Учебник - Энергосбережение в теплоэнергетике и теплотехнологиях (989625), страница 36
Текст из файла (страница 36)
Этосоответствует действительности, поскольку эти параметры зависят только от санитарно-гигиеническихнорм, предъявляемых к воздуху в рабочей зоне, и избытков тепла (∆Q, кВт) и влаги (∆W, г/c) в обслуживаемом помещении. В частности, для известных из тепловлажностных балансов помещения величин ∆Qи ∆W значения параметров приточного воздуха (т. «П2») рассчитываются по зависимостям:Hп2 = Hв −∆Q,ρпLпdп2 = dв −∆W.ρпLп(22)Неизменные параметры приточного воздуха при различных степенях рециркуляции можно обеспечить,изменяя количество теплоты, подводимой к воздуху в подогревателе первой ступени (Qв), это следует изуравнения (19):⎛ H − Hн⎞Qв = ρпLп ⋅ a(Hв − Hн ) ⋅ ⎜⎜ 0− 1⎟⎟ .⎝ a(Hв − Hн ) ⎠(23)Эта тепловая мощность обеспечивается регулированием расхода горячей воды, который определяетсяиз уравнения теплового баланса теплообменника первого подогрева:⎞⎛ H − HнQв = ρпLп ⋅ a(Hв − Hн ) ⋅ ⎜⎜ 0− 1⎟⎟ = GвСр(t вх1 − t вых1 ) .()aHH−вн⎠⎝(24)где Gв-массовый расход (кг/с) воды, Cр- теплоемкость воды, tвх1 и tвых1 - температуры на входе и на выходе из теплообменника.Тепловые балансы для помещения, системы кондиционирования воздуха и для помещения и системыкондиционирования записываются так:Qп − Q у + ∆Q = 0(25)Qм + Qв + ∆Q − Qп − Q у = 0(26)Qв = Q у − ∆Q − Q н(27)Уравнение (27) получено при совместном рассмотрении (25)-(26).
Составляющие теплового баланса (27)следующие:Qв = G(Hп2 − Hс ) ,Qн = G(1 − a )Hн ,Q у = G(1 − a )Hв ,∆Q = G(Hв − Hп2 ) .С учетом (6) коэффициент полезного действия установки кондиционирования воздуха можно определить по формуле:η=Hв − Hп2Hп2 − Hс(28)Зависимость (18) показывает, что минимальный коэффициент полезного действия или показатель энергетической эффективности СКВ будет при а = 0 (Нс = Нн), то есть для прямоточной системы. С ростомстепени рециркуляции растет разность энтальпий (Нс – Нн), и, следовательно, такой показатель энергетической эффективности, как кпд установки.Расчеты энергосберегающего эффекта и затрат тепловой мощности по нагреву воздуха в подогревателе первой ступени проводятся по формулам (21) и (23).
Баланс теплообменника-подогревателя первойступени проверяется по соотношению (24), а баланс установки в целом – по соотношению (27). Полученные результаты позволяют рассчитать КПД установки по соотношению (28).Применение теплообменников-утилизаторов в системах вентиляции и кондиционирования воздуха.Рециркуляция представляет собой наиболее доступный и дешевый способ утилизации теплоты вытяжного воздуха, но степень рециркуляции, как отмечалось выше, ограничена в силу требований к чистотеприточного воздуха. Объемный расход рециркуляционного воздуха ограничен соотношением Lр ≤ Lп –90Lнмин, в котором Lнмин – минимальный расход свежего наружного воздуха, величина которого определяется санитарно-гигиеническими нормами.Естественное желание использовать теплоту вытяжного воздуха с наибольшей пользой в этой ситуациитребует разделения потоков приточного и вытяжного воздуха в теплоутилизирующем устройстве.
Этореализуется при применении рекуперативных (рис.20,а) и регенеративных теплообменников – утилизаторов (рис.20, б) или двух теплообменников с промежуточным теплоносителем (рис.20, в). Принципиальные схемы систем вентиляции, в которых применены указанные способы утилизации теплоты, приведены на рис.20.Рис.20 (а) и (б) используется, когда приточный и вытяжной воздуховоды могут быть сведены в одномместе (в месте установки теплообменника-утилизатора).
Применение воздухо-воздушного теплообменника (рис.20 а) представляет самое простое и экономное решение. Срок окупаемости составляет 1-2года. Конструктивно все элементы схемы (а) компонуются в виде единого блока общеобменной вентиляции с пластинчатым теплообменником-утилизатором, схема приведена на рис.21.Наличие предварительного подогревателя на рис.20 (а, б) связано с эксплуатацией систем при низкихтемпературах наружного воздуха. Если температура удаляемого воздуха на выходе из теплообменникапонижается ниже 0 °С, то конденсирующаяся влага вытяжного воздуха будет превращаться в лед и закупоривать проходное сечение для воздуха.
В этом случае надо или пускать приточный воздух по обводному каналу, или предварительно, до теплообменника, подогревать его. В схеме с двумя теплообменниками и промежуточным контуром в качестве теплоносителя применяется антифриз.Степень утилизации теплоты зависит от эффективности теплообменника, которая может быть определена, какε=t н2 − t н1.t у − t н1(29)Для пластинчатых воздухо-воздушных теплообменников этот показатель находится в пределах от 0,4 до0,7.Более высокие показатели имеют регенеративные теплообменники с вращающейся насадкой (ε = 0,70,85). Повышение эффективности регенеративного теплообменника по сравнению с пластинчатым рекуперативным теплообменником объясняется дополнительным переносом теплоты из-за конденсации водяного пара из удаляемого воздуха.
В этом случае эффективность регенеративного теплообменниказаписывается через разности энтальпий потоков воздухаε=6H н2 − H н1H у − H н1ty2ty1tн1tн2(30)1tн∑∆Qгорячаявода2а)7ty2ty1tн1tн2б)91tп34589в)Рис.20. Принципиальные схемы систем вентиляции с теплообменниками-утилизаторами.1 – предварительный подогреватель, 2 – рекуперативный теплообменник, 3 – подогреватель (калорифер), 4 – приточный вентилятор, 5 – вентилируемое помещение, 6 – вытяжной вентилятор, 7 – регенеративный теплообменник с вращающейся насадкой, 8 –рекуперативные теплообменники «воздух-жидкость», 9 – циркуляционный насос.Наименьшую эффективность утилизации теплоты имеетсхема с двумя теплообменниками и промежуточнымконтуром (ε = 0,4-0,5). Применение этой схемы оправдано, если вытяжной и приточный воздуховоды расположены на значительном удалении друг от друга.
В этомслучае сведение их в месте установки теплоутилизационной установки связано с прокладкой воздуховодовбольшой протяженности, ростом аэродинамическогосопротивления сети и мощности вентиляторов.1Вытяжка4Приток32Рис.22. Схема регенеративного теплообменника свращающейся насадкой.1 – корпус, 2 – вращающийся ротор, 3 – перегородка,4 – патрубки.Энергосбережение при применении рекуперативноготеплообменника-утилизатора теплоты вентиляционных выбросов.При анализе энергосберегающего эффекта от применения рекуперативного теплообменника в системемеханической общеобменнной вентиляции будем полагать, что в помещении присутствуют внутренниетепловыделения общей мощностью, равной Q (Вт).
Мощность тепловых потерь через ограждающиеконструкции обозначим Qпот. Для определенности положим, что Q > Qпот. Объемные расходы приточногои вытяжного воздуха равны, соответственно, Lп и Lу, а массовые расходы – Gп и Gу (примем Gп = Gу = G).Остальные обозначения соответствуют обозначениям на рис.4 (а).
Тогда уравнения тепловых балансовдля теплообменника-утилизатора, вентилируемого помещения и системы в целом будут:(Q у = G(Hн2 − Hн1 ) = G Hу1 − Hу2())(31)G Hп − Hу1 + Q − Qпот = 0(32)GHн + Q1 + Q2 + GHу1 − GHп − GHу2 = 0(33)где Q1 и Q2 – тепловые мощности, подводимые к воздуху в подогревателях. С учетом (22) тепловой баланс для системы можно записать, как() ∑QG Hу2 − Hн +у+ ∆Q = 0(34)где ΣQу = Q1 + Q2 – суммарная мощность, подводимая к воздуху от внешнего источника тепла, напримерот централизованно системы теплоснабжения, ∆Q – избыточная тепловая мощность в вентилируемомпомещении. Из уравнения (34) следует, что затраты тепловой мощности по обогреву воздуха в системевентиляции с теплообменником утилизатором равны∑Qу()= G Hу2 − Hн − ∆Q(35)Для прямоточной системы общеобменной вентиляции затраты тепловой мощности по обогреву воздухаполучаются из уравнений баланса (32)-(33), если принять Ну2 = Ну1∑ Q = G(Hу1)− Hн − ∆Q92(36)Энергосберегающий эффект от применения теплообменника-утилизатора, в абсолютном исчислении(экономия тепловой мощности, подводимой от внешнего источника теплоснабжения) ∆Qэ будет∑Q = ∑Q − ∑Qэу()= G Hу1 − Hу2 = ∆Q у(37)Соотношение (37) можно переписать с учетом эффективности теплообменника утилизатора (30)∑Qэ(= Gε Hу1 − Hн1)(38)При неизменных параметрах воздуха после предварительного подогревателя и воздуха на выходе изпомещения энергосберегающий эффект будет пропорционален эффективности теплообменникаутилизатора.Если в качестве показателя энергетической эффективности выбрать кпд системы вентиляции, то записать его можно такη=∆Q∑ Q − Gε Hу1 − Hн1где затраты тепловой мощности ΣQ даются формулой (36).93()(39)РАЗДЕЛ8.1.8.Энергосберегающие мероприятиякоммунального хозяйства.наобъектахжилищно-Теплоснабжение объектов жилищно-коммунального хозяйства.8.1.1.Централизованное теплоснабжение и теплофикация.8.1.2.Актуальность и потенциал энергосбережения в жилищно-коммунальном хозяйстве.8.1.3.Некоторые практические результаты энергосбережения.8.1.1.
Централизованное теплоснабжение и теплофикация.Организационные проблемы.Определяющим является исторически сложившийся комплекс проблем в развитии теплоснабжающегохозяйства страны: организационных, нормативно-технических, социально-экономических, топливноэкологических. Ниже в ретроспективе развития СЦТ в1991–2000 гг. рассматриваются все четыре группыпроблем и даются рекомендации по их разрешению. К организационным проблемам следует отнести,прежде всего, масштабность развития теплоснабжения в России и разобщенность звеньев СЦТ.
К 1990г. общая годовая потребность в тепловой энергии в России превысила 11 млрд ГДж (табл. 1). При этомболее 80 % тепловых нагрузок удовлетворялось от источников тепла систем централизованного теплоснабжения (рис. 1.2).Таблица 1Динамика покрытия потребности в тепловой энергии от различных энергоисточников России, млрд ГДжПокрытие потребности различными технологиямиЦентрализованное теплоснабжениеТеплофикаНа базеОт местныхОт элекОт котельныхция на базеВЭР (венгенератротиляторовтеплакотель> 100< 100ционныйТЭСАЭСныхМДж/сМДж/свыброс)ГодыПотребность в пареи горячейводе в целом по России199011,043,990,031,203,880,410,031,5020009,603,000,031,053,520,180,021,800,630,031,880,250,021,70Прогноз (оптимистический)201011,705,350,051,462,30Прогноз (пессимистический)201011,003,900,031,303,80В 1990 г.
42 % суммарной теплопроизводительности всех источников тепла систем централизованноготеплоснабжения обеспечили 4,02 млрд ГДж. К 2000 ⎯теплофикационные установки тепловых электростанций (ТЭС) г. отпуск тепла снизился до 3,03 млрд ГДж. Общее количество тепловых электростанцийРоссии, отпускавших тепло внешним потребителям в 2000 г., составило 483 (табл. 2).Таблица .2Количество и мощность тепловых электростанций России (более 5 МВт), отпускавшим тепло в 2000 г.Наименование ТЭС> 1000Установленная электрическая мощность, МВт601–1000101–600< 100Всего1.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
