高效干燥换热系统设计计算

高效换热系统设计计算一、物料衡算根据武威甘鑫种业房式玉米干燥装备，进行物料衡算和热量衡算，以解决去除多少水分，消耗多少干燥介质及热量。已知：玉米果穗90小时处理650t=650000kg1）、物料的除湿量在整个干燥过程计算中，以玉米果穗为例，干燥前玉米果穗物料的处理量为G1=7222.2kg/h，经过房式干燥线后，果穗产品量为G2。经含水率测量，干燥前果穗的湿基含水率范围在30%≤m1≤35%（《现代化农业》1996年第四期房式玉米果穗烘干装置），计算时w1取35%，经房式干燥后果穗的湿基含水率为w2G1将干燥前后玉米果穗的计算数据代入，可得干燥后玉米果穗的处理量，将上式变换，在玉米果穗干燥中：G=5724.9kg/h综上述玉米果穗的脱水量为：W=2）、空气的消耗量进出干燥房空气湿含量：x=当温度为20℃时（初始湿度），x=1829×当温度为45℃时（离开干燥房时的湿度），x=1829式中：x－空气湿含量，kg/kg;MH、Mg－分别为液体蒸汽和绝干气∅－湿气体的相对湿度,饱和时∅=100%；ps－液体的饱和蒸汽压，20℃时查表得17.54mmHg，45℃时查表得71.88mmHgP－混合物总压，760mmHg。对干燥过程作水分物料衡算：L则：L==1497.30.06497-0.01506式中：L－绝干空气消耗量，kg/h；H1、H2－分别为湿空气进、出干燥房时的湿度；G1、G2－分别为湿物料进、出干燥房时的流量，kg；X1、X2－分别为湿物料进、出干燥房时的干基含水量，kg新鲜空气用量：L=30000×(1+0.01506)=30451.8kg/h式中：H0－空气进干燥房前的湿度，kg/kg。风机入口风量，即新鲜空气的体积:V=L=30000×=30596.96m3/h式中：VH－湿空气的比容，m3/kg；t－初始温度，取20℃；P0－标况下大气压力，101325Pa；P－操作工况下大气压力，查夏季为84310Pa。风机选型风机总风量为30596.96m3/h，选用两台风机并联，并联后每台风量效率为0.9。风机型号：4-72-8C；流量：17463m3/h；介质温度：20℃；全压：2478Pa；介质比重：1.205kg/m3；主轴转速：1600r/min；电机功率：22kw。所以选用以上两台风机同时工作的风量才能满足设计要求，即每台风量为17463m3/h才能满足生产要求；物料衡算的结果，如下图玉米果穗在干燥过程中的物料衡算图：房式干燥线房式干燥线T≤60℃玉米果穗7222.2kg/h水2527.8kg/h水1497.3kg/h玉米果穗5724.9kg/h含水率18%的果穗图1物料衡算图（玉米果穗）二、热量衡算干燥热量计算按理论公式计算，计算过程中以玉米果穗为计算标准。1、玉米果穗房式干燥过程消耗热量计算：在玉米果穗房式干燥过程中通过换热器的热量需要Q1主要包括：蒸发玉米果穗水分耗热量Q2，废气带走的热量Q3，物料及其中残余水分升温带走的热量Q4。分别由以下公式计算：总热量：Q1=Q2+Q3+Q4蒸发玉米果穗水分的热量：Q2废气带走的热量：Q3物料、中残余水分升温带走的热量：Q4=G式中：G—总脱水量，kg/h；W1=1497.3kg/h，r—水的气化潜热，kJ/kg；r=2490kJ/kgT—干燥室平均温度，℃；在干燥房内：50℃≤T≤60—水比热，；；—玉米果穗初温度，℃；t1=20℃；—环境温度，℃；=20℃—废气出口温度，℃；取=45℃(该数据是本人假设数据)—空气定压比，；＝1.01、—空气进、出干燥室的湿含量，；X1=0.014，X2=0.04Gc—绝对干燥物料的质量流量，kg﹙绝对干燥物料﹚/sT1′、T2′——物料进、出干燥房时的的温度，℃。T1′=20℃，T2′=45℃（该数据是本人假设数据）；1)蒸发水分的热量，依据公式7-2计算如下：Q21497.3×［2490+4.2×(60-20)］=3979823kJ2)废气带走的热量，依据公式7-3计算如下：Q31497.3×1.01×(45-20)/(0.04-0.014)1454109kJ3）物料及其中残余水分升温带走的热量Q4=G在玉米房式干燥生产中，一个干燥周期一般为90小时，计算时取90h，绝对干燥物料的质量流量为4695kg﹙绝对干燥物料﹚/h，据资料显示，玉米果穗的比热（上网获得）CS=2.01Q4==4695kg/h×（45-20）×（2.01-0.015×4.2）=228529kJ物料及其中残余水分升温带走的总热量为Q4=228529kJ综上玉米果穗房式干燥过程消耗热量计算：Q1=Q2+Q3+Q4=3979823+1454109+228529=5662461kJ在干燥热量计算中，未考虑热干燥过程中房体本身热量损失，通过换热器的热量为Q1=5662461kJ，2、换热器热量计算换热器的换热效率为η1=85%，则空气通过换热器加热到60℃需要消耗的热量为Q5：其中Q5·η1=Q1，则Q5=Q1/η1=5662461/0.85=6661719kJ=1851kwh3、热载体管道热损失1)、热源到换热器供给段：由热源到换热器供给时，应考虑管道热量损失等原因，管道长度50m（假设值），管道外径200mm，保温层为岩棉，其厚度为30mmQ0=(2)式中Q0——单位时间每米管道热损失，W/mt1、t2——管内流体温度和周围介质温度，℃其中t1=70℃，t2=20℃；d0、d1、d2——管内径、管外径和保温层的外径，m其中d0=180mm，d1=200mm，d2=230；a1、a2——管内流体到管壁的放热系数和保温层外表面到周围介质的放热系数其中a2为介质在空气中的放热系数a2=11.63w/m2℃，λ——保温材料的平均导热系数，岩棉的导热系数为λ=0.04W/(m·K)Q0==π×=89.8kJ管道热值损失Q4、总热量计算Q总=Q5+Q损=6661719+4490=6666209=1852kwh以上Q总即为供热系统供给换热器的热量。三、翅片管换热器的选择1、翅片管基本参数确定翅片管参数：基管外径和厚度：φDb=20mm；δ=2.5mm：翅片外径：Df=50mm；翅片节距：P=10mm;翅片厚度：T=1mm，基管材质：X为Q235翅片材质：Y为铝（Al）翅片管参数确定：CPG(φ20×2.5/50/10/1–Q235/Al)2、翅化比翅化比是光管表面在加装翅片以后表面积扩大的倍数，用β表示：β=式中：A光－原光管外表面积，m2；A总－翅片管总的外表面积，m2。对选用的翅片管：CPG(φ20×2.5/50/10/1–Q235/Al),计算其翅化比。1米管长的翅片数目n=1000/10=100；1米管长的翅片面积：A=100=0.3456m21米管长上的裸管面积，即翅片之间的光管面积：A0=π×D=3.1416×0.02×1×（0.01-0.001）/0.01=0.0565m21米管长上的光管面积：A=3.1416×0.02=0.0628m2翅化比计算如下：β=(Af+AO)/Ab=(0.3456+0.0565)/0.0628=6.403、翅片管排列方式对于干燥设备而言，换热器中翅片管的排列采用叉排管束等边三角形排列，采用这种排列，流体管外绕流时，受到的扰动较大，换热系数较高，但缺点是阻力大。干燥设备的设计采用了叉排的结构，其S1=65mm；S2=45mm。4、流体绕流翅片管束的流动阻力在流体绕流翅片管束的流动阻力计算中，采用Briggs和Young的实验关联式，Briggs和Young的实验关联式计算条件如下：Re=(dbGmax/μ)=2000–50000Pt/db=1.8–4.6,此处，Pt即插图中的S1,为横向管间距；df/db=1.7–2.4由于Ptdb=6520=4.56∈（1.8～4.6翅片管等边三角形叉排排列，其迎风面积为3500mm×3200mm=11.2m2,流过管束的空气流量为17463×0.9×2=31433.4m3/h,该翅片管束的几何结构为：CPG(φ20×2.5/50/10/1–Q235/Al)，S1=65mm，S2=45mm。空气的进口温度为20℃，而出口温度为60℃。(注:1个大气压下20℃时空气密度为1.205kg/m3)5、计算流速：换热器风量是有两台22kw风机并联同时工作时的风量，则迎风面上空气质量流速：Gf=31433.4×1.205/3600/11.2=0.94kg/m2•s。最窄截面积/迎风面积：A==0.615式中：Amin－最窄截面积/迎风面积，m2；Pt－横向管间距，mm；Db－基管外径，mm；T－翅片厚度，mm；H－翅片高度，mm。最窄迎风面上的质量流速：G==1.53kg/m2•s6、换热系数计算平均温度=（20+60）/2=40℃，在该温度下空气的物性值为：密度ρ=1.128kg/m3；粘度μ=19.15×10-6kg/(m•s)导热率：λ=0.0276W/(m•℃)普朗特数：Pr=0.699。翅片外表面的对流换热系数：h=0.1378=0.1378=28.98w/(m2•℃)式中：h－翅片外表面的对流换热系数，w/(m2•℃)；Y－翅片间隙，mm；ho–为以光管外表面积为基准的对流换热系数，它代表加装翅片以后的总效果;ho=h×[(Ao+Af×η)/Ab]由于设计的翅片管Ao<<Af,故上式可简化为：ho=h×η×[(AO+Af)/Ab]=h×η×β翅片管中流动的是热介质水而翅片管外加热的干燥介质为冷空气，η=0.8；则翅片的有效性为η×β=0.8×6.4=5.12=28.98×5.12=148.38w/(m2•℃)QUOTEQUOTE8、翅片管束数量计算首先计算摩擦系数f，f=37.86=37.86×=1.234热负荷计算：对一个换热设备来说，热负荷就是指换热量或传热量，即在单位时间内所交换的热量。QQ=0.94×1.005×（60-20）=37788WQ=1497.3=32278W则：Qh式中：Qh－单位时间的换热量，kW或Qa－进入干燥房空气的热负荷，kW或WQw－物料水蒸汽热负荷，kW或WGf－迎风面上空气质量流，kg/m2Gw－干燥室内水蒸汽质量流，kg/m2Cρa－空气比热，查物性表20℃和60℃时的比热为1.005kJ/（kg·K）Cρ1、Cρ2－蒸汽入口、出口处比热，查物性表20℃和60℃时的比热分别为1.8661kJ/（kg·K）和1.9155kJ/（kgTaTw设计的出发点和归宿就是传热公式，在以传热面积作为设计目标时，传热公式可写为:A=Qh式中，Qh：传热量（热负荷）KW或W。K：传热系数，W/（㎡·℃）。QUOTEK=h0×f=148.38×1.234=183.1W/(㎡·℃）△T：传热温差，℃。热流体：T70℃——50℃；冷流体：T20——45℃；热流体T热流体T4冷流体T2热流体T冷流体T2热流体T1热交换器冷流体T冷流体T3∆T=∆Tmax-∆TA=QhK∆T==70066/（183.1×19.54）=19.58m选取安全系数=1.1-1.2，则实际应取的传热面积为上述计算值的（1.1-1.2）倍，所以总的面积为：19.58×1.2=23.5m2共需翅片管管束：

N=23.53.14×0.020×3.4=所以翅片管数量为110根。由于初设计，纵向（流动方向）管排数为3排，一排37束，流过3排管束的压力降为：∆P=f=1.234=3.84Pa对于每一排管的压力降为：3.84/3=1.28Pa四、太阳能集热系统选择计算1.相关数据夏季冷水基础水温：选取基础水稳为15℃（2）全年太阳辐照量情根据国家气象中心提供全国各地日均及年总辐射数据（单位MJ/㎡），据兰州站（北纬36003′度，东经103053′度）太阳辐照量情况如下：（3）本地区的月日均总辐照量和年日均总辐照量2.真空管集热器的采光面积计算国家标准《太阳能热水系统设计、安装及工程验收技术规范》GBT18713—2002及《民用建筑太阳能热水系统应用技术规范》GB50364—2005第4.4.2条规定,直接系统集热器总面积可根据用户的每日用水量和用水温度确定,按国家标准计算采光面积，一般按下式计算：=14175.88×4.18×70-15×0.614.952×0.5×其中：Q=6666209×1690——直接系统集热器采光面积，㎡；——日均用热水量，kg；Td——日工作小时，取16h；D——处理果穗总需时间，h；——贮水箱内水的设计温度，℃；th——回路水温度，℃；——水的定压比热容，4.18KJ/（㎏·℃）；——水的初始温度，℃；——当地集热器采光面上的年平均日太阳辐照量，取14.952MJ/㎡；——太阳能保证率，％；根据系统使用期内的太阳辐照、系统经济性及用户要求等因素综合考虑后确定，宜为30％～80％；——集热器的年平均集热效率；根据经验取值宜为0.25～0.50，具体数值应根据集热器产品的实际测试结果而定；——贮水箱和管路的热损失率；根据经验宜取值为0.20～0.30。为使系统整体协调可使用兴事发牌φ58/2100/40真空管集热模块工程共需44块，每块7.65m2，共计采光面积约为336.6m2。五、管网计算1.流量计算热水系统循环流量：q==336.6×0.01=12117.6L/h式中：q－循环流量，L/h;Qs－集热循环流量，由于太阳辐照量的不确定性，太阳能热水系统的集热循环流量一般按照每平方米集热器的流量为0.01~0.02L/s考虑；对于真空管太阳能集热器可取低值，对于平板太阳能集热器取高值。假设，集热循环流量取50L/（h·m2），太阳能集热器的总集热面积为100m2，经计算集热器循环流量为5000L/h。水泵的流量选择应使水泵的工作流量在计算的集热循环流量附近。Ac－太阳能集热器的总集热面积，m2循环管及给水网管径确定：d==5.3×10-2m式中：q－设计流量，m3/s;dj－管道计算内径，mv－流速，m/s。上式流速的确定，根据我国《建筑给排水设计规范GB50015-2009》中规定，通过技术经济分析来选用。给水管道的水流速度公称直径（mm）15-2025-4050-70≥80水流速度（m/s）≤1.0≤1.2≤1.51.82.水头损失计算管路沿程水头损失：i=105=105=0.65kPa/m式中：i－管道单位长度水头损失，kPa/m;qg－给水设计流量，m3Ch－海澄-威廉系数，塑料管、内衬（涂）塑管Ch管路局部水头损失：热水管道的配水管的局部水头损失，宜按管道的连接方式，采用管（配）件当量长度法计算。当管道的管（配）件当量长度资料不足时，可按下列管件的连接状况，按管网的沿程水头损失的百分数取值：1）管（配）件内径与管道内径一致，采用三通分水时，取25%-30%；采用分水器时，取15%-20%。2）管（配）件内径略大于管道内径，采用三通分水时，取50%-60%；采用分水器时，取30%-35%。3.）管（配）件内径略小于管道内径，管（配）件的插口插入管口内连接，采用三通分水时，取70%-80%；采用分水器时，取35%-40%。在本系统中，考虑到安装及性能等要求，采用的管件内径略大于管道内径，则单位长度的局部损失水头为：i=0.55×0.65=0.3575kPa/m热水管道上附件的局部阻力可参照以下计算：1.管道过滤器的局部水头损失，取0.01MPa。2.管道倒流防止器的局部水头损失，取0.025-0.04MPa。3.水表的水头损失，，按选用产品所给的压力损失值计算。未确定具体产品时，取0.03MPa。六、太阳能热水系统中的水箱容积太阳能热水系统贮水箱的容积既与太阳集热器面积有关，也与热水系统所服务的建筑物的要求有关，贮水箱的选择对太阳集热系统效率和整个热水系统的性能都有重要的影响。以下将太阳集热系统的贮水箱简称贮热水箱，热水供应系统的贮水箱简称为供热水箱。1.贮热水箱容积计算一般来说，对应于每平方米太阳集热器采光面积，需要的贮热水箱容积为40-100L，推荐采用的比例关系通常为每平方米太阳集热器采光面积对应75L贮热水箱容积。贮热水箱为常压水箱，不可用作承压状态下运行。水箱适当位置有通气溢流口，平常不可将通气溢流口堵塞。水箱底铺满带有黑色涂层的鹅卵石，箱体顶部和池底分别开有进水口和出水口，箱底的鹅卵石可以强化其对阳光的吸热能力，高效蓄热。贮热水箱的容量应根据其蓄热容量、热水膨胀量和循环回流水量等因素确定。即：V=式中：V－贮热水箱的有效容量，L;VX－蓄热容量,L；根据晴天时太阳集热器的产热水量来确定VP－贮热水箱的热水膨胀量，L；当水温大于4℃时，体积会随水温升高而膨胀。因此应考虑水的体积膨胀量对储热水箱容量的影响。一般在5%以内VH－循环回流水量,L;对于常压系统，当循环水泵停止后，回水管道内的水要回流到水箱里；对于回流防冻的系统，当循环水泵停止后，集热器和管道内的水都要回流到水箱里来。因此必须考虑系统的回流水量,以确保停泵后不发生储热水箱溢流的问题蓄热容量：VX=AcB式中：Ac－太阳能采光面积，m2；B1－单位采光面积平均每日的产热水量，取75L/m2•d。贮热水箱的热水膨胀量:VP=5%VX=5%×循环回流水量:V=NπD=640=1.4838m3=1483.8L则：V=25245+1262.25+1483.8=27991.3L根据计算结果选用圆柱式不锈钢保温水箱，其配置尺寸如下：吨位：30T，直径：3.054m；高度：4.1m；实际容积：30.0186m3；内底板厚度：2mm；内侧板厚度：1.5mm；外钢板厚度：0.8mm。水箱安装空间：水箱基础距水箱间房顶的距离=水箱的高度（内胆的高度+上下保温各80mm+底座槽钢100mm）+预留安装操作距离大于700mm=4.314m左右方向的空间宽度=水箱内胆宽度+左右保温各80mm+安装操作距离大于700mm×2+设备安装空间。且在布置水箱时尽量将有电加热的面布置在空间较大的方向。2.供热水箱容积计算根据相关给排水设计规范，集中热水供应系统的贮水箱容积应根据日用热水小时变化曲线及太阳能集热系统的供热能力和运行规律，以及常规源辅助加热装置的工作制度、加热特性和自动温度控制装置等因素按积分曲线计算确定。取V供=0.4V集=12m3。七、集热循环泵选型1.水泵的出水量应为循环流量；2.水泵的扬程：H式中：Hb－循环Hs－太阳能热水系统提升液体介质（水）的高度，m；取最大高度4.314Hp－循环水量通过配水管网的水头损失，kPa取配水侧管网50m，则沿程水头损失i=50×0.65=32.5kPa；局部水头损失i'=0.3575×50=17.875kPaHx－循环水量通过回水管网的水头损失，kPa取回水侧管网20m，则沿程水头损失i=20×0.65=13kPa；局部水头损失i'=20×0.3575=7.15kPa水系统各部阻力之和为：32.5+17.875+13+7.15+0.01+0.04+0.03=70.605kPa（7.0605水柱）循环泵扬程：取20%的安全系数，则Hb=1.2×（4.314+7.0605）=13.6494m据循环系统流量及循环泵扬程，选取威乐牌热循环泵，型号：PH-401E；功率：输入900W，输出400W；扬程：最大19m，额定16m；流量：最大280L/min，额定110L/min；管径50mm，重量22kg。八、热泵热水系统的计算与选型在一天最不利情况下，热泵系统因为热泵机组造价、进出水温差、最高出水温度等因素的影响，系统一般采用蓄热式，以提高系统的可靠性。系统的贮热量和热泵的产热量之和必须满足用水最高峰的需要。还应注意机组与贮热装置的匹配问题。根据系统所用水量14T，则在最不利情况下热泵单独运行时，每天系统加热这么多热水需要消耗的热量为：1.热水系统耗热量计算热水系统最高日耗热水量：Q=6666209×161000×90×热水系统小时耗水量：Q=1.5×66662091000×90式中：KhK=14.176式中：qT最高日平均秒耗热量：Q==41.22kW式中：Qd－最高日平均秒耗热量Qr－最高日耗热水量，m3/dC－水的比热，取4187J/kg•℃；ρrtrtL－冷水设计温度，取10小时平均秒耗热量：Q式中：Qh－设计小时平均秒耗热量，kW取ρrQ=1.163×1.329×60=92.74Kw2.热泵机组计算选型热泵机组的制热量：Q=24式中：Qg－热泵机组设计小时平均秒T1－热泵机组设计工作时间，h；Tk1－安全系数，取1.05机组选型配比。考虑温度及结霜的影响取综合影响系数为0.7，则机组的名义制热量为：q=拟选择名义制热量为62kW的机组一台，名义制热量为31kW的机组一台。所选机组的名义制热量总共为93kW，机组选型满足要求。热泵是西莱克品牌的高温热泵，技术参数如下：高温热泵型号LSQ10RGLSQ20RG额定出水温度