Проблемные аспекты применения рекуперативных теплообменников в процессах утилизации горячих промышленных стоков Текст научной статьи по специальности «Строительство и архитектура»

УДК 658.264

проблемные аспекты применения рекуперативных теплообменников в процессах утилизации горячих промышленных стоков

Пелевин Ф.В.,

доктор технических наук, профессор, зав. кафедрой,

ФГОУВПО «Российский государственный университет туризма и сервиса», г. Москва,

Тимченко В.И.,

кандидат технических наук, доцент,

Южно-Российский государственный университет, г. Шахты,

Илиев,

аспирант, Южно-Российский государственный университет, г. Шахты.

The thermal and steam condensing properties of public utilities with heat capacity define the constructive, thermotechnical and hydraulic parameters of the additional heat exchanger in the local system of heating the cold coolant with hot industrial liquid-waste drain. The technological equipment in laundries can serve as heat exchangers. The optimal diameter for heat exchanger channels with the optimalflow rate is the diameter where the total of local resistance equals the amount of friction drag.

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. Технологическое оборудование фабрик-прачечных можно рассматривать как теплоиспользующее оборудование, то есть как теплообменные аппараты. При оптимальных скоростях потоков оптимальным диаметром каналов теплообменника является такой, при котором сумма местных сопротивлений равняется сопротивлению трения.

Ключевые слова: тепловой и пароконденсатный баланс, теплоемкие предприятия коммунального хозяйства, дополнительный теплообменник.

Энергетическая программа Российской Федерации предусматривает реализацию потенциала технологического энергосбережения. В связи с этим заслуживают внимания теплоёмкие предприятия коммунального хозяйства, в т.ч. фабрики-прачечные. Технологическое оборудование фабрик-прачечных можно рассматривать как теплоиспользующее оборудование, т.е. теплообменные аппараты. Стиральные машины представляют собой смесительные теплообменники, в которых происходит нагревание рабочей жидкости (водопроводной воды) паром путём барботажного подогрева или электроподогрева. В результате технологических процессов стирки присутствуют промышленные горячие стоки, имеющие определенный тепловой потенциал,

который можно использовать в локальной системе подогрева рабочего теплоносителя горячими промстоками в дополнительном теплообменнике. Так, по данным технологических карт стирки белья расход воды на стирку 1 кг белья, а значит и количество горячих промстоков, составляет 38—40 л, среднестатистическая температура промстоков — 60—750С.

В процессах утилизации теплоты промстоков важным является выбор дополнительного теплообменного аппарата, определяющего эффективный теплообмен, т.е. высокие коэффициенты теплообмена, оптимальную скорость теплоносителей, минимальные конструктивные и эксплуатационные затраты.

Исходными данными для выбора дополни-

тельного теплообменника являются тепловая производительность, температурные режимы технологических процессов (параметры первичных и вторичных теплоносителей). Выбор оптимального теплообменного аппарата предлагается выполнить на основе анализа приведенных затрат.

В случае нагрева водопроводной воды горячими промстоками приведенные годовые затраты П (руб/год) складываются из

П — ПТ0 + Пт + Пн + пз ,

(1)

где ПТО — затраты на дополнительный рекуперативный теплообменный аппарат, ПТ— стоимость израсходованной водопроводной воды (холодного теплоносителя), ПН — затраты на нагнетатель холодного теплоносителя (насос, запорно-регулирующую арматуру), ПЭ — стоимость израсходованной электроэнергии.

Годовые затраты на теплообменный аппарат ПТО складываются из отнесенных к одному году срока окупаемости капитальных вложений в теплообменный аппарат, амортизационных отчислений и расходов на текущий ремонт:

Пто — Кт0

г,

то,

(2)

где гго — суммарный коэффициент амортизационных отчислений,

+ а + р

Входящие в уравнение 2 капитальные вложения в теплообменный аппарат определяются по формуле:

Кт0 — 8Т0 • р.

(3)

Стоимость 1 м2 поверхности Зто (руб/м2) теплообменника является среднестатистической величиной. Она определяется для отдельных типов реально существующих теплообменников по формуле

с + с

о — ^ ТО^^Ы

°то „ '

Р

где F — поверхность теплообмена, м2; СТ0 — стоимость теплообменника, руб;

(4)

— стоимость монтажа, руб.

Поверхность теплообмена из уравнения теплопередачи

(2 — уТОКРАі ► Р —

Фто ' 0, к -А і

(5)

где фто — коэффициент запаса, принимается 10—15%

Q — тепловой поток горячих промстоков, Дж/ч; к — коэффициент теплопередачи, Дж/м2 'К'ч; & — средний температурный напор, К.

С учетом (3) и (4)

Пто — Фго • ГТО ■

0

к • Д і

(6)

Стоимость (годовая) холодного теплоносителя определяется по формуле:

Пт — 8Т УТ • , (7)

где ОТ — удельная стоимость холодного теплоносителя (водопроводной воды), руб/м3;

УТ — объёмный расход холодного теплоносителя, м3/ч;

1 — число часов работы фабрики-прачечной, ч/ год.

Из уравнения теплового баланса:

0 — срУтртЫ ;—*■ Ут —

0

сРРт^

(8)

С учетом уравнения теплового баланса уравнение (8) можно привести к виду:

ПТ —

От -Т • 0 Ст * Р т ^іт

(9)

где ст — удельная теплоемкость теплоносителя, Дж/кг'К;

Рт — плотность теплоносителя, кг/м3;

Ыт — разность между температурами теплоносителя на выходе и входе, К.

Годовая стоимость электроэнергии:

— Оэ •Т- N 12э ~

Ля

(9)

где — удельная стоимость электроэнергии, руб/кВт;

N — потребляемая мощность, кВт;

1

04137753

Ля — КПД насоса. Затраты на насос:

Пн= гн Кн>

(10)

где Кн — капиталовложения в насос, численные значения которых можно оценить по формуле:

кн= “'н + “н • N,

(11)

где и “я — стоимостные коэффициенты, зависящие от типа насоса, его конструктивных особенностей и электродвигателя. Данные коэффициенты определяются как среднестатистические для насосов одного типа.

Гидравлическое сопротивление состоит из сопротивления трения:

—*•—• *-т

а 2g•3600

2

(12)

и суммы местных сопротивлений: 2 _

ДРм — £•

w

2g•36002

(13)

В этих формулах: Ь - длина пути потока, м; 4 - коэффициент сопротивления трения; ^ -сумма местных сопротивлений; w — скорость потока, м/ч; ут — р Tg — удельный вес теплоносителя, Н/м3.

С учетом стоимости электрической энергии и суммарных гидравлических сопротивлений получаем выражение:

“э •* 1Х ^ Ф я-У т

Ля

2•36003 103

— S и • ги + 1 ^ • гя +—~— | • С0 • м>2 -ф я -V • О • р т

(14)

где С0 — 1/(• 36003 -103)— введенная для упрощения записи формул постоянная;

— а

а — \ь,+х

— коэффициент сопротивления системы;

SН и SН' — стоимостные коэффициенты, зависящие от типа насоса и его конструктивных особенностей;

гН — суммарный коэффициент амортизацион-

ных отчислений

“э — удельная стоимость электроэнергии, руб/ кВт;

Т1Я — КПД насоса;

ФН — коэффициент запаса W — скорость потока, м/ч;

Рт — плотность теплоносителя, кг/м3;

V — объёмный расход холодного теплоносителя,

м3/ч;

т — число часов работы.

X — коэффициент местных сопротивлений d — диаметр трубопровода.

Из выражений 1, 5, 7 и 12 следует:

ц — “то фто ' ГТО ' 6 + “т ' 6 + £' • Г

к • Дг Ст • р т -&т я 1

+ 1 • Гя + ——С0 • w2 сря ■ V П • рт.

Ля )

(15)

Анализ полученной формулы 15 позволяет сделать вывод: чем больше коэффициент теплопередачи к и разность температур греющего и нагреваемого теплоносителей Дг, тем меньше приведенные затраты.

Определение оптимальной скорости движения теплоносителей в дополнительном рекуперативном теплообменнике

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

П —

Sт

•фто •6

с

к -ДГ

Sя • гя +■

S,

л

1я )

^+Х — С 0 •w 2 -ф я -у р т + УП',

(16)

где

Уп' — “т 'т‘6 + • гя

^ Ст рт -ыт я я

сумма составляющих, не зависящих от w. Коэффициент теплопередачи:

к — —1—,

(17)

+ Я'

а

где Я' — сумма термических сопротивлений, не-

г

+

X

Дэ +П„ — Sя ■ Гя +1 ■ гя +

зависимых от м>.

Для турбулентного режима движения:

Ь -X-Ргу wx

а —

Vх • йх-х С учетом вышеизложенного

(18)

Л — • ГтО 'ФТО ' 0_ ^г + _ й 'V

м

Ь • РгУ А. • w:^

+ |5„ • Гн + ^ |Х Ля

Ь + Ь-\' С0 • ^ Ф н-у Р Т +ЪП'

(19)

Последнее уравнение можно привести к виду

П — mlw х + nlw2 + С1,

(20)

Минимум функции П=/М определяется условием:

— - xm1w”('1+х ) + 2п^ — 0, (21)

дw

поэтому

W =

хті

2щ

(22)

После расшифровки и несложных преобразований

8? й1“х • 4,6 •ІО13 • с

w =

где

52----------

2 М

13

Ь •п

ф

2+х

, (23)

£ _ ФтО • $ТО • ГТО ф _ V

е ^ •*

5н ■ гн +^— Ля

!• Ргу

. (24)

й

При движении холодного теплоносителя внутри труб:

Я/ а02 С Л0-357

w — 2,64-105|“ — -а----------— Ф | - м/ч. (25)

А/ П )

Для горячих промстоков в межтрубном пространстве

Д/ 0,601

■ф

м/ч. (26)

Определение оптимального диаметра труб

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 привести к виду:

П — ІТІ2 й + щй + С2.

(27)

Минимум функции П=(^) определяется условием:

дП

— — ш2 (1 - х )а_ х - п2а_ 2 — 0. (28)

да

Решив последнее уравнение и подставив значения т2 и п2, получим

й —

w + х А/

£2 Ф Ы 9,2 •1013 •(1 - х)

(29)

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

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

\ - Ь -1

й

м

(30)

где I — число ходов.

При выполнении условия (30) выполняется равенство:

АРм — АРТР,

где АРМ - сумма местных сопротивлений теплообменника;

АРтр 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 про-

2+х

х

0,305

04137753

мстоками определяются данными тепловых и пароконденсатных балансов теплоёмких предприятий коммунального хозяйства. Очевидно, для выполнения условий оптимального режима эксплуатации дополнительного теплообменника

необходимо провести теоретические исследования по подбору из типов существующих теплообменников, уделяя внимание конструктивным особенностям и материалу его изготовления.

Литература

1. Основные направления энергетической политики Российской Федерации на период до 2010 г. Энергетическая стратегия России на период до 2020 г.

2. ЛаверовН.П. Топливно-энергетические ресурсы: доклад академика Н.П. Лаверова // Вестник Российской академии наук, 2006. Т. 76, № 5.

3. Сапронов А.Г., Шаповалов В.А Энергосбережение на предприятиях бытового обслуживания: Учебное пособие / Под ред. Сапронова А.Г. Шахты: ЮРГУЭС, 2000.

4. Михеев М.А., МихееваИ.М. Основы теплопередачи. М.: Энергия, 1996.