Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1 Обзор литературы 10
1.1 Обзор конструкций утилизаторов теплоты 10
1.2 Существующие методики расчета теплообменных аппаратов 12
1.3 Оптимизация теплообменных аппаратов 20
1.4 Коэффициенты тепло- и массообмена при течении в каналах 22
1.5 Расчет параметров влажного воздуха 27
1.6 Выводы: цели и задачи исследования 34
ГЛАВА 2. Математическая модель перекрестноточного рекуператора 37
2.1 Вывод основных соотношений .37
2.2 Расчет энтальпии влажного воздуха 45
2.2.1 Энтальпия влажного воздуха при охлаждении до температур выше 0 С 47
2.2.2 Энтальпия влажного воздуха при охлаждении до температур ниже 0 С 52
2.2.3 Расчет изменения энтальпии влажного воздуха при конденсации водяного пара 57
2.3 Расчет коэффициентов тепло- и массообмена. 61
2.3.1 Определение коэффициентов тепломассообмена при капельной конденсации на стенках канала. 62
2.3.2 Определение коэффициентов тепломассообмена при образовании тумана 70
2.4 Расчет тепломассообмена, протекающего в перекрестноточном рекуператоре 81
2.4.1 Конечноразностные аппроксимации уравнений тепломассопереноса при конденсации пара на стенках канала 82
2.4.2 Конечноразностные аппроксимации уравнений тепломассопереноса при туманообразовании 85
2.4.3 Результаты расчета тепломассопереноса в условиях перекрестноточного движения теплоносителей 90
2.5 Расчет потерь давления в перекрестноточном рекуператоре. 93
2.6 Расчет эффективности перекрестноточного рекуператора 1.01
2.6.1 Эффективность работы перекрестноточных утилизаторов теплоты в климатических условиях Северо-западного региона РФ 114
ГЛАВА 3 Экспериментальные исследования перекрестноточного рекуператора 122
3.1 Экспериментальное исследование характеристик перекрестноточного пластинчатого рекуператора 122
3.1.1 Особеїгаости стенда для экспериментальных исследований теплообмена в перекрестноточном рекуператоре 122
3.1.2 Расчет погрешностей измерений 129
3.1.3 Сопоставление результатов расчета и опытных данных 134
3.2 Экспериментальное исследование характеристик перекрестноточного рекуператора в составе приточно-вытяжной установки 134
ГЛАВА 4. Рекомендации по совершенствованию перекрестноточных пластинчатых рекуператоров 147
4.1 Оптимизация геометрии перекрестноточных; рекуператоров. 147
4.1.1 Оптимизация высоты пластины тегоюобмешгого пакета 150
4.1.2 Оптимизация высоты пакета и ширины пластин пакета 155
Заключение 166
Литература. 168
Приложения 176
- Существующие методики расчета теплообменных аппаратов
- Расчет тепломассообмена, протекающего в перекрестноточном рекуператоре
- Экспериментальное исследование характеристик перекрестноточного рекуператора в составе приточно-вытяжной установки
- Оптимизация высоты пластины тегоюобмешгого пакета
Введение к работе
Перекрестноточные пластинчатые теплообменники рекуперативного типа находят широкое применение в химической и энергетической промышленности, а также в системах жизнеобеспечения. Данные теплообменники служат для охлаждения и нагрева газов, конденсации и утилизации теплоты высокопотенциальных теплоносителей.
В настоящее время, возрастающее потребление энергии и рост цен на энергоносители требует проведения масштабной энергосберегающей политики при создании современных инженерных сооружений - жилых, коммерческих и промышленных объектов в равной степени. Сбережение энергии является не только общегосударственной задачей, но и экономической проблемой каждого пользователя энергоресурсов. Основное решение состоит в использовании энергосберегающих технологий.
Капитальные затраты на устройство систем отопления вентиляции и кондиционирования воздуха (ОВК) достигают 20% общей стоимости зданий, а эксплуатационные — 30-50% общей стоимости эксплуатации. При проектировании систем жизнеобеспечения для экономии энергии целесообразно использовать вторичные энергетические ресурсы, такие, к примеру, как теплота удаляемого из помещения воздуха. Существует два основных способа утилизации потенциала вентиляционных выбросов: рециркуляция удаляемого воздуха и теплоутилизация с использованием теплообменных аппаратов. Поскольку применение рециркуляции в большинстве случаев ограничено санитарными нормами и не может быть использовано, если в удаляемом воздухе содержатся вредные примеси, наибольшее распространение получили воздухо-воздушные теплообменники различных конструктивных исполнений.
Применение воздухо-воздушных теплообменников позволяет снизить расход теплоты в системах вентиляции на 40-60% при сравнительно невысоких
9 капитальных вложениях. В связи с этим, при совершенствовании систем теплоснабжения, вентиляции и кондиционирования воздуха значительное внимание необходимо уделить расчету, оптимизации и повышению эффективности теплообменных устройств.
Потребность в качественных системах кондиционирования и вентиляции
определяет необходимость детального рассмотрения процессов, протекающих в
утилизаторах теплоты. Нужно отметить, что до недавнего времени
большинство отечественных исследований в области теплообмена касались в
основном процессов, имеющих место в установках, применяемых в
промышленности. Особенностями подобных теплообменников является работа
в условиях значительной разности температур, давлений и часто при высокой
агрессивности сред. На настоящем этапе следует провести исследование
теплообмена, протекающего в аппаратах систем вентиляции и
кондиционирования, основательно разобрать механизм данных процессов - это
послужит базой для совершенствования существующих и создания новых
конструкций теплообменников.
Существующие методики расчета теплообменных аппаратов
Методики расчета теплообменников базируются на дифференциальных уравнениях теплопередачи Фурье (1.1) и Ньютона-Рихмана (1.2), а также уравнении теплопроводности Фурье (1.3) [28]:где q - плотность теплового потока; Т — абсолютная температура; а -коэффициент теплоотдачи; Х- коэффициент теплопроводности; а — коэффициент температуропроводности.
Основополагающими в области расчета теплообменников были работы Нуссельта, который обобщил результаты многочисленных исследований в области теплообмена и, применив теорию подобия, привел их к приемлемой на практике форме [86-89].
Работой, заслуживающей особого внимания, следует считать монографию X. Хаузена [63]. Автор, являясь одним из основоположников теории регенераторов, приводит обширные теоретические и экспериментальные данные, касающиеся расчета теплообменных аппаратов. Из уравнения теплового баланса для прямотока и противотока были получены точные решения для распределения температуры в рекуператоре. Для случая охлаждения одного газа и неизменной температуре второго из теплоносителей где /,, /г- текущие температуры теплоносителей; f„ - начальная температура охлаждаемого газа; & — коэффициент теплопередачи; F— площадь поверхности теплообмена; ср1 —средняя изобарная теплоемкость охлаждаемогогаза. где tu, t2j - температуры приточного и удаляемого воздуха на входе в рекуператор; ti2i 62 " температуры приточного и удаляемого воздуха на выходе из рекуператора; ср2 - средняя изобарная теплоемкость нагреваемого газа.
Для расчета температур при чистом перекрестном токе автор приводит систему дифференциальных уравнений, составленных на основе теории, предложенной Нуссельтом [88].где Gn G2 — соответственно массовые расходы нагреваемого и охлаждаемого газов через одну пластину; Вь В2 - длина и ширина пластины; tl} tr текущие температуры газов.
Точного решения данной системы дифференциальных уравнений в частных производных не существует, Описанные Хаузеном приближенные методы решения (1.7) включают большое количество специальных и трансцендентных функций, определение которых представляет вычислительные трудности. Кроме того, асимптотические зависимости для температуры рассчитаны с использованием безразмерных переменных 4х-кВ2хіср\ и %2 кВгу!ср2. Последнее делает полученные решениянеприемлемыми для процессов, сопровождающихся образованием конденсата, а также при переменных коэффициентах теплопередачи и теплоємкостях сред. Автор отмечает, что более точные кривые изменения температуры газа могут быть получены методом конечных разностей.
На практике проектирование перекрестноточных теплообменников включает два этапа: проектный и проверочный расчеты, подробно описанные в работе [27, 38]. Последовательность проектного расчета представлена ниже:1. Определение водяных эквивалентов холодного Wj и горячего воздуха W2 Расчет поправок для перепадов температур при перекрестном токе 5..- Определение по номограмме поправки к средней температуре и. расчет итоговой средней разности температур 6. Расчет количества передаваемой теплоты 7. Определение площади теплопередающей поверхности Проверочный расчет включает в себя следующие этапы 1. Вычисление водяных эквивалентов W\. и W2 и определения минимального Wmin и максимального значения . 2. Определение чиела единиц переноса Данный метод сравнительно прост, однако, следует учитывать то, что он разработан для условий сухого теплообмена. Как известно, при охлаждении удаляемого влажного воздуха ниже точки росы происходит конденсация водяного пара. Выделение скрытой теплоты парообразования существенноизменяет характер теплообмена, и данным явлением при расчете нельзя пренебрегать. Отметим, что используемое понятие «эффективность» не тождественно КПД, так как последний, являясь сравнительной характеристикой теплообменников, должен вычисляться при одинаковых водяных эквивалентах газов. Поэтому формула (1.19) является некорректной для условий теплообмена с фазовыми переходами. Как будет изложено в главе 2, общепринятое понятие эффективности является недостаточным для определения совершенства процесса и для сравнения различных тешгообменных аппаратов.
В справочном пособии [60] описываются две основные методики расчета теплообменников; по средней разности температур и Є-NTK метод. Задаваясь средней логарифмической разностью температур At, получаемМетод Є-NTK особенно удобен при неизвестных температурах входа и выхода. По известному можно рассчитать теплообменник по уравнению
Большое количество экспериментального материала представлено в работе американских исследователей В. Кэйса и А. Лондона [33]. Авторы приводят соотношения для определения коэффициентов теплоотдачи в виде зависимости фактора Колберна от числа Рейнольдса St- Рг2/Э = /(Де). Для расчета эффективности теплообменников использована следующая зависимость
Экспериментальное исследование эффективности компактного рекуперативного теплообменника, работающего при давлениях теплоносителей, ниже атмосферного, представлено в [84]. Авторами проведены измерения и расчеты падения давления на начальном участке каналов, определено среднее число Нуссельта для различных геометрий теплообменного
Расчет тепломассообмена, протекающего в перекрестноточном рекуператоре
Используя критериальные зависимости для г расчета локальных чисел Нусеельта и: Шервуда, полученные выше, можно вычислить значения коэффициентов переноса для использования при численном решении (2.14). Так же, как и при расчете коэффициентов тепломассоотдачи, рассмотрим два режима: капельная конденсации на стенках канала и объемная , с образованием тумана.
Приняты следующие допущения:- Термическим сопротивлением конденсирующейся влаги пренебрегаем.- Потери тепла в окружающую среду ничтожно малы; теплообмен, протекающий в крайних пластинах, не принимается во внимание.- Теплота, выделяющаяся при конденсации пара, полностью отводится через стенку.- Рассматриваются осредненные величины температуры и скорости потока по высоте канала (щели).
Полный тепловой поток через стенку при конденсации на поверхности составитгдеуст. — плотность потока массы конденсата на стенке. Возвращаясь к обозначениям, приведенным на рис. 2.6, систему (2.14) с учетом (2.79) представим в видегде da— влагосодержание, соответствующее состоянию насыщения приданной температуре стенки.
Перепишем систему (2.80) в конечно-разностном виде. Поскольку вся теплота конденсации отводится стенкой, имеем. Дискретные аналоги систем (2.81) и (2.86) могут быть получены также при помощи метода Эйлера по неявной» схеме. Исходные дифференциальные уравнения, входящие в (2:81) и (2.86) при малых массовых расходах и больших коэффициентах теплопередачи являются жесткими дифференциальными уравнениями вида:
Искомое значение функции на текущем шаге полностью определеноизвестным значением фукции на предыдущем шаге А Поэтому вычислениеправой части уравнения (2.91) не представляет труда. Выражение для расчетанеизвестного значения функции/имеет вид Аппроксимация уравнения (2.90) в соответствии с неявной схемой даст следующее выражение Правая часть уравнения (2.93) включает неизвестное значение функции: на текущем шаге. Рассматривая влагосодержание как коэффициент, значение которого вычисляется итерационно можно считать, уравнения;системы (2.86) линейными. Выражение для:искомой величины , при:этом, легко получить. В общем случае для неявной схемы необходимо решать систему: алгебраических уравнений, что является; сложной задачей в присутствие нелинейности. Этот недостаток неявной схемы; однако; искупается ее абсолютной устойчивостью присчете. Конечно-разностный аналог системы (2.86), полученный по неявной схеме Эйлера приведен ниже решения системы (2.95) (нижний индекс 2 опущен). Значения температуры и влагосодержания, полученных на предыдущей итерации, обозначим t(0iJ) и d$J). Применяя метод нижней релаксации, получим ) В процессе решения задачи установлено, что при д = 0,5 число итераций на каждом шаге не превышает 20. Допущение относительно сконденсировавшейся воды, как показано в [49], слабо влияет на зависимость температуры смеси от давления насыщения, поскольку количество образующейся жидкой фазы очень мало. Действительно, введем во второе уравнение системы (2.57) величину, характеризующую охлаждение образовавшегося тумана в насыщенном охлаждаемом воздухе. где rfB.2 - содержание воды во влажном воздухе. Аналогично преобразуется первое уравнение итерационной системы (2.95) (нижний индекс 2 опущен). значительно сократить время счета, так как в этом случае рассматривается: двумерная задача с односторонней пространственной координатой. Численное решение системы (2.81) дает распределение температур нагреваемого и охлаждаемого воздуха, приведенные на рис. 2.26 и рис. 2.27. Граничные условиями =0; ґ21 -25;, 2i = 70%; рп =80%; V2\ = Vn..= 500 м /ч; В.- 0,9 м; F = 0 35 м, Н = 0,003 м. Пунктирными стрелками показано направление течения нагреваемого воздуха, обычными - направление течения охлаждаемого воздуха. Полученные данные являются основой для последующих расчетов эффективности и оптимизации рекуператоров, На рис. 2.28 и рис. 2.29 представлено для принятых выше условий распределение коэффициента теплопередачи и разность температур теплоносителей (градиент температур на разделительной стенке);
Как видно из рис. 2,26 и 2.27, пренебрежение поперечной: (вдоль оси х — для течения нагреваемого воздуха в щели и вдоль оси; у - для течения охлаждаемого воздуха в квадратных каналах) теплопроводностью справедливо, поскольку градиент температуры между соседними элементарными объемами воздуха, движущимися параллельно, очень мал и составляет, в зависимости от выбранной расчетной сетки, величину порядка 10"2 С.
Экспериментальное исследование характеристик перекрестноточного рекуператора в составе приточно-вытяжной установки
Приточно-вытяжная; установка (ИВУ) представляет собой комплектный воздухообрабатывающий агрегат с вентиляторами, утилизатором теплоты фильтрами и встроенной автоматикой. Основное назначение. ИВУ — обеспечение вентиляции помещений в условиях повышенных требований к экономичности, акустической обстановке и массогабаритным показателям оборудования. Принципиальная схема ПВУ изображена на рис. 3.8 и рис. 3.9. Установка включает пластинчатый рекуператор теплоты 1, вентиляторы 2 и 3, а также фильтры 4 и 5 приточного и удаляемого воздуха, размещенные в теплозвукоизолированном корпусе 6.
Исследуемая ПВУ снабжена низкооборотными вентиляторами двустороннего всасывания типа DFE фирмы «Ostberg» (Швеция).
Клеммные коробки для подключения вентиляторов размещены на наружной стенке корпуса ПВУ. Максимальная мощность вентиляторов 400 Вт (220 В). Для очистки приточного и вытяжного воздуха предусмотрены сменные карманные фильтры класса EU3. Оборудование размещается в корпусе, снабженном быстросъемной крышкой. Корпус изготовлен из оцинкованной стали, стенки корпуса покрыты фольгированной теплозвукоизоляцией толщиной 45 мм. Внутри корпуса на всех перегородках предусмотрены уплотнения во избежание перетекания воздуха из одного тракта в другой. В крышке корпуса выполнены канавки со штуцерами, выведенными наружу, для отвода конденсата. К сети воздуховодов ПВУ подсоединяется посредством четырех патрубков.
В ходе эксперимента были исследованы характеристики трех установок производства ООО «БТК-Компоненты»: УПВЭ 160, УПВЭ 200 и УПВЭ-250. Информация о данных установках приведена в таблице 3.4.
Экспериментальные исследования; УПВ проведены на стенде, аналогичном описанному в: 3.1.1. Ири испытаниях приточно-вытяжных установок подпорные вентиляторы стенда не использовал ИСБ, и К сети были подключены только вентиляторы установки. Схема стенда приведена на рис. ЗЛО. Приточный воздух, проходя воздухозаборную решетку и струевыпрямитель., попадает в пластинчатый рекуператор 4, где нагревается за счет теплообмена и, минуя вентилятор 2, подается в помещение. Удаляемый воздух подогревается канальным электронагревателем 5 и также поступает в рекуператор 4, где охлаждается. Управление мощностью нагревателя -ступенчатое посредством 5-ступенчатого трансформатора. На входе в установку 4 и на выходе из нее измерялись температуры потоков по сечению воздуховода. G помощью системы шиберов 6 и 7 изменялось сопротивление воздуховодов и устанавливались различные значения расходов по приточному и вытяжному тракту стенда; Значения расходов контролировались с помощью анемометра - расходомера. Удаляемый воздух нагревался до температур 30;. .50 Є. Нри этом достигалась необходимая; разность температур приточного и удаляемого воздуха. Перечень контрольно-измерительной аппаратуры использованной:при измерении температур удаляемого и приточного воздуха приведен в таблице: 3:5.
Варьируемые в ходе в таблицах 3.6-3.7. Температура потоков воздуха на выходе получена путем осреднения данных измерений в двадцати точках сечения патрубка.
Погрешность измерения температуры в эксперименте можно рассчитать по формуле, составленной на основе (3.4), (3.1)Используя формулу (3.6), вычислим погрешность измерения температуры при испытании УПВЭ-160для приточного воздуха для удаляемого воздуха Аналогично для УПВЭ-200 для приточного воздуха для удаляемого воздуха приточного воздуха для удаляемого воздуха Значения температур приточного и- удаляемого воздуха; рассчитанные численным методом; были: осреднены по сечению и сопоставлены с результатами экспериментов при различных расходах и начальных температурах потоков; Сравнение результатов расчета и данных опытных исследований приведены на рис. 3.11-3Л2 Расхождение значений средних температур; полученных численно; и в результате экспериментальных измерений сведено в таблицу 3;9 Таким образом, теоретические расчеты подтверждается экспериментом приблизительно на 90%. Тот факт, что теория находится в хорошем согласовании с экспериментальными данными- подтверждает приемлемость использования настоящей методики; при расчете и проектировании перекрестноточных теплообменников. Далее, предлагаемый способ расчета будет использован для оценки эффективности работы перекрестноточных рекуператоров при различных режимах эксплуатации, а также для. оптимизации геометрических параметров существующихтеплообменных аппаратов.
Оптимизация высоты пластины тегоюобмешгого пакета
Увеличение высоты сотовой: пластины теплообменного пакета перекрестноточного рекуператора приводит во-первых, к изменению числа Рейнольдса; следовательно, к изменению коэффициента теплопередачи, во-вторых, к увеличению массового расхода через пластину, что снижает эффективность рекуператора, в-третьих, к снижению аэродинамического сопротивления пакета, в-четвертых, к уменьшению совокупной площади пластин и снижению стоимости пакета. Ниже приведены оптимизационные расчеты для рекуператоров РКПл 160, РКПл 200, РІОІл 250, РКПл 315 при изменениии высоты пластины в диапазоне Н2 = 1.,.8,5 мм. Исходные данные:
Зависимость частных критериев от высоты пластины носит монотонный характер без экстремумов, что иллюстрируют рис. 4.2-4.5-. В качестве примера приведены данные по РКПл-160. Из представленных графиков видно, что увеличение Н2 влечет за собой снижение всех частных показателей качества. Следует отметить сильную нелинейность в снижении аэродинамического сопротивления на участке Н2=1...2 мм, после чего изменение ЛР2 при дальнейшем увеличении высоты пластины изменяется незначительно.
Hz, мм Рис. 4.4 Завиеимость падения давления удаляемого воздуха в рекуператоре от высоты сотовой пластины теплообменного пакета (РКИл 160) Рис. 4.5 Зависимость площади пластин теплообменного пакета от высоты сотовой пластины теплообменного пакета (РКПл-160) $ Оптимальной высотой пластины следует считать такое ее значение, которое соответствует минимальной площади пластин, минимальному сопротивлению пакета и максимальной эффективности. Зависимости инвариантных частных критериев от #2 представлены на; рис. 4.6. Задача оптимизации заключается в определении максимума глобальной функции качества и значения высоты пластины, соответствующего экстремуму этой функции Таким образом, используя формулу (4 4); глобальное качество можно представить в виде Показатели степени при частных инвариантных критериях дают в сумме 1. При выводе формулы (4.5) веса показателей получены из соображений о равной значимости эффективности и аэродинамического сопротивления; и более ф низкой значимостью стоимости материалов (площади пластин). Отношение весов показателей степени при эффективности Е, сопротивлении ДР и А площади S составляет соответственно 1:1:0 5: Рис. 4.6 Зависимость безразмерных падения давления удаляемого воздуха в рекуператоре, площади пластин и термической эффективности от высоты сотовой пластины теплообменного пакета (РКПл-160). 1 — эффективность Е; 2 -падение давления ДР2; 3.— площадь пластин S.
Зависимость глобальной функции качества от высоты пластины пакета приведено на рис. 4.7. Анализ данного графика показывает, что высоту пластины Дэ= 4 мм можно считать оптимальной.
Руководствуясь соображениями, аналогичными приведенным выше, получим зависимость глобальной функции качества от высоты пластины пакета для рекуператоров РКПл 200j РКПл 250, РКПл 315. Результаты расчета представлены на рис. 4.7. Несмотря на то, что оптимальным значением высоты пластины во всех случаях является7 = 4 мм, отметим, что для рекуператоров больших габаритов уместно использовать пластины с большей высотой, поскольку графики качества имеют тенденцию смещаться в сторону больших Н2 при увеличении серийного номера рекуператора. При расчетах минимально допустимой эффективностью считалось значение 50% (для рекуператоров всех моделей), максимально допустимым аэродинамическим сопротивлением: 150Па- для РКПл 160, 200, 250 и 200 Па-для РКПл 315.
Рис. 4.7 Зависимость глобальной функции качества от высоты сотовой пластины теплообменного пакета 1 - РКПл-200; 2 - РКПл-250; 3 - РКПл-315.
На сегодняшний день существует две основные компоновки перекрестно-точных пластинчатых рекуператоров, В первом случае высота теплообменного пакета F определяется высотой корпуса рекуператора Н (рис. 4.8), во втором случае пакет расположен иначе, и его высота определяется шириной рекуператора С (рис. 4.9). Можно видеть, что тип рекуператора определяется исключительно отношением высоты пакета к ширине пластины F/B. Для рекуператора тип 1 данное отношение меньше единицы, для рекуператора тип 2 отношение больше единицы. При одних и тех же расходах, начальных параметрах потоков и габаритах Н и С рекуператоров обоих конструкций, скорость течения в пакете рекуператора типа 1 будет выше. Последнее приведет, во-первых, к увеличению длины начального участка и росту среднего коэффициента теплопередачи, во-вторых, к увеличению массового расхода и, следовательно, меньшему нагреву (и охлаждению) воздуха в пакете. Вместе с тем, площадь теплообмена у рекуператора типа 1 всегда больше, следовательно выше количество теплоты, передаваемой через стенки отдельно взятой пластины и выше потери на трение в пакете. Рекуператор типа 2 имеет меньшую площадь пластин, меньший массовый расход воздуха через пластину и меньшее аэродинамическое сопротивление. С целью определения того, какая из конструкций рекуператора является более эффективной, проведем тепловой и аэродинамический расчет обоих вариантов, взяв за основу габариты и номинальные режимы работы установок РКПл (таблица 4.1). Выбор типа рекуператора должен проводится на основе сравнения глобальных функций качества для обеих конструкций. Частными целевыми функциями являются: падение давления в канальной части пакета, эффективность и стоимость материала пакета,
Таким образом ниже будет проведена оптимизация перекрестноточного рекуператора тип 1 по размерам F, В, а также сравнение рекуператоров двух описанных типов (оптимизация по отношению F/B).
