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      哈雷釬焊板式換熱器
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      板翅式換熱器在酒店空調中的應用

      點擊:1758 日期:[ 2014-04-26 22:55:20 ]
      上海交通大學 朱 泓  連之偉現代華蓋建筑設計有限公司 屠純云摘要 介紹了板翅式換熱器的芯體結構、傳熱傳質機理、適用條件。結合工程實例,分析了該換熱器用在酒店空調系統中的節能效果和經濟效益。關鍵詞 板翅式換熱器 空調 熱回收 節能1  板翅式換熱器的結構、傳熱機理和適用條件1. 1  結構        板翅式換熱器芯體結構示意見圖1 。        板翅材料為多孔纖維性材料(如經特殊加工的紙) ,較常見的板翅形狀有三角形、矩形、平滑波紋形。圖1 所示為三角形翅片。板翅式換熱器芯體隔板兩側流體的流動形式有順流式、逆流式和叉流式,最常用的是叉流式(如圖1 所示) 。采用叉流式流動可以簡化芯體結構。芯體翅片密度通常為120~700 片/ m ,理論上,翅片密度越大越好,因為可以增加有效換熱面積,但翅片密度的增大會使空氣通過芯體時的壓降加大,從而加大系統克服壓降的動力消耗,如果回收的能量少于系統克服壓降消耗的能量就得不償失了。芯體翅片高度范圍為2~25 mm ,為了增加換熱面積、減小換熱器外形尺寸,目前用于空調系統換熱器的翅片的高度一般在3 mm 以內。1. 2  傳熱傳質機理        板翅式換熱器屬于間接接觸式中的直接傳熱式換熱器,即兩側不同溫度和濕度的流體是分開的,當隔層板兩側氣流之間存在溫度差和水蒸氣分壓力差時,兩者間就會發生傳熱與傳質,從而進行全熱交換,能量通過間壁連續地從熱流體流向冷流體。通常用ε(換熱器實際換熱量與熱力學理論最大換熱量的比值) 來表示換熱器的效率, 它受傳熱單元數N TU , 熱容率(流體質量流量和比定壓熱容的乘積) 比C3 和流動布置方式的影響??照{系統中采用的板翅式換熱器兩側的流體均為單相流體,且換熱過程中由于溫度和壓力變化很小流體不發生相變,故每側流體的比定壓熱容都等于常數,因此可以認為換熱器的效率ε與新風量和排風量的比值有關,和影響N TU 的總傳熱系數K 、換熱面積A 關系密切。1. 3  適用條件        利用回收裝置回收排風中的“冷”能只有在室內排風的焓低于室外空氣的焓時才有效,而利用它回收“熱”能時必須是在室內排風的焓高于室外新風的焓時。因此,該裝置并非全年任何時候或在任何地理條件下都適合采用。例如在過渡季節室外新風的焓值接近室內空氣設計溫度時的焓值時,要根據回收的能量能否補償增加的動力消耗來判斷換熱器的運行是否經濟,即有一個最小經濟焓差的概念。若新、排風焓差小于最小經濟焓差,采用換熱器則不但不節能反而增加能耗,此時,應把該裝置的兩側通道切斷,將新風直接引入系統。此外,還應對建筑物所處地理位置、氣候條件及建筑功能進行負荷成分分析,以確定是否適用熱回收裝置,如全熱交換器的冬季使用空氣溫度不應低于- 5℃,以防止結霜引起換熱器堵塞而降低效率。2  工程應用實例2. 1  工程簡介        江西中順大酒店是位于南昌市的一家五星級酒店,地下2 層,為設備用房和汽車庫;地上1~8層為裙房,9~36 層為客房標準層。南昌市位于長江中下游,其氣候屬于典型的夏熱冬冷地區氣候,夏季室外空氣參數為:溫度tw = 35. 6 ℃,焓hw =89. 8 kJ / kg ,冬季室外空氣參數為: 溫度tw = - 3℃,焓hw = 2. 34 kJ / kg。2. 2  負荷分析        經計算,夏季新風冷卻負荷為2 685 kW ,占夏季總冷負荷7 120 kW 的37. 7 % ;冬季新風加熱負荷為2 600 kW , 占冬季總熱負荷4 240 kW 的61. 3 %。因此,設置熱回收裝置,回收排風中的能量,可有效減小新風負荷,達到節能目的。南昌地區夏季和冬季設計工況下每處理1m3 / h 室外新風所需的冷、熱負荷見表1 。2) 冬季室內空氣參數: tn = 22. 0 ℃,相對濕度為50 % , hn = 42. 96 kJ/ kg。        從表1 所列的數據可以看出,對南昌地區來說,處理新風的熱負荷量約為冷負荷量的1. 18 倍。因此,南昌地區更適合采用全熱回收裝置。2. 3  全熱交換器的設置        酒店標準層客房均設獨立的新風、排風系統,排風來自每個客房的衛生間。板翅式全熱交換器在系統中的布置示意圖見圖2 。為防止排風中的灰塵及氣味污染新風,在全熱交換器新風入口處增設了1 臺低噪聲混流送風機(功率為0. 55 kW) ,以保證全熱交換器中新風氣流處于正壓狀態。這樣做的缺點是會使漏風率加大。需注意的是,送風機必須提供足夠的壓力以克服全熱交換器設備阻力及全熱交換器至新風機入口處的管段阻力。2. 4  使用要點        a) 在過渡季節,最節能的方法是使用新風,因此,在配置換熱器時應設置旁通管,使新風能不經過回收裝置而直接進入空調系統。設置旁通管會使系統接管相對復雜和困難,尤其是在機房空間有限的情況下。b) 為了延長設備的使用壽命,減少維護工作量,在新風口和排風口處均設置了效率約為60 %(對于粒徑大于等于5μm 粒子) 的粗效過濾器。增加粗效過濾器后會使系統阻力增加60~80 Pa ,選用風機時,必須將這一因素考慮進去。c)為了使新風和排風匯集到換熱裝置上,新風口和排風口位置往往很接近,在實際工程設計中,設計者應注意新風口的布置,既要滿足衛生要求又要符合規范的規定。d) 控制新風與排風比例,使換熱器在其最高效率點運行。2. 5  節能效果和經濟效益2. 5. 1  換熱效率表達式及設備選型        板翅式換熱器換氣機的溫度效率ηt 和焓效率ηh 可表示為ηt=(tw - t′w/tw – tn)×100 %          (1)ηh =(hw - h′w/hw – hn)×100 %         (2)式(1) , (2) 中 tw 為換熱前新風的溫度, ℃; hw 為換熱前新風的焓, kJ / kg ; t′w為換熱后新風的溫度, ℃; h′w為換熱后新風的焓, kJ / kg ; tn 為換熱前排風的溫度, ℃; hn 為換熱前排風的焓,kJ / kg。        全熱交換后空調機組的進風參數為h′w = hw - ηh ( hw - hn ) (3)t′w = tw - ηt ( tw - tn ) (4)        中順大酒店冬夏季新風處理計算結果見表2 。        以新、排風量為2 000 m3 / h 的系統為例計算節能效果。選用1 臺型號為BC 1000B 12 的全熱交換器進行熱回收,其性能參數(效率數據由廠商提供) 如下:風量G 為1 700~2 200 m3 / h ;阻力為190 Pa ;溫度效率為75 %~76 % ;夏季焓效率為50 %~53 % ;冬季焓效率為67 %~69 %。2. 5. 2  夏季節能        取平均全熱交換效率ηh = 51. 5 %。原新風冷負荷為Q = Gρ( hw - hn ) = 2 000 m3 / h ×1. 2 kg/ m3 ×(89. 8 kJ / kg - 55. 53 kJ / kg) = 22. 85 kW        經全熱交換后,新風機組冷負荷為Q′= (1 - 0. 515) Q = 11. 08 kW        即回收了22. 85 kW - 11. 08 kW = 11. 77 kW能量,可減少功耗約2. 45 kW(根據中順大酒店冷水機組參數計算得到的冷水系統的綜合性能參數CO P 約為4. 8) ,扣除送風機功率0. 55 kW 后為1. 9 kW ,整個制冷運行期(當量滿負荷運行時間為1 300 h) 可節電2 470 kWh 。電價按0. 8 元/(kWh) 計,則可節約電費1 976 元。2. 5. 3  冬季節能        取平均全熱交換效率ηh = 68 % ,原新風冷負荷Q = Gρ( hw - hn ) = 2 000 m3 / h ×1. 25 kg/ m3 ×(42. 96 kJ / kg - 2. 34 kJ / kg) = 28. 2 kW ,經全熱交換后, 新風機組熱負荷Q′= ( 1 - 0. 68) Q =9. 02 kW ,即回收了28. 2 kW - 9. 02 kW = 19. 18kW 能量,可以節省燃油1. 668 L/ h (燃油熱值按11. 5 kW/ L 計) ,整個供暖運行期(當量滿負荷運行時間為1 050 h) 可節省1 751 L 。油價按3. 2元/ L 計,則可節約燃料費用5 603 元,扣除風機運行費用0. 55 kW ×1 050 h ×0. 8 元/ ( kWh) =462 元后為5 141 元。綜合冬夏節能收益,設備投資1 年多就可收回。3  結論3. 1  在決定采用換熱器進行熱回收之前,應結合項目實際情況,根據當地地理、氣候條件綜合分析評判其技術經濟性。本文的分析表明,在南昌地區酒店空調中使用熱回收設備,經濟節能效果顯著,投資回收期短,值得廣泛應用。3. 2  采用熱回收裝置可減少新風機組的容量,節省初投資。3. 3  選擇全熱交換器還是顯熱交換器,主要取決于當地新風負荷中潛熱與顯熱負荷的比例,為了最大限度地回收能量,在初投資允許情況下,應選用全熱回收器。以南昌地區為例,使用全熱交換器比顯熱交換器經濟效益更為明顯。3. 4  由于工藝制作原因,全熱交換器排風道與送風道之間不嚴密,可能出現送排風滲混的情況,當排風中存在有毒、有害氣體時,不適合采用全熱交換器。
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