Расчет периода окупаемости

Первоначальные инвестиции К1 =31,47 млн. р.
Экономические показатели	годы t . . . Т + 1
	1	2	…	10	11	…	17	18
Чистая прибыль после вычета налога	1,61	1,67	…	2,39	2,51	…	3,36	3,53
Амортизационные отчисления	0,58	0,64	…	1,33	1,40	…	1,8	1,86
Чистый денежный поток	2,19	2,34	…	3,72	3,91	…	5,16	5,39
Чистый денежный поток нарастающим итогом	2,16	4,5	…	28,47	32,65	…	-	-
Дивиденды	1,15	1,16	…	1,86	1,95	…	2,58	2,7
Дивиденды нарастающим итогом	1,15	2,31	…	14,22	16,17	…	30,02	32,72

Из табл. 20 следует, что для мелких инвесторов проект будет привлекательным только через 17,5 лет, так как только к этому времени простые акции предприятия достигнут номинальной стоимости и начнут приносить доход акционерам.

В таких условиях рекомендуется применять смешанное финансирование за счет средств крупных банков, крупных инвесторов и частично за счет средств мелких вкладчиков; определение удельного веса каждого из них производится отдельным расчетом и целью данного учебного пособия не является.

5.11. Использование тепла воздуха, удаляемого вытяжными установками

Анализ систем отопления и вентиляции, проектируемых и действующих цехов переработки пластмасс показывает, что эти системы расходуют до 20% общего количества тепла, потребляемого предприятием.

Проектом дополнительного раздела СНиП [18] «Использование тепловых вторичных энергетических ресурсов» для утилизации тепла воздуха, удаляемого из помещения с производствами категорий А, Б и Е, а также содержащего взрывоопасные, горючие, легковоспламеняющиеся или вредные вещества 1-го и 2-го классов опасности, рекомендуется использовать рекуперативные теплообменники с промежуточным теплоносителем. Регенеративные теплообменники применять в этом случае запрещено, а рекуперативные типа «воздух - воздух» должны устанавливаться вне здания либо в обслуживаемом ими помещении, либо в вентилируемых вентиляционных камерах.

Достоинства установок утилизации тепла с промежуточным теплоносителем заключаются в полной аэродинамической изоляции потоков приточного и удаляемого воздуха, исключающей перетекания вредных примесей, а также в возможности размещения приточных и вытяжных вентиляционных центров на значительном расстоянии друг от друга и объединения в единую систему любого числа приточных и вытяжных установок. Недостаток утилизаторов с промежуточным теплоносителем - повышенная металлоемкость, обусловленная малым потенциалом теплообменивающихся сред и низкой теплотехнической эффективностью применяемых аппаратов.

Известны схемы утилизации тепла с помощью устанавливаемых в потоке удаляемого и наружного воздуха поверхностных теплообменников с промежуточной циркуляцией воды или антифриза - растворов хлоридов кальция, лития, натрия, нитрита натрия (рис.6). Такие решения обеспечивают ощутимую экономию тепла на нагрев приточного воздуха, экономически эффективны и надежны в эксплуатации.

Теплотехнический расчет описанных установок с промежуточным теплоносителем сводится к определению параметров отработанного наружного воздуха, а также размеров теплообменных аппаратов.

Ниже излагаются основные положения методики расчета, утвержденной Главпромстройпроектом Госстроя СССР в 1981 г., на конкретном примере системы утилизации тепла воздуха, удаляемого из прессового цеха.

Исходные данные для расчета: для прессового цеха расход наружного воздуха при его начальной температуре t_H1 = - 25°С составляет G_H =78000 кг/ч = 21,7 кг/с, расход удаляемого воздуха G_у = 69000 кг/ч = 19,2 кг/с. Температура уходящего воздуха с учетом нагревала местных отсосах t_{у 1}= 24°С, Jу₁ = 26 кДж/кг.

Рис. 6. Схемы утилизации тепла удаляемого воздуха в рекуперативных теплообменниках с промежуточным теплоносителем: а - при положительной начальной температуре наружного воздуха; б - при отрицательной температуре с обводом теплоносителя; в - при отрицательной температуре и переменном расходе теплоносителя; г - при отрицательной температуре и подогреве теплоносителя; 1 - расширительный бак; 2 - воздухонагреватель-утилизатор; 3 - дополнительный воздухонагреватель; 4 - регулирующий клапан; 5 - датчик температуры; 6 - насос; 7 - воздухоохладитель-утилизатор; 8 - датчик давления; 9 - трехходовой регулирующий клапан; 10 - промежуточный воздухонагреватель; у - удаляемый воздух; н - наружный воздух

Рассмотрим схемы установки без подогрева теплоносителя.

1. Ориентируясь на определенные нами оптимальные массовые скорости воздуха  = 7-8 кг/м²·с) в живом сечении калориферов модели КСК, определяем необходимое живое сечение:

м² (53)

м² (54)

2. Принимаем к установке в каналах приточного и уходящего воздуха по четыре калорифера КСК 4-11-02. Фактическое живое сечение

f_Н.Ф. = f_У.Ф. = 4 · 0,685 = 2,74 м² (55)

3. Фактическая массовая скорость:

кг/(м²·с) (56)

кг/(м²·с) (57)

4. Расход промежуточного теплоносителя (раствора нитрита натрия) при G_H > G_У:

кг/с. (58)

При положительной начальной температуре W_H = 1, при t_н ≥ -25 °С W_H = 2, при t_н < -25 °С W_H принимается по графику (рис. 7) в зависимости от числа единиц переноса, определяемого по формуле:

,

где k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м² · К);

F - поверхность теплообмена, м².

Предварительно принимаем N = 2.

5. Отношение водяных эквивалентов для потока уходящего воздуха:

. (59)

Рис.7 График для определения отношения водяных эквивалентов W в зависимости от числа единиц переноса N.

6. Скорость теплоносителя в трубках теплообменников в приточном и вытяжном каналах:

м/с, (60)

м/с, (61)

где ρ_ж - плотность теплоносителя, кг/м³, (для воды ρ_ж = 1000, для нитрита натрия ρ_ж = 1214);

φ_Н, φ_У - живое сечение теплообменников по теплоносителю, м².

7. По теплотехнической характеристике выбранных калориферов и вычисленным  и ω определим:

k_H = 49 Вт/(м²·К) и k_У = 45 Вт/(м²·К). (62)

8. Требуемая поверхность теплообмена:

м² (63)

м² (64)

9. Число рядов теплообменников по ходу движения воздуха

; (65)

; (66)

где F_H и F_У - теплообменная поверхность одного ряда калориферов.

Принимаем по три ряда теплообменников.

10. Фактическая поверхность теплообмена:

F_H.Ф. = п_H · F_Н1=3 · 4 · 90,04 = 1080 м², (67)

F_У.Ф. = п_У · F_У1=3 · 4 · 90,04 = 1080 м², (68)

11. Фактическая скорость теплоносителя при параллельном подключении теплообменников

м/с. (69)

12. Фактические коэффициенты теплопередачи

k_Н.Ф. = 39 Вт/(м² К),

13 Фактическое значение числа единиц переноса

, (70)

, (71)

Если N_Ф отличается от принятого ранее значения N более чем на 25%, то величина W_H уточняется по рис. 7 и расчет повторяется по п. 4-13.

14. Температурная эффективность теплообменников приточного θ_Н и вытяжного θ_У каналов определяется при известных N и W по графику (см. рис 8)

θ_Н = 0,76 и θ_У = 0,78

15. Общая температурная эффективность

, (72)

где ξ - коэффициент увеличения теплообмена за счет конденсации влаги из уходящего воздуха, определяемый в зависимости от относительной влажности (φ_У ) уходящего воздуха:

φ ≥ 60% - ξ = 1,1; φ = 40% - ξ = 1,04; φ ≤ 30% - ξ = 1.

.

Рис 8 Температурная эффективность теплообменников θ в зависимости N и W

16. Температура нагретого в установке наружного воздуха

t_H2 = t_H1 +θ_об(t_Y1 - t_H1) = -25 + 0,46[24-(-25)]=-2,5 ºС. (73)

Подогрев наружного воздуха до температуры притока (21,2°С) осуществляется в дополнительном теплообменнике - калорифере за счет резервного источника тепловой энергии.

17. Конечная энтальпия уходящего воздуха

кДж/кг. (74)

18. Температура промежуточного теплоносителя на входе в воздухонагреватель приточного канала

ºC (75)

и на выходе из него:

ºC (76)

Если > 5°С, то в качестве промежуточного теплоносителя может применяться вода, в противном случае - антифриз.

19. Количество утилизированного тепла:

Q = G_Hс_B(t_H2 - t_H1)=21,7 · 1000(-2,5 + 25)=490000 Вт. (77)

Расчет утилизационных установок с подогревом промежуточного теплоносителя (рис. 6, г) производится в той же последовательности, только в п. 4 принимается значение W_H =- 1, а после нахождения эффективности теплообменника в приточном канале θ_H = 0,76 (п. 14) следует:

15а. Температура теплоносителя на входе в воздухонагреватель:

ºC (78)

где t_П - температура приточного воздуха, °С (t_П =21,2°C).

16а. Температура теплоносителя на выходе из воздухонагревателя

ºC (79)

17а. Энтальпийная эффективность воздухоохладителя в вытяжном канале определяется по графику (рис. 9): θj = 0,42 , откуда конечная энтальпия уходящего воздуха

J_Y2 = J_Y1 - θj [J_Y1 – (A + B)] = 26 - 0,42[26 - (5,87 - 2,3 · 10,3)] =7,6 кДж/кг, (80)

где А и В - коэффициенты линеаризации зависимости энтальпии насыщенного воздуха от его температуры, принимаемые по табл. 21.

Таблица 2 1

	0 - 7	7 - 15	15 - 20	20 - 25
А, кДж/(кг · К)	9,85	5,85	-6,90	-11,70
В, кДж/(кг · К)	1,80	2,30	3,14	3,52

18а. Температура теплоносителя на выходе из воздухоохладителя в потоке уходящего воздуха

ºC (81)

19а. Требуемый подогрев промежуточного теплоносителя

°C. (82)

Расчет промежуточного нагревателя и гидравлический расчет установки производится по общепринятым методикам.

Экономическая эффективность утилизации тепла вытяжного воздуха определяется в соответствии с действующими нормативными документами (СН 423-71) путем сравнения приведенных затрат на системы вентиляции рассматриваемого объекта с установкой утилизации тепла и без нее Очевидно, что по мере совершенствования и удешевления теплообменных аппаратов, а также повышения температуры уходящего воздуха за счет лучей локализации технологического оборудования экономическая эффективность утилизации тепла будет повышаться.

Рис.9. Энтальпийная эффективность воздухоохладителя в канале уходящего воздуха в зависимости от W и N: 1 - W=4,3; 2 - W = 2,5; 3 – W = 1,5; 4 - W= 3; N = 3; N = 1,5.