книги из ГПНТБ / Цейтлин Ю.А. Установки для кондиционирования воздуха в шахтах [Текст] 1974. - 166 с

а

130

131

рекомендуется не реже одного раза в месяц определять факти­ ческие параметры агрегата. При этом необходимо также выяс­ нить фактические производительность и напор вентилятора, а также изменение параметров охлаждаемого воздуха. Сравнение

Рис. 60. Установка агрегатированного воздухоохладителя в выработке

фактических параметров с номинальными позволяет сделать вывод о состоянии агрегата и о необходимости чистки наруж­ ных и внутренних поверхностей теплообмена или же других мероприятий по повышению эффективности его.

При проектировании установок для кондиционирования воз­ духа в шахтах необходимо определить тип и количество возду­ хоохладителей в шахте, а также режим работы каждого из них (фактическую холодильную мощность, расход и температуры холодоносителя, расход и параметры охлаждаемого воздуха).

132

За исходные данные могут быть взяты результаты теплового расчета [3, 5]. Конечная температура охлаждаемого воздуха определяется исходя из того, что после смешивания его с не­ охлажденным воздухом, движущимся по выработке, темпера­ тура омеси будет иметь значение, обеспечивающее нормальные атмосферные условия на рабочем месте, обслуживаемом возду­ хоохладителем, и что перепад температур в выработке не боль­ ше допустимого санитарными нормами. Через воздухоохлади­ тель пропускают обычно не менее 70% общего количества воздуха, движущегося по выработке, где установлен аппарат, причем расход воздуха через воздухоохладитель определяется производительностью вентилятора, установленного на нем *.

Зная количество воздуха, проходящего через воздухоохлади­ тель и его начальные и конечные параметры (определенные по диаграмме для соответствующего барометрического давления), рассчитывают необходимую холодильную мощность агрегата

сти (см. табл. 3). Если мощность одного агрегата недостаточна, возможна совместная работа двух воздухоохладителей.

Начальная температура холодоносителя (воды) у агрегата

пературы воды за счет диссипативных потерь и теплообмена с окружающей средой на 1 км трубопровода. Величина его зави­ сит от качества теплоизоляции и диаметра труб.

1 Чем больше воздуха, движущегося в выработке, проходит через воз­ духоохладитель, тем выше конечная температура его и, значит, меньше, ве­ роятность воздействия резких перепадов температуры воздуха на людей, идущих по выработке. Кроме того, снижение разности температур смешива­ ющихся потоков воздуха уменьшает необратимость процесса смешивания и связанные с неіо потери [8].

133

Конечная температура охлаждающей воды в воздухоохла­

ние IV);

Ѵх — расход воды через агрегат, м3/ч.

Расход воды через воздухоохладитель при проектировании новой установки может приниматься равным расчетному для данного агрегата, при реконструкции существующей установки он определяется исходя из возможностей установки.

Определив параметры охлаждаемой и охлаждающей сред в аппарате, можно рассчитать коэффициент теплопередачи его. Коэффициент теплоотдачи внутренних стенок трубок охлаж­ дающей воде может быть определен по формуле (79). Коэффи­ циент теплоотдачи воздуха наружной поверхности оребренных труб воздухоохладителя, отнесенный к наружной поверхности гладких труб, может быть определен по уравнению, аналогич­

ный диаметр трубок аппарата (без учета оребрения). Тогда постоянный коэффициент в уравнении (88) равен 0,825, а пока­ затель степени числа Рейнольдса 0,63 [24].

Определив по (69) среднелогарифмическую разность темпе­ ратур сред в аппарате, можно рассчитать коэффициент тепло­ передачи его, отнесенный к площади наружной поверхности гладких труб, и определить фактическую холодильную мощ­ ность воздухоохладителя.

При определении холодильной мощности необходимо из по­ лученной при тепловом расчете величины вычесть мощность, потребляемую из сети электроприводом вентилятора, так как эта мощность полностью превращается в тепло и подводится к

чается от требующейся, полученной по (161), то необходимо из­ менить или расход воздуха через аппарат (чем больше расход, тем при прочих равных условиях больше холодильная мощ­ ность), или расход охлаждающей воды (холодильная мощность агрегата увеличивается с увеличением расхода воды).

Проектные организации в настоящее время используют при выборе агрегатированных воздухоохладителей графоаналитиче­ ский метод расчета, разработанный МакНИИ [23].

При проектировании групповых или центральных воздухо­ охладителей исходными величинами также является необходи­

134

мая холодильная мощность аппарата и параметры охлаждае­ мого воздуха. Температура холодоносителя на входе в аппарат определяется по (162). Расход холодоносителя принимается та­ ким, чтобы перепад температур воды в аппарате составлял 5—8° С. Число параллельно соединяемых секций определяется из соображений обеспечения скорости воды в аппарате в преде­ лах 1,6—2,0 м/сек (приняв предварительно тип секций, из кото­ рых будет монтироваться аппарат).

Затем,, используя формулы (69), (73), (79), (86), (88) и (90), рассчитывают коэффициент теплопередачи и среднелогарифми­ ческий температурный напор аппарата, после чего определяют необходимую площадь поверхности теплообмена и число стан­ дартных секций в аппарате. Вентилятор, обслуживающий аппа­

(1,1 бар). Допускается использование электроэнергии для привода вентиля­ торов. Расстояние воздухоохладителя от т. в. д. 1,5 км.

после охлаждения (см. рис. 1, линия 1—2—3): / ±= 15,7 ккал/кг=66,0 кдж/кг; di=16,3 г/кг; / 2= 8,3 ккал/кг=34,8 кдж/кг; dz=8 ,7 г/'кг.

Необходимая холодильная мощность аппарата по (161) QB 0 = 5,4 (66,0 — 34,8) х 170 квт.

Исходя из этой величины и расхода охлаждаемого воздуха, принимаем агре­ гат АРВЭ-1 с нормализованной холодильной мощностью 153 квт.

Учитывая расстояние воздухоохладителя от т. в. д. определяем ориенти­ ровочную температуру воды перед ним по (162):

£ = 5 + 0,4-1,5 = 5 ,6° С.

Приняв расход воды равным расчетному (24 м3/ч), рассчитываем конеч­ ную температуру воды, определив по данным приложения IV ее плотность (1000 кг/м3):

х4,19-.1000 - 24

Средняя плотность влажного воздуха в аппарате [3] определяется по

135

Средняя скорость движения воздуха в аппарате

иаденнп рассчитываем, принимая температуру стенок труб ориентировочно

сто эквивалентного диаметра подставляем в формулу наружный диаметр

ческий коэффициент вязкости, представляющий собой отношение динамиче­ ского коэффициента к плотности, равен 1,3910_0 м2/сек.

136

Среднелогарифмическая разность температур сред в аппарате, согласно (69) и принимая е=1,

Дtc = (25,0 — 11,7) — (13,0 — 5,6) = 10° С.

In-13,3

7,4

Тогда расчетная холодильная мощность принятого агрегата в данных условиях

Q'B 0 = 808-30.10. Ю -з = 242,2 пвт .

Фактическая холодильная мощность определится, если из полученной ве­ личины вычесть мощность, потребляемую двигателем вентилятора из сети. Принимая статический к. п. д. вентилятора 0,6 и к. п. д. двигателя 0,8, учиты­ вая аэродинамическое сопротивление воздухоохладителя данного типа (см. табл. 3), получим

Разница между фактической и требуемой холодильной мощностью составляет около 30%. При необходимости можно уменьшить эту разницу, снизив рас­ ход воды через аппарат.

3. Расчет и проектирование остальных подземных элементов установок

Для наиболее широко используемой в проектах схемы кон­

теплоизолированных трубопроводов 2 для транспорта вторич­ ного холодоносителя, насосной станции 3, обеспечивающей по­ дачу вторичного холодоносителя к воздухоохладителям и обрат­ но; теплообменника высокого давления 4, в котором обмени­ ваются теплом первичный и вторичный холодоносителн.

места расположения камер для размещения насосов и тепло­ обменников.

Исходными данными являются результаты расчета измене­ ния температуры вентиляционной струи и расход воздуха в вы­ работках шахты. Тепловой расчет обычно производится для са­ мых благоприятных (зимних) и самых неблагоприятных (лет­ них) условий.

Проектирование установки кондиционирования воздуха начи­ нается с определения количества и мест расположения воздухо­ охладителей в выработках шахты. От количества воздухоохла­ дителей существенно зависят расход энергии и капитальные за­ траты иа сооружение установки. Для поддержания в горных выработках допустимой температуры воздуха необходимо после того как достигнута эта температура, отводить от вентиляцион-

нон струи тепло. Отвод тепла должен быть таким, чтобы ком­ пенсировался подогрев воздуха за счет теплообмена его с гор­ ными породами п тепловыделения местных источников (см. п. 3 главы I). Подвод тепла от горных пород тем интенсивнее, чем ниже температура вентиляционной струи, соответственно с по­ нижением средней температуры воздуха в выработках увели­ чивается и холодильная мощность, необходимая для компенса­ ции этого теплопрптока. Таким образом, минимально потребная холодильная мощность установки (а значит, и расход электро-

Рис. 61. Схема контура низкого давления УКВ, располагае­ мого в горных выработках

энергии при ее работе) будет в том случае, если на всем про­ тяжении выработок поддерживать температуру вентиляционной струи, равную допустимой. Однако в этом случае потребовалось бы и охлаждение воздуха на всем протяжении выработок, что привело бы к значительному усложнению и повышению стоимо­ сти установки. Оптимальное число воздухоохладителей, уста­ навливаемых в выработках, должно соответствовать минимуму приведенных годовых затрат по эксплуатации системы при обеспечении необходимых атмосферных условий на рабочих местах.

Рациональная длина выработки, обслуживаемой одним воз­ духоохладителем, зависит от коэффициента нестационарного теплообмена, расхода воздуха, температуры горных пород, стои­

13S

Так, ДоиУГИ совместно с ВІТИІІСС разработай метод исполь­ зования для этой цели пенополиуретана (коэффициент тепло­ проводности 0,02—0,05 вт/м • град). По данным авторов [35], при" менение напыления для покрытия труб полиуретановой пеной позволило значительно облегчить процесс нанесения теплоизо­ ляции. Стоимость теплоизоляции в этом случае была примерно такой же, как и при использовании матов из минерального вой­ лока (10—12 руб/м). Недостатком пенополиуретановой изоля­ ции является ее малая механическая прочность, вследствие чего необходимо устройство вокруг слоя изоляции специального за­ щитного кожуха из листового оцинкованного железа, что услож­ няет монтаж и увеличивает стоимость изоляции.

Большой интерес представляет использование скорлуп из синтетических теплоизоляционных материалов. МакНИИ сов­ местно с УкрНИИ пластмасс разработаны конструкция и техно­ логия изготовления таких скорлуп из пенополистирола ПСБ-С (коэффициент теплопроводности 0,035—0,037 вт/м-град). Скор­ лупы представляют собой полуцилиндры длиной 1 м, толщиной 50 или 60 мм, соединяемые специальной мастикой. В настоящее время на Рутченковскнх ЦЭММ освоен серийный выпуск тепло­ изоляционных скорлуп для труб диаметром условного прохода 100, 150, 200, 250 и 300 мм. На некоторых шахтах этих скорлупы уже применяются для изоляции трубопроводов.

После того как диаметры участков и тип изоляции трубопро­ вода для транспорта холодоносителя выбраны, определяется

лее неблагоприятных условиях находится самый удаленный от т. в. д. воздухоохладитель. Зная холодильную мощность, которую он должен обеспечить, повышение температуры охлаждающей среды, а также начальную и конечную температуру воздуха в нем, можно определить необходимую температуру вторичного

Ьт , Кі — линейный коэффициент теплопередачи (отнесенный

к 1 м длины трубопровода) вт/м ■град, и коэффи­ циент сопротивления по длине г-го участка трубо­ провода;

14Ѳ