Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор научной литературы по исследуемой тематике 9
1.1 Устройства для предварительного охлаждения воды в воздухоразделительных установках 9
1.2 Отвод тепла конденсации в энергетических установках с помощью градирен 13
1.3 Альтернативные способы охлаждения оборотной воды 31
1.4 Вакуумно-испарительное охлаждение воды 33
1.5 Выводы по главе 1 34
Глава 2. Аналитическое описание процесса охлаждения воды в безнасадочной вакуумной градирне 36
2.1 Описание модели взаимодействия потоков воды и воздуха в проточной зоне безнасадочной градирни 36
2.2 Методы решения системы уравнений. Блок-схема расчета предельной температуры охлажденной воды по средним параметрам 43
2.3 Расчет градирни с промежуточной подачей воздуха в рабочую зону 46
2.4 Результаты теоретических расчетов модели 47
2.5 Выводы по главе 2 53 Стр.
Глава 3. Описание экспериментальной установки и методика проведения испытаний. Оценка
3.1 Описание экспериментальной установки 54
3.2 Методика проведение испытаний и обработки данных 65
3.3 Оценка погрешности измерительных приборов 70
3.4. Выводы по главе 3 71
Глава 4. Результаты экспериментальных расчетов и методика теплового конструктивного расчета безнасадочной градирни 72
4.1 Результаты экспериментальных расчетов 72
4.2 Методика теплового конструктивного расчета безнасадочной градирни 78
4.3 Пример расчета безнасадочной градирни 81
4.4. Выводы по главе 4 84
Выводы и основные результаты работы 85
Список используемой литературы 86
- Отвод тепла конденсации в энергетических установках с помощью градирен
- Методы решения системы уравнений. Блок-схема расчета предельной температуры охлажденной воды по средним параметрам
- Методика проведение испытаний и обработки данных
- Методика теплового конструктивного расчета безнасадочной градирни
Отвод тепла конденсации в энергетических установках с помощью градирен
Применение охлаждающей воды в качестве основного способа отвода тепла конденсации связано в одних случаях с осуществлением самого технологического процесса, например, с конденсацией пара после расширения в паровом двигателе или со сжижением продукта химического производства, в других – с предохранением от разрушения под действием высокой температуры отдельных элементов конструкций, цилиндров двигателей внутреннего сгорания или кладки производственных печей.
В холодильной технике на установках средней и большой производительности и в системах централизованного кондиционирования с помощью оборотной воды снимается тепловая нагрузка конденсатора. Стоимость охлаждающей воды – одна из основных затрат при эксплуатации холодильных установок [19]. Следующий пример может показать относительную долю стоимости воды в стоимости 1000 ккал выработанного холода[93]:
При стандартных условиях работы аммиачной холодильной установки (t0=-15 С, tk=30С) удельная холодопроизводительность затраченного кВт-ч электроэнергии составит 4186 ккал/(кВт-ч). Это значит, что на 1000 ккал холода необходимо израсходовать Ni=0,24 кВт-ч. Нагрузка на конденсатор при этом составит Qk = Q0 + 860Ni = 1000 + 860х0,24 = 1210 ккал. При нагреве воды в конденсаторе на 5 С расход ее на 1000 ккал холода составит 1210/5 =242 кг или 0,242 м3. При отпускной цене на электроэнергию для промышленных предприятий 2 коп. за 1 кВт-ч стоимость ее для получения 1000 ккал. холода равна 0,48 коп. При стоимости воды 2 коп. за 1 м3 на 1000 ккал придется затратить тоже 0,48 коп. Этот пример свидетельствует, что бережное экономное отношение к расходованию воды должно стать законом для работников холодильных установок. Влияние температуры охлаждающей воды на энергопотребление холодильной установки приведено на графике (Рисунок 1.1) ниже, построенному для холодильной машины ХМ-ФУ 175/2Д по данным из [20].
Для большинства технологических процессов предъявляются требования, чтобы температура воды не превосходила определенного значения, обычно не более 28С. Это диктуется условиями производства, а также требованиям надежности и экономичности работы установок. Так, на паротурбинных электростанциях, повышение температуры охлаждающей воды влечет за собой увеличение расхода топлива на выработку электроэнергии, а при известных условиях и понижение располагаемой мощности; на нефтеперерабатывающих заводах и в ряде химических производств оно связано с уменьшением выхода продукции, а иногда с потерей наиболее ценных ее составляющих, например, легкокипящих фракций нефти; на холодильных установках оно приводит к понижению их холодопроизводительности.
Прямоточное водоснабжение в рамках существующих законов запрещено по экономическим и экологическим соображениям, поэтому часто осуществляют воздушное охлаждение или охлаждение с помощью оборотной воды, циркулирующей в замкнутой системе и выполняющей роль промежуточного теплоносителя между охлаждаемым устройством или продуктом и наружным воздухом.
Непосредственное использование в качестве внешней тепловоспринимающей среды воздуха получило очень ограниченное распространение. Обусловливается это в основном очень низким коэффициентом теплоотдачи от охлаждаемой поверхности к воздуху и малой теплоемкостью воздуха, вследствие чего требуемая поверхность охлаждения возрастает в несколько десятков раз сравнительно с водяным охлаждением. Указанные недостатки воздушного охлаждения сохраняются и при оборотной системе водоснабжения, когда воздух используется для охлаждения циркуляционной воды в поверхностных теплообменниках (калориферах или радиаторах). Значительное повышение интенсивности теплообмена между циркуляционной водой и воздухом, а также уменьшение потребного количества воздуха достигаются в случае применения контактных охладителей, использующих принцип испарительного охлаждения воды. При этом охладитель может быть выполнен из более дешевых и менее дефицитных материалов, а затраты мощности на вентиляторы или вовсе отпадает, или становится во много раз меньшей, чем при поверхностных охладителях. Благодаря этим преимуществам испарительное охлаждение циркуляционной воды получило преобладающее применение в системах оборотного водоснабжения на большинстве предприятий всех отраслей промышленности.
Как пишет автор [21] «Расчет градирен в значительно большей степени основан на использовании эмпирических зависимостей…», т.е. подбором по графикам охлаждения, чем расчет других видов теплообменников. В действительности, при расчете градирен необходимо учесть настолько много параметров, что «…некоторые инженеры считают расчет градирен чем-то вроде черной магии. Большая часть затруднений возникает из-за повышенной чувствительности градирен к изменениям в атмосфере.» [21].
За последнее время все более широкое применение находят методы теплового расчета градирен по формулам теории испарительного охлаждения. Количество тепла, отдаваемое теплоносителем охлаждающему агенту в градирнях, так же как и в обычных теплообменных аппаратах, пропорционально поверхности теплообмена. Под поверхностью теплообмена в градирне следует понимать общую поверхность всех капель и пленок воды, вступающих в соприкосновение с воздухом. Для получения основных закономерностей испарительного охлаждения в [22] рассматривается стационарный процесс тепломассообмена в простейшей пленочной градирне, в которой вода и воздух приводятся в непосредственный контакт друг с другом по схеме противотока (Рисунок 1.2).
Методы решения системы уравнений. Блок-схема расчета предельной температуры охлажденной воды по средним параметрам
Расчет процесса тепло и массообмена между водой и воздухом должен учитывать два механизма: конвективную теплоотдачу от нагретой воды к воздуху, проходящему в проточной части охладителя и теплообмен за счет массопереноса испаряющейся воды в поток воздуха. Процесс охлаждения является сложным в описании, так как параметры подаваемой (распыляемой) воды и встречного потока воздуха меняются от сечения к сечению по высоте и во времени в начальный период развития процесса.
Анализ процесса тепло-массообмена предполагает расчет по средним параметрам, которые устанавливаются в аппарате при стационарном режиме. При этом исходными допущениями являются:
Основными исходными параметрами для математической модели являются: давление воздуха Ратм, остаточное давление воздуха в аппарате P0, расход воздуха Ge, теплоемкость Срв, температура воздуха на входе в аппарат Тн, плотность рв, влагосодержание de и, соответственно, относительная влажность воздуха ср. Задание значений по воздуху будет недостаточным для начала работы по описываемой модели, необходимо знать температуру воды на входе в рабочую зону Тwн и расход воды Gw, помимо этого нужно учесть размер разбрызгиваемых капель d, и их скорость wк. К начальным параметрам также относятся и геометрические размеры рабочей зоны градирни (диаметр Dг, высота Hг). Следует учитывать и теплоусвояемость обечайки аппарата и теплопритоки к нему из окружающей среды, которые зависят от разности температур, материала и площади поверхности обечайки аппарата. Обечайка аппарата может иметь более высокую температуру в результате нагрева от солнечных лучей, и, как следствие, теплоприток повлияет на производительность градирни.
Схема взаимодействия между охлаждаемой водой и воздухом представлена на Рисунке 2.1. Падающие капли воды взаимодействуют со встречным потоком воздуха, просасываемого через градирню вакуумным насос-компрессором. В диффузионном пограничном слое капли идет интенсивное испарение влаги с поверхности и переход ее в поток воздуха. При этом влагосодержание воздуха повышается. Чем ниже исходное влагосодержание воздуха, тем больше влаги из капельного потока попадает в него и уносится в атмосферу. Также необходимо учитывать конвективное движение массы воды, находящейся внутри объема капель. (Рисунок 2.2.) Данный вопрос достаточно хорошо рассмотрен в работе [63]. GU: G T», где a - коэффициент теплоотдачи воды, Вт/м2К; F - суммарная поверхность капель, м2; Tw - средняя температура капли, К; Т - средняя температура поверхности капли, К; QТП - теплоприток из окружающей среды, Вт; QТУ - теплоусвояемость обечайки аппарата, Вт; ав -коэффициент теплоотдачи от воздуха к поверхности капель, Вт/м К; Gв -массовый расход воздуха, кг/с; г - теплота испарения влаги, Дж/кг; dв влагосодержание воздуха на выходе из водоохладителя, кг/кг; dв влагосодержание воздуха на входе в водоохладитель, кг/кг; Gw - массовый расход охлаждаемой воды, кг/с; Срw - теплоемкость воды, Дж/кгК; ТІ температура воды на входе в водоохладитель, К; Тк - температура воды на выходе из водоохладителя, К; Г - энтальпия воздуха на выходе из водоохладителя, Дж/кг; ін - энтальпия воздуха на входе в водоохладитель,
Дж/кг; Срв - теплоемкость воздуха, Дж/кгК; d" - среднее влагосодержание насыщенного влагой воздуха у поверхности капли, кг/кг; dв - среднее влагосодержание воздуха, кг/кг; - коэффициент испарения, который равен:
Уравнение (2.1) устанавливает соотношение интенсивностей теплоотдачи со стороны обменивающихся энергией потоков с учетом массообмена. Уравнение (2.2) выражает балансовое соотношение обменивающихся энергией потоков с учетом эффекта испарительного охлаждения. Уравнения учитывают теплоприток из окружающей среды и теплоусвояемость обечайки аппарата. Уравнение (2.3) вытекает из уравнения стационарной теплопередачи от воздуха к массе воды, содержащейся в каплях и совершающей конвективное движение внутри оболочки капли, имеющей нулевое термическое сопротивление.
Целевым параметром, который необходимо определить, является температура воды на выходе из градирни.
В безнасадочной градирне поверхностью взаимодействия потоков является суммарная площадь капель, находящихся в рабочей зоне градирни. Для ее нахождения необходимо определить размерами капель, который определяли экспериментально по методу скоростного фотографирования и улавливания капель с слое машинного масла. Для условий опытов средний размер капель составляет 0,5-1 мм. С помощью этого же метода подтверждается закон нормального распределения размера капель. Для технических расчетов может применяться формула для нахождения среднего диаметра капель, разбрызгиваемых тангенциальными форсунками [64, 65, 66, 67]: где d - средний диаметр капель, м; d0 - диаметр выходного сопла форсунки, м; А - геометрический параметр форсунки; Rew - число Рейнольдса для воды, истекающей из форсунки; П1 - критерий, характеризующий соотношение сил вязкостных, инерционных и сил поверхностного натяжения. где Rк - радиус камеры закручивания форсунки, м; гвк - радиус входного канала форсунки, м; г0 - радиус выходного сопла форсунки, м; п - число входных каналов форсунки.
Методика проведение испытаний и обработки данных
В проведенных экспериментах определялись следующие величины: температура, давление, расход воды, расход воздуха, влажность воздуха. Оценим максимальную погрешность измерения этих величин.
Погрешность измерения значений температуры определим, выделив погрешность средств измерения и погрешность метода измерения. Предельная абсолютная погрешность при этом определяется ценой деления шкалы и составляет 1С.
Погрешность средств измерения АТс1 оценивалась с использованием паспортных данных о максимальной приведенной погрешности. Измерения температуры проводились с помощью термопреобразователей, показания которых выводились на микропроцессорный измеритель марки ОВЕН УКТ38-Щ4, обеспечивающий диапазон контроля от -50 до +200С с точностью 0,1С. Предельно допускаемая основная приведенная погрешность 0,5С.
Принцип работы прибора состоит в высокоточном измерении напряжения, пропорционального измеряемому параметру, преобразовании этого значения в частоту и дальнейшей обработки однокристальным контроллером. С учетом чувствительности термопреобразователей получаем дс1=0,1%.
Погрешность метода измерения температуры определялась следующим ее состоянием: Погрешность градуировки термопреобразователей оценивалась с учетом степени чистоты веществ, используемых при градуировке, и погрешности измерительного прибора. Она составляет =0,2%. Таким образом, максимальная абсолютная погрешность измерения температуры составляет Stmax=0,3% Для определения влажности воздуха использовался лабораторный гигрометр психрометрический ВИТ-2 [84]. По паспорту устройства абсолютная погрешность при измерении влажности составляет д9тах=0,2%
Для проверки предложенной модели уравнений, учитывающей температуру поверхности капель и пониженное давление воздуха, были проведены опыты по охлаждению воды при атмосферном давлении и при разреженном воздухе. Также была проведена серия опытов на стенде с промежуточной подачей свежего воздуха в рабочую зону градирни. Влияние масштабного фактора исследовалось на дополнительных стендах с различным отношением высоты рабочей зоны к ее диаметру.
Для увеличения точности получаемых результатов, каждый эксперимент проводился несколько раз. Практика показала, что для получения удовлетворительных результатов с достаточной точностью, можно ограничиться в трехкратном повторении каждого эксперимента. При обработке полученных данных неудовлетворительные результаты выбраковывались и эксперимент повторялся.
Первая часть опытов заключалась в проверке уровня предельного охлаждения воды при давлениях воздуха от 750 до 300 мм рт.ст. Более низкие давления в экспериментах не проверялись в связи с получением слишком низкого расхода воздуха. График на Рисунке 4.1 построен для следующих входных параметров: TWH=40С; Гвк=2426C; рк=5065%;
Температуре воздуха 25С и влажность 60% соответствует температура воздуха по мокрому термометру в 19,5С. Из графика видно, что при давлении воздуха в градирни на уровне 300 мм рт.ст. вода может охладиться до температуры на 1С выше температуры мокрого термометра. Согласованность расчетных и экспериментальных данных свидетельствует о достоверности методики расчета.
Серия опытов заключалась в охлаждении воды за один проход. Для этой серии экспериментов использовалась тангенциальная форсунка с диаметром выходного отверстия с1ф=1 мм (Рисунок 3.14). Такая форсунка характеризуется более низкими расходными показателями и малыми размерами капель. Замена форсунки позволила увеличить общую площадь капель, что положительно повлияло на результаты (Рисунок 4.2). Опыты проводились при следующих параметрах: 7У=40С; Твн=21+-22C; =40-60%; Gw=0,005-K0,0065 кг/с; Ge=0,008-0,011 кг/с; 1=1,2-1,8.
Методика теплового конструктивного расчета безнасадочной градирни
Результаты опытов по охлаждению воды с применением промежуточного входа свежего воздуха показаны на Рисунке 4.6. Ось абсцисс представляет собой число последовательных охлаждений воды. Охлаждение проводилось 4 раза подряд. Это связано с малой высотой рабочей зоны стенда. Для варианта с промежуточной подачей воздуха, общий расход делился на две части, по эксперименту получилось 47% в нижнюю часть и 53% в верхнюю. Параметры проведения опыта для двух случаев оставались постоянными: 7У=38С; Гвк=2122C; рк=50%; График зависимости температуры охлажденной воды от числа последовательных циклов прохода воды через рабочую зону аппарата с разными типами распределения расхода воздуха по рабочей зоне аппарата. Достоверность методики расчета безнасадочной градирни подтверждена удовлетворительным согласованием опытных и расчетных данных.
Вентиляторные градирни в холодильной технике применяются для охлаждения оборотной воды, снимающую тепловую нагрузку с конденсатора холодильной установки (Рисунок 4.7). конденсатор
В случае работы градирни в холодильной установке, тепловая нагрузка известна. Она равна тепловому потоку, который отводится от хладагента в конденсаторе. Значения температуры воды на входе и выходе из конденсатора известны из теплового расчета холодильного цикла.
К параметрам атмосферного воздуха относятся: давление, температура по сухому термометру, относительная влажность воздуха, температура воздуха по мокрому термометру. Необходимые значения атмосферного воздуха определяются по [85] или по диаграмме Рамзина для влажного воздуха.
Задачей расчета является определение площади тепломассообмена, гидравлической нагрузки и размеров градирни. 1. Гидравлическая нагрузка определяется из теплового баланса:
Решая систему уравнений (2.1, 2.2, 2.3) определяем площадь тепломассообмена F, необходимую для охлаждения воды до заданной температуры при соответствующих параметрах наружного воздуха.
Для расчета высоты рабочей зоны безнасадочной градирни определение площади взаимодействия потоков не достаточно. Необходимо выбрать тип распылительной форсунки и их число:
Габаритная высота градирни определяется из конструктивных соображений. К высоте рабочей зоны необходимо прибавить высоту водосборного бассейна, сепарационной зоны с каплеотбойником и высоту вентиляторного блока. Пример расчета безнасадочной градирни Исходные данные: Тепловой поток: Q = 58 кВт; Температура воды на выходе из конденсатора: Tw1 = 35 C; Необходимая температура воды на входе в конденсатор: Тw2 = 30 C; Регион эксплуатации холодильной установки: г. Москва. Задача:
Определить размеры градирни, необходимой для охлаждения оборотной воды, идущей в водяной конденсатор холодильной установки.
В первую очередь необходимо определить параметры атмосферного воздуха для заданного региона. В соответствии с Таблицей 1 [85] для г. Москва в теплый период времени имеем следующие параметры:
Для достижения необходимой температуры охлаждения воды с помощью вычислительной среды MathCAD 14 рассчитываем площадь тепломассообмена. Развернутое решение системы приведено в приложении П.2.
Геометрические размеры форсунки, а также размер разбрызгиваемых капель зачастую остаются коммерческой тайной. Для предварительного определения высоты рабочей зоны безнасадочной градирни можно задаться размером капель в 0,5 мм. [10], тогда по уравнению 1. Экспериментально установлено, что пределом охлаждения воды в безнасадочной градирне является температура воздуха по мокрому термометру. 2. Экспериментально установлено влияние разреженного давления воздуха на эффективность охлаждения воды в безнасадочной градирне. 3. Экспериментально подтверждено влияние дисперсности распыла капель на глубину охлаждения воды. 4. Приведена методика теплового конструктивного расчета безнасадочной градирне с учетом влияния пониженного давления воздуха.