Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Повышение энергоэффективности осциллирующей вакуумно-кондуктивной сушки пиломатериалов. Монография
.pdf
71
постоянной, после некоторых преобразований получаем уравнение для
определения скорости изменения парциального давления пара в
камере
, (4.8)
. (4.9)
Отсюда, задавая темп снижения давления и скорость сушки,
рассчитываемую по регрессионным уравнениям (2.20) и (2.21), можно
найти требуемую производительность конденсатора установки:
. (4.10)
4.2.2. Методика и алгоритм расчета теплового насоса
Выбор наиболее подходящей конструкции теплового насоса
осуществляется сравнением многих вариантов схем насосов,
хладагентов и задаваемых перепадов температур в теплообменных
аппаратах. Для расчета тепловых насосов наиболее часто применяются
T,S - или p,h - диаграммы рабочих тел (фреонов).
Термодинамический расчет производится с целью определения
показателей эффективности цикла парокомпрессионного теплового
насоса (ТН) (рис. 4.3).
Рис. 4.3. Температурные схемы теплообменников: а – конденсатор;
б – испаритель
q
и
t
н1 tн2
𝛥t
и
t
и
q
к
𝛥t
к
t
к
t
в1
t
в2 а
б
72
Исходными данными для расчета являются:
1. Тепловая нагрузка Q
тн.
, зависящая от расхода испаренной
влаги из камеры, находящейся на стадии вакуумирования
пиломатериалов:
Qтн = Gн · r, Дж/с, (4.11)
где расход водяного пара определяется величиной скорости сушки
материала:
Gн = N · Vм · ρм, кг/с. (4.12)
2. Температура низкопотенциального теплоносителя – влаги,
испаренной из материала и находящейся в свободном пространстве
сушильной камеры:
tн1 = t
пара
= , (4.13)
где А, В, С – константы уравнения Антуана.
3. Температура низкопотенциального теплоносителя
конденсата, образующегося в результате процесса конденсации
водяного пара на поверхности испарителя.
4. Температура высокопотенциального жидкого
теплоносителя, циркулирующего в нагревательных плитах на входе
(tв1) и на выходе (tв2) теплового насоса:
tв2 = tпл + 5, (4.14)
tв1 = tпл – 5,
где tпл – температура нагревательной плиты внутри камеры сушки,
которая задается при расчете скорости сушки материала по уравнению
(2.20)–(2.21). Кроме того, в расчете необходимо задать температуру
окружающей среды t0 и перепады температур на выходе из
теплообменников в испарителе (tи) и конденсаторе (tк). Это обычно
3–5 °С.
Схема и цикл расчета ТН представлены на рис. 4.4.
Цикл расчета диаграмм теплового насоса [120]:
− т.1–т.2 – необратимый политропный процесс сжатия паров
хладагента в компрессоре;
− т.2–т.3 – изотермическая конденсация хладагента в конденсаторе
и передача теплоты высокопотенциальному теплоносителю;
73
− т.3–т.4 – необратимый адиабатический процесс расширения
хладагента в дроссельном вентиле;
− т.4–т.1 – изотермическое испарение хладагента в испарителе за
счет теплоты, отобранной у низкопотенциальной теплоты –
испаренной влаги из древесины.
Рис. 4.4. Схема и цикл работы ТН: tв1, tв2 – температуры
высокопотенциального теплоносителя (жидкости) на входе и выходе;
tн1, tн2 – температуры низкопотенциального теплоносителя
(испаренной из древесины влаги) на входе и выходе
Далее расчет ТН осуществляется по стандартным методикам
[111].
Отношение потребленной электроэнергии к полученной
теплоте является показателем эффективности насоса. Коэффициент
преобразования электроэнергии э (Coefficient of Performance – COP) –
это отношение тепловой энергии, переданной высокопотенциальному
теплоносителю, к электроэнергии, потребляемой электродвигателем
компрессора.
Удельные затраты электроэнергии на единицу переданной
тепловой энергии определяются коэффициентом, обратным э:
Э =
W
q
тн
=
1
э
. (4.15)
испаренная из древесины влага
жидкий
теплоноситель
т.
q
и
q
к
t
н2 tн1 tв2 tв1
t
t
lgp
T S h
S1 =
Tк T
и
1
74
Эффективность работы ТН с электроприводом зависит от
выполнения условия э 1 или Э 1. Если эти величины равны 1, то
тепловая энергия, регенерируемая ТН, становится равной тепловой
энергии, полученной при прямом использовании электроэнергии на
сушку, а значит, и использование ТН не имеет смысла [178, 198].
Испаритель предложенной конструкции осциллирующей
вакуумно-кондуктивной установки с ТН представляет собой
кожухозмеевиковый теплообменник [9, 25, 48]. В испарителе фреон
находится в трубках, а водяной пар, испаренный из пиломатериала, – в
межтрубном пространстве. Оптимальная скорость
низкопотенциального теплоносителя и фреона в трубах 1 – 2,5 м/с,
парообразного – 5 – 10 м/с (рис. 4.5).
Рис. 4.5. Конструктивные размеры оребренных труб
Площадь внутренней поверхности трубы:
F2=d2. (4.16)
Общая наружная поверхность оребренной трубки:
F1 = F1c+ F1p, (4.17)
где поверхность теплопередачи наружных трубок без ребер:
F1c= d
1
1 –
p
S
p
(4.18)
S
p
δ
p
h
p
d
p
d
1
d
2
75
и поверхность ребер:
F1p =
d
2
p
– d
2
1
2S
p
+
dp
p
S
p
. (4.19)
Схема теплообмена в испарителе представлена на рис. 4.6.
Рис. 4.6. Теплообменная схема в испарителе
Удельный поток тепловой энергии q2 от низкопотенциального
теплоносителя к наружным стенкам трубок определяется уравнением
q2 = 2 (t
в.ср
– tcт) . (4.20)
Удельный поток тепловой энергии от внутренних стенок к
фреону, отнесенный к 1 м2внутренней поверхности трубки:
q1 = 1 (tст – tи)
F
1
F
2
, (4.21)
где t
в.ср
– средняя температура низкопотенциального теплоносителя;
tcт – температура стенки; tи – температура испарения хладагента; 2 и
1 – коэффициенты теплоотдачи от низкопотенциального
теплоносителя к стенке и от стенки фреону; F1 и F2 – площадь
поверхности соответственно наружной оребренной и внутренней
стенок.
По закону сохранения энергии потоки тепловой энергии
должны сохранять равенство друг другу. Уравнения теплового баланса
являются основой при расчете теплообменных аппаратов. Также в
расчете находятся неизвестные температуры стенки tcт, и определяется
фреон
водяной
пар
t
и
t
в.ср
d2 d1 d
2
q2,α
2
q1,α
1
t
и
𝛥t
ср
tн2 = t
пара
tн1 = t
конденсата
76
удельный поток тепловой энергии в испарителе: qи = q1 = q2.
Термосопротивление медной стенки менее 1 %, поэтому им можно
пренебречь.
Испаритель рассчитывается следующим образом.
Среднелогарифмический температурный напор находится с помощью
выражения
Δtср=
(tн1 – tи ) – (tн2 – tи)
ln
tн1 – t
и
tн2 – tи
. (4.22)
В этом случае средняя температура низкопотенциального
теплоносителя:
t
в.ср
= tи +t
ср
. (4.23)
Определяются теплофизические свойства воды при
температуре t
в.ср
(табличные значения).
Скорость теплоносителя в трубках в принимается от 1 до
2,5 м/с. Коэффициент теплоотдачи от теплоносителя к наружным
стенкам трубок находится по критериальному уравнению
2 = Nu
в
d
2
, (4.24)
где α – для конденсации водяного пара: Nu − критерий Нуссельта.
Nu = 0,021
вd
2
в
0,8
Pr
0,43
. (4.25)
Коэффициент теплоотдачи от внутренних стенок к фреону для
фреоновых испарителей выражается критериальным уравнением
1 = 2,53q
0,75
1
0,14 +2,2
p
и
p
кр
n
0,2
тр.в
, (4.26)
где n
тр.в
– число витков трубки в испарителе; ри – давление фреона в
испарителе; ркр – давление фреона в критической точке.
Подставляя (4.26) в (4.16) и выражая q1, получаем
q1 = k(tст – tи)4. (4.27)
77
Здесь
k =
2,53
0,14 +2,2
p
и
p
кр
n
0,2
тр.в
F
1
F
2
4
. (4.28)
Температура стенки определяется равенством q1 = q2. Для этого
при различных температурах стенки (от tи до t
в.ср)
рассчитывается
несколько значений q1 и q2 по выражениям (4.16) и (4.23), строятся
зависимости q1(tст) и q2(tст), пересечение которых соответствует
равенству потоков тепловой энергии, а следовательно, и искомой
температуре стенки (рис. 4.7).
Рис. 4.7. Определение температуры стенки
Удельный поток тепловой энергии в испарителе вычисляется
по искомой температуре стенки:
qи = 2 (t
в.ср
– tст) . (4.29)
Поверхность теплоотдачи:
F =
Q
и
q
и
, (4.30)
где Qи – тепловая нагрузка испарителя, Вт.
Конденсатор теплового насоса в предложенной конструкции
установки представляет собой кожухотрубчатый теплообменник с
шахматным расположением медных трубок с накатными ребрами.
В конденсаторе тепловая энергия передается от конденсирующейся на
наружной поверхности трубок пленки фреона к жидкому
теплоносителю, текущему в трубках. Теплообменная схема в
конденсаторе представлена на рис. 4.8.
q t q2 q1 t
ст tв.ср tи
78
Рис. 4.8. Теплообменная схема в конденсаторе
Удельный поток тепловой энергии q2 от внутренних стенок
труб к жидкому теплоносителю определяется уравнением
q2 = 2 (tcт– t
в.ср
). (4.31)
Среднелогарифмический температурный напор для
конденсатора определяется как
Δtср=
(tв2 – tк) – (tв1 – tк)
ln
tв2 – t
к
tв1 – t
к
, (4.32)
а средняя температура жидкого теплоносителя:
t
в.ср
= tк – t
ср
. (4.33)
Коэффициент теплоотдачи от стенки к жидкости 2
рассчитывается аналогично испарителю по уравнению (4.26).
Температура пленки конденсата фреона на наружной
поверхности трубок определяется как
t
пл
= t
в.ср
+ tк . (4.34)
По рассчитанной температуре tпл находится теплота
парообразования фреона r и рассчитывается параметр В:
В =
9,8 2
2
0,25
. (4.35)
Поток тепловой энергии от фреона к наружным стенкам
трубок имеет вид
79
q1 = 0,728 В р =
r
d
1
0,25
(tк – tст)
0,75
. (4.36)
Здесь коэффициент ε определяется по уравнению:
= (0,868 +0,11677 n)–1 , (4.37)
где n – количество рядов трубок по высоте.
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
3 6 9 12
Число рядов труб по высоте
Коэффициент
Рис. 4.9. Коэффициент ε
Температура стенки tст определяется равенством q1 = q2. Для
этого по выражениям (4.43) и (4.48) на интервале температур от t
в.ср
до
tк строятся кривые потоков тепловой энергии q1 и q2, и по точке их
пересечения определяется температура стенки tст. Далее по аналогии с
испарителем рассчитываются поверхности теплообмена и
конструктивные параметры теплообменника.
Альтернативой электродвигателю в качестве привода
компрессора могут служить газовые двигатели, двигатели внутреннего
сгорания и др.. Оценка эффективности данных схем рассчитывается по
удельным затратам первичной энергии на получение теплоты:
ПЭ =
Q
топл
q
теп
, (4.38)
где Q
топл
– энергия топлива, использованного для получения теплоты;
q
теп
– количество полученной теплоты, q
теп
= qтн. С повышением ПЭ,
снижается эффективность схемы теплоснабжения.
Для тепловых насосов с приводом-электродвигателем
электроэнергия вырабатывается при сжигании топлива на
электростанциях, поэтому для них
80
(4.38)
или
, (4.40)
где η
э.с
– КПД электростанции (≈0,4); η
пер
– КПД систем
энергоснабжения (≈0,95).
Принимая средние значения КПД, получаем
ПЭ ≈
2,6
m
э
≈
3
m
. (4.41)
Отсюда можно сделать вывод, что тепловой насос будет
экономичнее самого эффективного водогрейного котла, имеющего
КПД 0,85, при μ > 2,5.
Если в качестве привода теплового насоса использовать
дизельный ДВС, КПД которого ηд = 0,4, то
ПЭ =
l
сж
h
э.м hд
1
q
тн
=
1
h
э.м hд
1
m
≈
2,6
m
. (4.42)
Таким образом, использование дизеля более выгодно, чем
электродвигателя (при сбалансированных ценах на топливо и
электроэнергию). Применение тепловых насосов выгодно, если
коэффициент ПЭ для них ниже, чем у альтернативных источников
теплоснабжения [168, 175].
На основании планирования эксперимента и математического
описания, представленного во второй главе, а также последующей
инженерной методики расчета предложенной конструкции пилотной
установки был разработан алгоритм решения, представленный на рис.
4.10 [164, 178, 188–190]. Данный алгоритм позволяет рассчитать
эффективность использования теплового насоса в зависимости от
исходных режимных параметров по представленной методике.
В целях исключения малоэффективных решений применения
тепловых насосов было введено ограничение μэ > 5. После проверки
соблюдения условия ограничения результаты признаются
положительными и выводятся на печать.
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]