ;       (8)

c p Т t

С учетом уравнения теплового баланса уравнение (7) можно привести к виду:

SH rH

S H

rH

S

S H r H    ^Э

Н

^SЭ    C 0 w ²

Н

w ² H V T

2 36003 103

„ V

H V T ,

где C₀ =1/(2 ^. 3600^{3 .} 10³ ) введенная для упрощения записи формул постоянная;

L d – коэффициент сопротивления системы;

П T

^{S T Q} с_{T T} t_T

где c_T – удельная теплоемкость теплоносителя, Д ж/кг•К ;

ρ_T – плотность теплоносителя, кг/м³ ;

δt_T – разность между температурами теплоносителя на выходе и входе, К .

Годовая стоимость электроэнергии

П Э

^{S Э N ,}

Н

S'_H и S_H – стоимостные коэффициенты, зависящие от типа насоса и его конструктивных особенностей;

r_Н — суммарный коэффициент амортизационных отчислений

S_Э – удельная стоимость электроэнергии, руб/кВт ;

η_Н – К.П.Д. насоса;

φН – коэффициент запаса w – скорость потока, м/ч;

ρ_T – плотность теплоносителя, кг/м³ ;

V – объёмный расход холодного теплоносителя, м³/ч ;

т – число часов работы.

λ – коэффициент местных сопротивлений d – диаметр трубопровода

Решая совместно (1), (5), (7) и (12), получим:

где S_Э – удельная стоимость электроэнергии, руб/кВт ;

N – потребляемая мощность, кВт ;

η_Н – К.П.Д. насоса.

Затраты на насос

П

S TO  TO r TO Q    S T    Q

S H r H   ^SЭ    C 0 w ²   H V

Н

SH rH

T .

Анализ полученной формулы (15) позволяет сделать вывод, что чем больше коэффициент теплопередачи k и разность температур греющего и нагре

ваемого теплоносителей Δt , тем меньше приведенные затраты.

Оптимальная скорость движения теплоносителей в дополнительном рекуперативном теплообменнике определяется следующим образом.

Для любого случая теплообмена, в котором теплоносители не изменяют своего агрегатного состояния, приведенные затраты можно выразить формулой:

S TO r TO  TO Q           S Э

SH rH kt

L C ₀ w ² H V T П , d

П   ST Q S r где       CT T tT H H – сумма составляющих, не зависящих от w.

Коэффициент теплопередачи вычисляется по формуле:

k

- R

При движении холодного труб:

0 , 2

w 2 , 64 10 ⁵ S ^{t d   C T}

2t теплоносителя

0 , 357

Ф ^{, м ч .}

внутри

Для горячих промстоков в межтрубном пространстве:

t d _0,4 C 0,305

w 2,2 10 ⁵ S 2 t 0,6 ^T Ф , м ч (26)

Оптимальный диаметр труб определяется следующим образом.

Для любого случая теплообмена, в котором рассматриваемая жидкость не изменяет своего агрегатного состояния, а поверхность нагрева в процессе эксплуатации не загрязняется, приведенные затраты определяются согласно уравнению (20), которое можно преобразовать к виду:

П т ₂ d ^{1 x} n ₂ d ¹ C ₂ .            (27)

Минимум функции П=f(d) определяется условием:

где R' – сумма термических сопротивлений, независимых от w . [4]

Для турбулентного режима движения:

m 1 x d ^x n d ² 0

d 2               2

^{b P r y w x} _{x d 1 x}

Решив последнее уравнение и подставив значения m₂ и n₂ , получим:

С учетом вышеизложенного:

1 x x

П TO rTO TO Q R t            b Pry wx

^L C w ²     V П .

d 0 H T

w ² x t b L

S ₂ Ф t 9,2 10¹³ 1 x

S

S H r H    ^Э

Н

Последнее уравнение можно преобразовать к

Таким образом, при этом значении d приведенные затраты являются минимальными.

Подставив в уравнение (29) оптимальные значения скорости (23), можно получить следующее выражение для диаметра:

виду:

П=m₁w^-x+n₁w²+C₁ ,             (20)

Li d             ,      ,                 (30)

Минимум функции П=f(w) определяется условием:

П w откуда

x m 1 w 1 x 2 n1 w 0 , xm1 2 x w    2n1      .

где i – число ходов.

Можно показать, что при выполнении условия (30) выполняется равенство:

∆P M =∆P TP ,

После расшифровки и несложных преобразований:

w

S 2

t d ^{1 x} 4 , 6 10¹³ с 2 х

T Ф tb

где

S 2

TO S TO r TO

S H

rH

S Э

; Ф

x

Pr y

Н

L d '

где ∆P_M – сумма местных сопротивлений теплообменника;

∆P_TP – сопротивление трения теплообменника.

Таким образом, следует, что при оптимальных скоростях потоков оптимальным является такой диаметр каналов теплообменника, при котором сумма местных сопротивлений равняется сопротивлению трения.

Конструктивные, теплотехнические и гидравлические параметры дополнительного теплообменника в локальной системе подогрева холодного теплоносителя горячими промстоками определяются данными тепловых и пароконденсатных балансов теплоёмких предприятий коммунального хозяйства. Вполне очевидно, что для выполнения условий оптимального режима эксплуатации дополнительного теплообменника необходимо провести теоретические исследования по

подбору из типов существующих теплообменников, уделяя внимание конструктивным особенностям и ма- териалу его изготовления.