Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор литературных источников И
1.1. Реальные возможности повышения эффективности энергетических установок, работающих на природном газе . 11
1.2. Ребристые биметаллические теплообменники 20
1.3. Существующие методы расчета поверхностных теплообменников для охлаждения продуктов сгорания с конденсацией содержащегося в них пара 24
1.4. Контактное термическое сопротивление 29
В ы вод ы 31
Глава 2. Коэффициент теплоотдачи к поверхности ребристого теплообменника при охлаждении продуктов сгорания ниже температуры точки росы 32
2.1. О применении аналогии процессов тепло-и массообмена 32
2.2. Суммарный коэффициент теплоотдачи с учетом теплоты конденсации 38
2.3. Влияние пленки конденсата на теплоотдачу 42
2.4. Влияние конденсации на коэффициент эффективности ребра 44
Выводы 55
Глава 3. Основные закономерности охлаждения продуктов сгорания при конденсации из них водяного пара 57
3.1. Изменение концентрации пара вдоль охлаждающей поверхности с постоянной температурой , 57
3.2. Изменение температуры продуктов сгорания в процессе их охлаждения 60
3.3. Методика расчета поверхностных ребристых теплообменников при охлаждении продуктов сгорания ниже температуры точки росы водяного пара 64
3.4. Сравнение методики расчета с данными других авторов ...71
Выводы 76
Глава 4. Основные факторы, определяющие эффективность охлаждения продуктов сгорания 77
4.1. Влияние коэффициента избытка воздуха 77
4.2. Влияние загрязнений 78
4.3. Коэффициент оребрения 79
4.4. Расход и температура охлаждающей воды 81
4.5. Коррозионная устойчивость алюминия в подкисленном конденсате 84
Выводы , 88
Глава 5. Защита газоходов и дымовой трубы при охлаждении продуктов сгорания 90
5Л. Стальные дымовые трубы 90
5.2. Кирпичные и железобетонные трубы 91
53, Теплообмен в дымовой трубе 94
5.4. Расчет температуры внутренней поверхности трубы 100
5.5. Температура уходящих газов, обеспечивающая отсутствие конденсации на внутренней поверхности оголовка трубы 105
5.6. Намокание кладки трубы из-за диффузии пара 107
5.7. Предотвращение каплеуноса 109
Выводы 111
Глава 6. Опыт эксплуатации охладителей дымовых газов в котельной экспериментально-производственного комбината УГТУ-УПИ 113
6.1. Теплообменник первого поколения 113
6.2. Теплообменник второго поколения , „...116
6.3. Теплообменник третьего поколения 117
Выводы 122
Заключение 124
Библиография
- Ребристые биметаллические теплообменники
- Суммарный коэффициент теплоотдачи с учетом теплоты конденсации
- Методика расчета поверхностных ребристых теплообменников при охлаждении продуктов сгорания ниже температуры точки росы водяного пара
- Температура уходящих газов, обеспечивающая отсутствие конденсации на внутренней поверхности оголовка трубы
Введение к работе
Актуальность темы, В котлоагрегатах, работающих на природном газе, наиболее значительной является потеря теплоты с уходящими газами q2.
При принятой в России методике сведения баланса по низшей теплоте сгорания топлива она составляет 5 ~ 6 %, фактически же с учетом скрытой теплоты конденсации паров, содержащихся в газах, значение q2 примерно на 12 % выше.
В других топливосжигающих агрегатах, например, промышленных печах, потери с уходящими газами в зависимости от температуры последних достигают 20 — 30 %. Для существенного снижения потери д2 необходимо охлаждение продуктов сгорания до такой температуры, при которой удается сконденсировать максимально возможное количество водяных паров, содержащихся в газах, и использовать выделяющуюся при конденсации скрытую теплоту.
Около 35-40% топливно-энергетических ресурсов России тратится на теплоснабжение. Из них примерно 70 % теплоты вырабатывается на централизованных и индивидуальных котельных. Затраты на отопление составляют не менее 50 % от всех затрат жилищно-коммунального сектора. Экономия 10 % топлива в газифицированных котельных, достигаемая при использовании теплоты конденсации пара, содержащегося в продуктах сгорания, обеспечит в целом по России огромную экономию природного газа, сравнимую с расходом на его перекачку.
Цель работы. Комплексная разработка высокоэффективного и экономичного способа увеличения коэффициента полезного действия отопительных паровых и водогрейных котлов путем охлаждения продуктов сгорания природного газа ниже температуры точки росы и использования теплоты конденсации содержащегося в них водяного пара.
В ходе выполнения работы решались следующие основные задачи:
1. Аналитическое исследование изменения температуры и влажности продуктов сгорания в процессе конвективного теплообмена, осложненного конденсацией водяного пара.
Разработка методики и программы расчета конденсационного ребристого теплообменника.
Исследование коррозионной устойчивости алюминия при его контакте с образующимся конденсатом.
Анализ теплового режима дымовой трубы, работающей при низких температурах уходящих газов.
5. Создание способа исключения каплеуноса. Научная новизна.
Научно обоснован метод теплового расчета поверхностных ребристых теплообменников при совместном протекании процессов тепло- и массообмена в процессе охлаждения продуктов сгорания с конденсацией содержащегося в них водяного пара.
Аналитически решена задача о распределении температуры вдоль охлаждаемого стержня при совместном протекании на его поверхности процессов тепло- и массообмена. Численно решена задача о распределении температуры по радиусу кольцевого ребра. Показано, что эффективность оребрения, применяемого в выпускаемых отечественными заводами калориферах с накатными алюминиевыми ребрами, остается высокой даже при наличии дополнительного тепловыделения, связанного с конденсацией водяного пара.
Рассчитан водородный показатель рН конденсата, выделяющегося на охлаждаемой поверхности из продуктов сгорания, по равновесию реакций растворения С02 в конденсате, образования и диссоциации Н2С03 по первой и второй ступеням с учетом диссоциации молекул воды. Показано, что рН конденсата, образующегося в процессе охлаждения продуктов сгорания природного газа, составляет 4,36-4,65, уменьшаясь с ростом содержания С02 в продуктах сгорания и увеличиваясь с ростом температуры конденсата. По литературным данным такой конденсат безопасен для алюминиевых ребер.
Найдены допустимые пределы глубокого охлаждения продуктов сгорания природного газа с конденсацией содержащегося в них водяного пара с учетом создания условий для надежной работы дымовой трубы.
9 Практическая ценность.
На базе комплексного анализа процессов, связанных с охлаждением продуктов сгорания в энергетических и отопительных котельных, выявлены факторы, определяющие допустимую степень их охлаждения в теплообменниках, выполненных из оребренных труб.
Разработан проект реконструкции газоходов парового котла ШБ-А7 с установкой теплообменника для глубокого охлаждения уходящих газов. Проект реализуется в котельной экспериментально-производственного комбината УГТУ-УПИ.
Предложена на уровне изобретения конструкция ребристого теплообменника, позволяющая исключить каплеунос.
Обоснованы рекомендации для широкого внедрения теплообменников для охлаждения продуктов сгорания газообразного топлива с конденсацией водяного пара.
Автор защищает
Результаты аналитического исследования основных закономерностей охлаждения продуктов сгорания при конденсации из них водяного пара.
Результаты аналитического и численного исследования распределения температуры и эффективности продольных и кольцевых ребер при совместном протекании на их поверхности процессов тепло- и массообмена.
Методику расчета поверхностных ребристых теплообменников при охлаждении продуктов сгорания ниже температуры точки росы водяного пара
Положение о том, что алюминиевые ребра не подвержены коррозии при контакте с конденсатом, образующимся при охлаждении продуктов сгорания природного газа.
Результаты расчета температуры уходящих газов, обеспечивающей отсутствие конденсации на внутренней поверхности оголовка дымовой трубы.
Апробагщя работы. Материалы диссертации были представлены на 3 международных и 3 всероссийских конференциях: на XIV международной школе-семинаре молодых ученых и специалистов под руководством академика
10 РАН А.И. Леонтьева (Рыбинск, 2003), на Международной научно-технической конференции «80 лет Уральской теплоэнергетике. Образование. Наука» (Екатеринбург, 2003), на XV международной школе-семинаре молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева (Калуга, 2005), на всероссийской научно-технической конференции, посвященной 70-летию кафедры тепловых электрических станций УГТУ-УПИ (Екатеринбург, 2002), на всероссийской научно-практической конференции «Энерго- и ресурсосбережение. Нетрадиционные и возобновляемые источники энергии» (Екатеринбург, 2003), на всероссийской научно-практической конференции «Энерго-и ресурсосбережение. Нетрадиционные и возобновляемые источники энергии» (Екатеринбург, 2004).
Публикации. Основные результаты диссертационной работы опубликованы в 10 печатных работах, в том числе 2 патентах РФ [1 — 10].
Личный вклад автора заключается в анализе опубликованных данных, в расчете распределения температуры вдоль охлаждаемого стержня и по радиусу кольцевого ребра при совместном протекании на их поверхности процессов тепло- и массообмена, в разработке методики и программы расчета поверхностных ребристых теплообменников при охлаждении продуктов сгорания ниже температуры точки росы, в расчете рН конденсата, образующегося на ребрах теплообменника и взаимодействующего с продуктами сгорания, в разработке проекта установки теплообменника для охлаждения уходящих газов за паровым котлом № 1 котельной экспериментально-производственного комбината УГТУ-УПИ.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения и приложений, изложена на 154 страницах машинописного текста и содержит 4 таблицы, 29 рисунков и библиографический список из 98 наименований.
И ГЛАВА 1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ
1.1. Реальные возможности повышения эффективности энергетических установок, работающих на природном газе
Температура продуктов сгорания, уходящих из отопительных котлов, особенно малой мощности, обычно превышает 150 С, а зачастую доходит до 300 С. Перевод котельных на газообразное топливо дает уникальную возможность существенного увеличения эффективности их работы за счет более глубокого охлаждения уходящих газов, однако оно почти нигде не используется. Объясняется это, по-видимому, двумя причинами. Первая - сила инерции. За 50 лет широкого использования газа в стране конструкции котлов, в принципе, остались теми же, которые были разработаны для твердого топлива и мазута.
Вторая - более серьезная причина - боязнь разрушения кирпичной или бетонной дымовой трубы из-за намокания и последующего промерзания, а стальной — из-за коррозии в результате конденсации водяного пара, содержащегося в продуктах сгорания, на ее внутренней поверхности. В литературе опубликовано много примеров разрушения дымовых труб из-за конденсации пара [И, 12].
Тем не менее, в США и странах Европы весьма широко распространены газовые конденсационные поверхностные отопительные котлы и экономайзеры [13, 14]. В США выпускаются поверхностные конденсационные экономайзеры для паровых котлов. В котельной фирмы «Timken» испытан поверхностный экономайзер, установленный за котлом паропроизводительностью 20 т/ч [13]. Температура газов на входе в экономайзер 200 С, на выходе из него - 45 С. Вода в экономайзере нагревается с 17 до 46 С при ее расходе 22 т/ч. Теплопро-изводительность экономайзера более 1,1 Гкал/ч,
В отечественных и зарубежных котельных опробованы два типа теплооб-менных аппаратов - контактные [І5, 16] и поверхностные [17 - 20]. В контактных продукты сгорания проходят через насадку (например, из колец Рашига),
12 орошаемую водой (попутно заметим, что в [21] предложена весьма эффективная насадка с малым аэродинамическим сопротивлением, а в [22] - новая конструкция контактных теплообменных аппаратов с пленочными форсунками, также обладающая пониженным аэродинамическим сопротивлением). Из контактных теплообменников уходят газы со степенью насыщения водяным паром 95 - 98 % [16] и температурой, примерно на 5 С превышающей температуру нагреваемой воды. Они довольно громоздки [23] и характеризуются большим каплеуносом несмотря на каплеуловители, которые обычно устанавливают за ними.
Для предотвращения конденсации пара на стенках газоходов и дымовой трубы обычно часть продуктов сгорания направляют байпасом мимо аппарата и смешивают за ним с основным потоком, повышая температуру и снижая степень насыщения продуктов сгорания паром. Методы расчета такой системы неоднократно публиковались [24, 25], правда, без учета теплоты, необходимой для испарения уносимых капель.
Контактные аппараты не нашли широкого применения в котельных. На Первоуральскои ТЭЦ после перевода ее на природный газ вместо ставших ненужными мокрых скрубберов для газоочистки с 1968 по 1975 гг. за пятью котлами БКЗ-75-39 были установлены контактные экономайзеры [26]. Они работают до настоящего времени, несколько раз проводились их испытания, в книге [16] им дается высокая оценка. Кроме байпасов впоследствии пришлось организовать подмешивание горячего воздуха к охлажденным продуктам сгорания.
Тем не менее, в 1994 г. контактные экономайзеры были остановлены из-за преждевременного разрушения бетонных труб высотой 100 м с кирпичной обмуровкой. В ноябре 1996 г. в трубу № 2 установили внутренний газоот-водящий ствол из титановых царг, после чего экономайзеры снова включили. По данным источника [11] для трубы № 1 этой же ТЭЦ был разработан проект выполнения газоотводящего ствола и подводящих наружных газоходов
13 из стеклофаолита, который в 2,5 - 3 раза дешевле титана, однако проект не был реализован и ствол этой трубы тоже был облицован титановыми царгами.
По-видимому, на практике при эксплуатации трудно всегда выдерживать условия, исключающие выпадение конденсата в трубе. Причинами этого могут быть каплеунос, низкие скорости продуктов сгорания или избыточное давление в стволе дымовой трубы [11].
Поверхностные ребристые теплоутилизаторы компактнее контактных. В них применяются трубы с коэффициентом оребрения ф, доходящим до 15 — 20, поэтому коэффициент теплоотдачи со стороны газов, отнесенный к «гладкой» поверхности, составляет 500 - 600 Вт/(м К), а при наличии конденсации пара - еще выше. В ряде публикаций [17 - 20] сообщается об успешном их применении для охлаждения продуктов сгорания с конденсацией содержащегося в них водяного пара, однако ни в одной из них не анализируется опыт длительной их эксплуатации. В цитируемых работах [17 — 20] для охлаждения продуктов сгорания используются обычные калориферы, выпускаемые отечественными заводами для нагрева воздуха в системах вентиляции горячей водой или паром [27]. Основу такого калорифера составляет стальная трубка, на которую насажена алюминиевая толстостенная трубка, из которой, в свою очередь, методом накатки формируются ребра высотой примерно 10 мм, с шагом около 3 мм.
В котельной экспериментально-производственного комбината УГТУ-УПИ первый такой теплообменник был смонтирован за паровым котлом ШБ-А7 паропроизводительностью 15 т/ч в 1998 г. Это был биметаллический теплообменник с трубками из углеродистой стали обычного качества с алюминиевым оребрением 0 12 х 1,5 мм. В теплообменнике нагревалась сырая вода из городского водопровода. В процессе эксплуатации (декабрь 1998 г. - май 1999 г.) сопротивление охладителя увеличилось в несколько раз в связи со значительным забиванием трубок. После промывок охладителя через воздушник холодной водой под давлением, его гидравлическое сопротивление несколько
14 уменьшалось, но через некоторое время (20 — 30 дней) охладитель снова забивался [28].
Дело в том, что для охлаждения продуктов сгорания до 40 - 50 С в поверхностном ребристом теплообменнике с конденсацией из них большей части водяного пара нужно иметь достаточное количество воды с температурой 5-15 С. Такую температуру имеет только сырая (недеаэрированная) вода, содержащая кислород, соли жесткости, а часто и избыток растворенного железа. Опыт показал, что в процессе эксплуатации в таких трубках образуются прочные отложения, которые с трудом прочищаются (учитывая малый диаметр трубочек) [29]. Возможно, значительная их часть появляется при перерывах в подаче воды (в калорифер, установленный в котельной ЭГЖ УГТУ-УПИ, поступала вода из горводопровода, в котором давление сильно колебалось), когда котел продолжал работать или, наоборот, при длительных остановках котла. Очевиден сам факт: при обычной эксплуатации оборудования трубки из углеродистой стали применять для охлаждения продуктов сгорания нельзя. Между тем, во всех указанных источниках [17 — 20] применялись именно такие теплообменники.
На рис. 1.1 изображено изменение коэффициента гидравлического сопротивления теплообменника в процессе его эксплуатации. Этот коэффициент находится из соотношения
АР = ,2^, (1.1) где АР — гидравлическое сопротивление теплообменника; р, и wB - плотность и скорость воды в трубках.
В 2001 г. описанный теплообменник был заменен теплообменником без конденсации, в котором нагревали обратную сетевую воду от 54 до 74 С, охлаждая уходящие газы со 174 до 135 С. Температура точки росы в уходящих газах при коэффициенте избытка воздуха, равном 1,56 , составляла 53 С. За четыре года эксплуатации ни внутренней коррозии, ни отложений в трубках не было, поскольку сетевая вода деаэрируется и обрабатывается антинакипи-
15 ном СК-110. Алюминиевые ребра за время эксплуатации не претерпели никаких изменений, места стыков труб с трубной доской остались плотными. о ^__ , _, . 1
О 50 100 150 т, дни
Рис. 1.1. Изменение коэффициента гидравлического сопротивления теплообменника в процессе его эксплуатации
Кирпичная дымовая труба котельной ЭПК УГТУ-УПИ рассчитана на работу четырех котлов. В период зимнего максимума, когда все они работают, скорость газов на выходе из устья трубы равна 8,8 м/с при их температуре 138 С (на остальных котлах калориферов нет). Весной и осенью бывали периоды, когда на трубу длительно работал только один котел с включенным калорифером (летом калорифер отключали из-за отсутствия необходимости нагревать обратную воду). При этом скорость газов в устье составляла 1,3 м/с. Никаких проблем с трубой за время эксплуатации не было.
В большинстве культурно спроектированных котельных с водогрейными котлами горячую воду из котлов подмешивают к обратной, чтобы температура воды на входе в котел не была ниже 70 С для исключения конденсации пара на поверхности входных змеевиков. В этом случае в теплофикационном теплообменнике можно использовать трубки с ребрами из углеродистой стали, изготовленными методом навивки ленты и радиочастотной ее приварки. Такие трубки дешевле [30] и изготовляются сейчас многими предприятиями. С другой стороны, приведенные выше результаты показывают, что от рециркуляции можно вообще отказаться, установив экономайзер из ребристых труб для более глубокого охлаждения уходящих газов. Из-за большого теплового потока (от- несенного на гладкую поверхность трубы) разность температур ребер и охлаждающей воды доходит до 10 С, поэтому температура наружной поверхности оказывается выше температуры точки росы. Кроме получения дополнительной теплоты, теплообменник позволит избавиться от насосов рециркуляции и расхода электроэнергии на их привод.
Создание теплообменников для охлаждения уходящих газов с конденсацией водяного пара требует принципиально другого подхода. В этом случае приходится устанавливать калориферы, основой которых являются трубки из нержавеющей стали с алюминиевыми ребрами. Они тоже выпускаются отечественными заводами, имеют те же размеры, что и теплообменники из углеродистой стали, их цена примерно в два раза выше. К этому вынуждают два обстоятельства. Во-первых, в месте приварки трубки к трубной доске остается небольшой участок трубы, не закрытый снаружи алюминием. При омывании его подкисленным конденсатом этот участок будет корродировать тем более, что алюминий и железо образуют в месте их контакта электролитическую пару, усиливающую коррозию железа в присутствии электролита. Во-вторых, теплообменники с трубками из углеродистой стали нельзя применять для охлаждения продуктов сгорания из-за использования в них в качестве охлаждающего теплоносителя сырой воды.
На одном из уральских заводов по проекту завода-изготовителя более 10 лет назад был смонтирован паровой котел производительностью 75 т/ч с те-плоутилизатором из нержавеющей стали с алюминиевыми ребрами. При испытаниях обнаружилось, что в некоторых режимах работы котлов на трубках образуется конденсат. Продукты сгорания выбрасывались в атмосферу через стальную дымовую трубу, сильно изношенную (на 30 %, по словам эксплуатационного персонала) в результате коррозии. Чтобы не усугублять итак почти критическое положение, теплоутилизатор отключили.
Поверхностные теплообменники осушают продукты сгорания лучше, чем контактные в том смысле, что при одинаковой температуре уходящие из них газы имеют меньшее влагосодержание. Вообще говоря, температура
17 точки росы может увеличиться за счет испарения капель, унесенных из теплообменника. Но в поверхностных теплообменниках этот унос значительно меньше, чем в контактных, поскольку в последнем случае в продукты сгорания распыляется вся охлаждающая вода, в первом с ними контактирует только образующийся конденсат.
До сих пор речь шла о котлах, работающих на природном газе, но, как показывает зарубежный опыт [31], утилизации теплоты продуктов сгорания возможна и на мазутных котлах. Для этой цели используются коррозионно и химически стойкие теплообменники, которые служат не только для утилизации дополнительного тепла дымовых газов и скрытой теплоты конденсации, но и для улавливания твердых частиц, SO2, SO3 и HCL. Трубки этих теплообменников имеют тефлоновое покрытие, верхний температурный предел стойкости которого равен 204 С. Исследования [31] показывают, что тонкое тефлоновое покрытие уменьшает теплопередачу менее чем на 10%. Газоходы, расположенные непосредственно за трубными пучками, описанными в [31], и дымовые трубы изготовлены из армированного стекловолокном пластика. Кроме того, для защиты основного газохода от воздействия кислот предусмотрена его облицовка боросиликатным материалом.
В работе [32] описан проект очистки газов, отходящих от установки термического обезвреживания бытовых и промышленных отходов города Бердска. Один из аппаратов установки - конденсатор, представляющий собой кожухот-рубчатый теплообменник, в который поступают очищенные дымовые газы. В нем они охлаждаются до 50 С, а образующийся конденсат используется на приготовление питательной воды теплоэнергетических установок. Для предотвращения конденсации остаточной влаги из очищенного газового потока в дымовой трубе отходящие газы подогреваются до температуры 100 С поступающими на очистку дымовыми газами.
Конденсационные теплоутилизаторы находят применение и в газотурбинных установках. Радикальным способом увеличения эффективности работы газотурбинной установки за счет охлаждения выхлопных газов является полу-
18 чение водяного пара в котле-утилизаторе и впрыск его в продукты сгорания перед газовой турбиной для уменьшения работы, затрачиваемой на сжатие воздуха в компрессоре. Такая схема была предложена давно (цикл Христиановича в СССР, ГТУ STIG за рубежом), но ее реализации до последнего времени препятствовала необходимость химической и термической подготовки большого количества воды, поскольку предполагалось, что водяной пар, получаемый в котле-утилизаторе, будет выбрасываться в атмосферу вместе с выхлопными газами, а не возвращаться в котел в виде конденсата, как в обычных паросиловых установках.
В последнее десятилетие эта проблема была решена в конструкции агрегатов КГГТТУ-16 и КГПТУ-16К, предназначенных, в том числе, и для газоперекачивающей установки ГПУ-16 [33, 34]. В поток продуктов сгорания для снижения их температуры перед турбиной вместо воздуха, обычно используемого для этой цели, вводится 12,5 % (по массе) водяного пара с параметрами 320 С и 2 МПа. С учетом пара, образующегося при сгорании природного газа, его объемная концентрация в потоке составляет около 25 %, которой при атмосферном давлении соответствует температура точки росы 65 С. Охладив выхлопные газы до 30 - 40 С, можно сконденсировать весь введенный в турбину пар и часть пара, образовавшегося при горении. Таким образом, количество получающегося конденсата превысит количество необходимого для турбины пара - создается запас конденсата, используемый, например, при пуске установки и в аварийных ситуациях.
В схеме ГТУ с впрыском пара, описанной в статье [33], за турбиной устанавливается котел-утилизатор, в котором выхлопные газы охлаждаются с 350 до 180-200 С, и конденсационный теплообменник контактного типа для дальнейшего охлаждения газов до 40 - 50 С. Теплота, затраченная на образование пара в котле-утилизаторе, в конечном счете выделяется вместе с конденсатом в конденсационном теплообменнике, температура на выходе из которого составляет 60 - 70 С. Основное количество выделяющейся при конденса-
19 ции воды забирается охлаждающей средой (вода, воздух), которая должна иметь температуру не выше 30 С.
Смысл такой реконструкции заключается в существенном увеличении экономичности ГТУ. По данным [33], КПД ГТУ с впрыском пара составляет на номинальном режиме 43% по сравнению с 36,8% у агрегата ГПА-16 «Урал». Все основное оборудование (компрессор, турбина, система ввода пара и охлаждения паром лопаток, котел-утилизатор) либо прошло длительные промышленные испытания, либо выпускается серийно. Относительно новым элементом является только контактный охладитель газов, но он также прошел длительные испытания в составе промышленного агрегата КГТГТУ- 16К [33].
Применение поверхностного теплообменника из биметаллических ребристых труб вместо контактного для глубокого охлаждения дымовых газов имеет ряд преимуществ. Ребристый теплообменник компактнее, занимает меньше места, часто имеет меньшее аэродинамическое сопротивление, позволяет исключить каплеунос, не требует (как при использовании контактного) установки еще одного теплообменника типа «вода - вода», чтобы охлаждать оборотной водой ту воду, которая будет разбрызгиваться в контактном теплообменнике (в противном случае конденсат в нем будет загрязняться солями). Теплообменники из ребристых биметаллических труб (аппараты воздушного охлаждения) широко применяются на газоперекачивающих станциях, поэтому персонал станций имеет опыт их эксплуатации.
Несмотря на рост цен на материалы, изготовление и монтаж, проект теп-лоутилизации быстро окупается. Так, по данным [23], на украинском заводе «Керамик» срок окупаемости проекта установки четырех теплоутил и заторов за печами обжига керамической плитки составил менее двух месяцев и позволил полностью отказаться от услуг «Киевэнерго» в части теплоснабжения (отопления и горячего водоснабжения). На втором московском авторемонтном заводе для обогрева высоко- и низкотемпературных сушилок была внедрена схема ступенчатого использования продуктов сгорания газа от котлов ДКВР-2-8 (видимо, без конденсации). Срок окупаемости составил около 0,4 года [35].
20 По данным того же автора [35], на чебоксарском агрегатном заводе на одной из камерных печей кузнечно-штамповочного цеха работает установка комплексного использования тепла для нагрева воды. Установка обеспечивает автоматическое заполнение бака-накопителя горячей водой заданной температуры. В результате пуска установки коэффициент использования топлива печи повысился на 31 %. Установка окупилась за 6 месяцев. В статьях [18, 19] сообщается о том, что срок окупаемости приведенных затрат на установку теплообменника глубокого охлаждения продуктов сгорания составляет 1,5-2 месяца.
1.2. Ребристые биметаллические теплообменники
Рис. 1.2. Накатные теплоотдающие биметаллические элементы
В России биметаллические теплообменники выпускаются Костромским калориферным заводом (КСк - из стали обычного качества, ВНВ - из нержавеющей), изготовление биметаллических труб освоено ПО «Туласантехника» и рядом других предприятий. Биметаллический калорифер представляет собой шахматный пучок спирально-накатных биметаллических трубок, каждая из которых состоит из двух трубок, насаженных одна на другую (рис. 1.2). Внутренняя труба обычно стальная или латунная, наружная - алюминиевая или медная. Исходными заготовками для производства биметаллических ребристых труб служат гладкие трубы. Из наружной трубки путем накатки изготавливаются спиральные ребра. Общий вид биметаллического калорифера приведен нарис. 1.3. : : ..-..'. : . ' .'.....: :.:.^-.,, -,.. :' :,v.v :-:--.-.-:^ ?*%: '' ' - " ' "- ' -.- " ' : ,.- :- " -TV---..
Рис. 1.3. Калориферы, выпускаемые Костромским калориферным заводом
Калориферы выпускаются трех- и четырехрядными по ходу воздуха (газов), а также в шести- и четырехходовом исполнении по воде.
Кроме накатки, существуют и другие технологии изготовления ребристых биметаллических труб. Так, «Свердловенергоремонт», машиностроительный завод «ЗиО-Подольск» изготавливают спиральнооребренные трубы, приваривая контактным способом металлическую ленту к несущей трубе. При этом термический цикл сварки не изменяет прочностных свойств оребряе-мой трубы и не требует последующей термообработки.
В МГТУ им. Н.Э. Баумана ведутся исследования нового метода оребре-ния труб, основой которого являются одновременно как процесс резания, так и пластического деформирования [36]. Метод основан на подрезании и отгибке поверхностных слоев трубной заготовки и получил название «деформирующее резание». Высота ребер ограничивается исходной толщиной стенки трубы и не может быть больше нее. В статье [36] указано, что максимальная высота ребер при обработке меди составляет 4 мм.
Известны высокоэффективные модульные газовые котлы с теплообмен-ными поверхностями из ребристых медных труб, коэффициент оребрения которых равен 8 [37]. Основным компонентом всех настенных газовых котлов компании «Ferroli» является медный двухконтурный теплообменник, разработанный и запатентованный компанией. Теплообменник выполнен из оребрен-ных медных труб, внутри которых расположены медные змеевики. Снаружи теплообменник покрыт антикоррозийным термостойким напылением на основе алюминия [38].
Эффективности оребренных поверхностей зависит от целого ряда параметров и в первую очередь от термического сопротивления ребра. При небольших коэффициентах теплоотдачи со стороны потока это термическое сопротивление не оказывает существенного влияния на эффективность оребрения.
Математическое исследование эффективности оребренных поверхностей выполнили Д. Керн и А. Краус при некоторых допущениях, главным из которых является постоянство коэффициента теплоотдачи на поверхности ребра [39], и получили аналитические выражения для коэффициента эффективности различных конструктивных типов ребер.
Так, эффективность радиального ребра прямоугольного профиля
2р f /, [Ф/(1 - р)] ^ [рФ/(1 - р)] - /t [рФ/(1 - р)] АГ, [Ф/(1 - р)] 1 (1-2)
Ф{1 + р) 1/0 [рФ/(1 - р)] К{ [Ф/(1 - р)]+/, [Ф/(1 - р)] К0 [рФ/(1 - р)] J
Здесь р = До/Ям Ф^-Яо)3^ ; Rq и R{ - радиус наружной поверх- ности трубки (основания ребер) и наружный радиус оребрения (торца ребер); Ар - площадь профильного сечения ребра (площадь профиля), для ребра прямоугольного профиля A = Sot^i - ))> гДе $о "~ толщина ребра.
Эффективность радиального ребра гиперболического профиля -±.t ф у(
4р(1-р)
72/3(^)./_2/3(^CT)-/.2/3(/?6)-/2/3(^y (1.3) ' (1 + р)2 1п(1/р) [ /-2/зЛ)'/-1/зМ + /2/зМ^1/зЙ), где р и Ф - те же безразмерные комплексы, что и в случае радиального ребра прямоугольного профиля; А^ =50Л01п(і/р).
Зависимости, рассчитанные по формулам (1.2) и (1.3), при р = 0,8 и 0,4 построены на рис. 1,4. Как видно из рисунка, эффективность ребер гиперболического профиля выше (при одинаковых значениях Ф и р), поскольку
23 при равных площадях профилей и высотах радиальное ребро гиперболического профиля имеет большую площадь поперечного сечения вблизи основания.
1,0
0,9 0,8
0,7 0,6
Рис. 1.4. Эффективность радиальных ребер гиперболического (У) и прямоугольного (2) профилей
Формулы (1.2) и (1.3) не учитывают реального распределения коэффициента теплоотдачи по площади ребра, хотя и без этого они достаточно сложны для инженерных расчетов. Экспериментальные исследования [30, 40} выявили значительную неравномерность распределения локальных коэффициентов теплоотдачи к поперечно-обтекаемым круглым ребрам, как по радиальной, так и по угловой координатам, что видно из рис. 1.5 [40] по данным, полученным при поперечном омывании оребренной трубы воздухом. Локальные коэффициенты теплоотдачи на поверхности кольцевого ребра определены в [40] с помощью датчиков теплового потока.
ЗО 44 58 ЗО 44 58 г
Рис. 1.5. Радиальные распределения локальных коэффициентов теплоотдачи: 1 — скорость воздушного потока в сжатом сечении 2,24 м/с; 2-5,71; 3- 8,68; 4 ~ 14,5; 5 - 18,2 м/с. ф - уг- ловая координата; г - расстояние от оси оребренной трубы, мм; а, Вт/(м* -К)
1.3. Существующие методы расчета поверхностных теплообменников для охлаждения продуктов сгорания с конденсацией содержащегося в них
Обычно для расчета поверхностных теплообменников, в которых в процессе охлаждения газов происходит частичная конденсация содержащегося в них водяного пара, пользуются уравнениями расчета «сухих» теплообменников, вводя в них различные коррективы. Автор [41] на основании опытных данных, полученных при испытании промышленного теплообменника, предлагает критериальную формулу для расчета коэффициента теплоотдачи, отнесенного к наружной (оребренной) поверхности:
ШЖ^ = 4,55К^К$8Р$\ (1.4)
Влияние конденсации в ней учитывается числом орошения где W - плотность орошения наружной поверхности теплообменника, кг/(м2 * ч); D - внешний диаметр ребристой трубки, м; ц - коэффици-
25 ент динамической вязкости продуктов сгорания, Па с. При вычислении Nu и Re в формуле (1.4) определяющим размером является внешний диаметр трубки. Скорость газов, необходимая для определения Re, подсчитывается в самом узком поперечном сечении пучка трубок. Определяющей температурой является средняя температура газов.
Уравнение (1.4) получено при 875 < Re < 3500, 0,55<К<1,0, 0,5 < Рг < 1,0. При подсчете величины поверхности нагрева автор использует среднелогарифмическую разность температур греющих газов и нагреваемой воды. Влагосодержания продуктов сгорания на входе и выходе из теплообменника определяются в работе [41] по приближенным формулам Л.Г. Семенюка [42], кг/кг (на сухую массу продуктов сгорания) а-0,058 я 0,0006382 +0,004а /л л~ ,\ ,« « х" = — exp(0,062f!), (1.6) где хв — влагосодержание дутьевого воздуха, кг/кг (на сухую массу); а - коэффициент избытка воздуха; /" ~ температура газов на выходе из теплоутили-затора, С. По формуле Семенюка (1.6) определяется влагосодержание продуктов сгорания, содержащих насыщенный водяной пар, но газы, уходящие из поверхностных теплообменников, как показано ниже в наших расчетах, как правило содержат перегретый, а не насыщенный водяной пар, поскольку в процессе их охлаждения снижается температура точки росы из-за конденсации части водяного пара.
Автор [43] получил уравнение, аналогичное (1.4) №іЖі(, = 12,025 ReJ5076 К& Vvf, (1.7) действительное при 1420 < Re <, 3053, 0,7 < К < 0,733, 0,5 < Рг < 1,0. По уравнениям (1.4) и (1.7) нельзя посчитать коэффициент теплоотдачи, не рассчитав количество полученного конденсата (плотность орошения), т. е. задачу придется решать методом итераций.
26 В работе [44] предлагается методика определения тепловой мощности теплоутилизаторов по приведенным характеристикам топлива, применение которой эффективно при минимуме исходной информации, например при отсутствии данных об элементном составе природного газа. В общем виде приведенная тепловая мощность теплоутилизатора определяется из выражения где q"[г — приведенный расход сухих продуктов сгорания; A', h* - энтальпии сухих продуктов сгорания до и после теплоутилизатора, кДж/кг сухих газов; 6-jy - коэффициент байпасирования продуктов сгорания мимо теплоутилизатора; гд — коэффициент удержания тепла (коэффициент полезного действия теплообменника).
Величину h' - h" = ДА автор [44] определяет по формуле
ДА = (с„ + св.пх'Х'' -'")+О" +
В соответствии с методикой расчетов по приведенным характеристикам топлива величина q!L показывает, сколько теплоты может быть получено в те- плоутилизаторе при охлаждении в нем продуктов сгорания природного газа, образующихся в результате выделения в топке котла 4190 кДж (1000 ккал) теплоты, а величина q^s - сколько при этом образовалось сухих продуктов сгорания. Отнесение значений энтальпий к сухой части продуктов сгорания автор объясняет необходимостью применения данной методики для расчета тепло-
27 утилизаторов, работающих как в режиме без конденсации, так и с конденсацией содержащихся в продуктах сгорания водяных паров.
Приведенный расход сухих продуктов сгорания в выражении (1.8) определяется по формуле qlT -1,333 +1,415(а -1), (1.10) где а — коэффициент избытка воздуха в уходящих продуктах сгорания.
Формулу (1.8) можно использовать при обработке опытных данных, когда известны температуры продуктов сгорания до и после теплообменника.
Авторы [45] предлагают использовать коэффициент теплоотдачи для «сухого» теплообмена, умноженный на коэффициент р, рассчитываемый в зависимости от степени конденсации К = {dx -d^)jd\:
3 = 1 + w'33(l +1,66 - 10~VCJJ]P'5[(K - 0,4)-17,2 + 0,8]. (1.11)
Здесь dx и c?2 — влагосодержание продуктов сгорания до и после теплообменника, w — скорость газов в узком сечении пучка.
Влагосодержание dcp рассчитывается по среднелогарифмической формуле, средняя разность температур, по-видимому, тоже (информации об этом в работе [45] нет, также как нет обоснования структуры формулы (1.11)). В этом случае также не обойтись без итерационного расчета (необходимо задаваться величиной dj).
Бухаркин Е.Н. предложил графоаналитический энтальпийный метод расчета конденсационных утилизаторов тепла уходящих газов [46, 47] с использованием разработанной им h-t - диаграммы. Графическая часть этого метода заключается в определении параметров теплоносителей на границе зон теплообменника с конденсацией водяного пара и без нее. Затем производится отдельный расчет сухой и конденсационной зон. При этом для всех сечений конденсационного теплоутилизатора разность температур между наружной поверхностью трубы и нагреваемой водой принимается постоянной и равной 1,5 С (как показывают наши расчеты, в трубах с большим коэффициентом оребрения
28 это не так), постоянными также принимаются коэффициенты тепло-и массоотдачи.
В книге [48] для расчета воздухоохладителей рекомендуется метод, основанный на коэффициенте влаговыпадения. Согласно этому методу коэффициент теплоотдачи ан, учитывающий конденсацию из воздуха водяного пара, равен произведению конвективного коэффициента теплоотдачи ctK со стороны воздуха (сухого), отнесенного к поверхности оребренных труб, на коэффициент влаговыпадения : ан=ак^. (1.12)
Коэффициент влаговыпадения в [48] рассчитывается в зависимости от температуры поверхности tw по следующим формулам: при tw > О ^ = 1 + 2480-^~^2; (1.13) при tw < О = 1 + 2880-^^, (1.14) где di7 /j и d2i t2 - влагосодержания (кг/кг) и температуры воздуха на входе и выходе из охладителя. Здесь опять необходимо знать d2 для расчета теплообменника.
В работах А.Б, Гаряева и Е,В. Веринчук [49-51], проводившихся одновременно с нашими исследованиями, выполнены численные расчеты процессов тепло- и массообмена в поверхностных теплообменных аппаратах в предположении о справедливости аналогии тепло- и массообмена. Этот подход является наиболее точным из всех существовавших ранее и наиболее близким по своей сути к предложенному в данной работе. Сравнение их приводится в разделе 3.4.
29 1.4. Контактное термическое сопротивление
Между несущими трубами и механически посажеными ребрами существует контактное сопротивление. В наиболее общем своем значении термин «механическая посадка» подразумевает отсутствие металлургической связи в отличие от случаев, когда ребра выдавлены из стенки несущей трубы, приварены или припаяны к трубе.
Механическая посадка обеспечивается путем создания контактного давления посредством упругой деформации или навивкой с натягом металлической ленты на трубу, или расширением несущей трубы по отношению к ребристой, или же путем комбинации сжатия ребристой трубы относительно несущей трубы-вкладыша и деформации трубы-вкладыша.
При винтовой накатке ребер биметаллических труб в результате интенсивного и неравномерного течения металла в процессе формирования профиля с высокими скоростями прокатки непосредственно под ребрами на внутренней поверхности оболочки возможно образование утяжки, заполненной воздухом (рис. 1.6, а) и являющейся средоточием основного термического сопротивления передаче теплового потока. Площадь утяжек может быть значительной (60 - 80 %) по отношению ко всей сопрягаемой площади контактной зоны [30]. Для максимального уменьшения размеров утяжек существующая технология накатки ребер усовершенствована введением операции дополнительного обжатия металла впадин между ребрами специальными обжимными дисками (рис. 1,6, б), установленными на одной оси с основными деформирующими дисками и осуществляющими обжатие ребристой оболочки в заключительной стадии деформации после окончательного формирования профиля ребер основными дисками. Диаметр обжимных дисков на 0,15 - 0,5 мм меньше диаметра последнего основного диска. Многократными статистическими измерениями труб биметаллических ребристых теплообменников установлено уменьшение средней толщины воздушного зазора до 0,03 -0,05 мм при использовании обжимных дисков по сравнению с 0,1 - 0,2 мм без дополнительного обжатия металла.
зо
Рис. 1.6. Схема винтовой прокатки ребер без обжатия (а) и с дополнительным обжатием (б) впадин между ребрами: / - несущая труба; 2 — ребристая оболочка; 3 — основной комплект дисков;
Биметаллическая труба с коэффициентом оребрения ф » 9, у которой несущая труба выполнена из стали 10 с шероховатостью поверхности по 5-му классу, при толщине воздушного зазора 0,16 мм может иметь максимальное значение термического контактного сопротивления RK =7,3-10 м 'КУВт при усилии выпрессовки 1000 Н [30]. На такой же порядок термического контактного сопротивления — RK - 10 м К/Вт - указывают авторы [52].
Межконтактная среда, заполняющая полости шероховатостей, также может оказывать влияние на термическое контактное сопротивление. Так как металл может вступать во взаимодействие с окружающей средой, то образуется пленка оксидов, которая по своим свойствам, в частности по теплопроводности, значительно отличается от основного металла. Технологически целесообразно перед накаткой или навивкой ребер осуществлять замасливание наружной поверхности несущих труб любыми веществами при условии, что теплопроводность их выше теплопроводности воздуха.
31 Выводы
Главным препятствием на пути широкого внедрения конденсационных теплообменников является опасение за стойкость дымовой трубы, которая может разрушаться из-за конденсации в ней водяного пара. Во всех случаях установки теплообменников дымовую трубу пытаются защитить путем перепуска части продуктов сгорания мимо теплообменника. В частности опыт разрушения бетонных труб высотой 100 м на ПервоуральскоЙ ТЭЦ говорит о том, что эта мера недостаточна. Нужна комплексная увязка охлаждения продуктов сгорания ниже температуры точки росы с конструкцией дымовой трубы.
Биметаллические ребристые теплообменники очень компактны, имеют небольшое аэродинамическое сопротивление, быстро окупаются. Они широко используются в нефтехимии, на газоперекачивающих станциях магистральных газопроводов и в других отраслях промышленности [30], Их применение в газовых котельных и на станциях позволит без больших затрат сэкономить до 10 — 15 % потребляемого ими газа. Охлаждение продуктов сгорания позволяет также решить задачу технического перевооружения действующих газотурбинных установок путем их замены новыми комбинированными парогазо-турбинными установками с утилизацией тепла отходящих газов и регенерацией воды из парогазового потока.
При отсутствии конденсации расчет поверхностных теплообменных аппаратов не вызывает затруднений. Конденсация пара вносит существенные усложнения, поскольку в этом случае величина коэффициента теплоотдачи сама зависит от интенсивности конденсации, т. е. нельзя принимать коэффициент теплоотдачи постоянным по ходу газов в теплообменнике. Для учета этого фактора в литературе в основном предлагаются лишь эмпирические формулы.
Ребристые биметаллические теплообменники
В России биметаллические теплообменники выпускаются Костромским калориферным заводом (КСк - из стали обычного качества, ВНВ - из нержавеющей), изготовление биметаллических труб освоено ПО «Туласантехника» и рядом других предприятий. Биметаллический калорифер представляет собой шахматный пучок спирально-накатных биметаллических трубок, каждая из которых состоит из двух трубок, насаженных одна на другую (рис. 1.2). Внутренняя труба обычно стальная или латунная, наружная - алюминиевая или медная. Исходными заготовками для производства биметаллических ребристых труб служат гладкие трубы. Из наружной трубки путем накатки изготавливаются спиральные ребра. Общий вид биметаллического калорифера приведен нарис. 1.3. Калориферы выпускаются трех- и четырехрядными по ходу воздуха (газов), а также в шести- и четырехходовом исполнении по воде.
Кроме накатки, существуют и другие технологии изготовления ребристых биметаллических труб. Так, «Свердловенергоремонт», машиностроительный завод «ЗиО-Подольск» изготавливают спиральнооребренные трубы, приваривая контактным способом металлическую ленту к несущей трубе. При этом термический цикл сварки не изменяет прочностных свойств оребряе-мой трубы и не требует последующей термообработки.
В МГТУ им. Н.Э. Баумана ведутся исследования нового метода оребре-ния труб, основой которого являются одновременно как процесс резания, так и пластического деформирования [36]. Метод основан на подрезании и отгибке поверхностных слоев трубной заготовки и получил название «деформирующее резание». Высота ребер ограничивается исходной толщиной стенки трубы и не может быть больше нее. В статье [36] указано, что максимальная высота ребер при обработке меди составляет 4 мм.
Известны высокоэффективные модульные газовые котлы с теплообмен-ными поверхностями из ребристых медных труб, коэффициент оребрения которых равен 8 [37]. Основным компонентом всех настенных газовых котлов компании «Ferroli» является медный двухконтурный теплообменник, разработанный и запатентованный компанией. Теплообменник выполнен из оребрен-ных медных труб, внутри которых расположены медные змеевики. Снаружи теплообменник покрыт антикоррозийным термостойким напылением на основе алюминия [38].
Эффективности оребренных поверхностей зависит от целого ряда параметров и в первую очередь от термического сопротивления ребра. При небольших коэффициентах теплоотдачи со стороны потока это термическое сопротивление не оказывает существенного влияния на эффективность оребрения.
Математическое исследование эффективности оребренных поверхностей выполнили Д. Керн и А. Краус при некоторых допущениях, главным из которых является постоянство коэффициента теплоотдачи на поверхности ребра [39], и получили аналитические выражения для коэффициента эффективности различных конструктивных типов ребер.
Так, эффективность радиального ребра прямоугольного профиля 2р f /, [Ф/(1 - р)] [рФ/(1 - р)] - /t [рФ/(1 - р)] АГ, [Ф/(1 - р)] 1 = (1-2) Ф{1 + р) 1/0 [рФ/(1 - р)] К{ [Ф/(1 - р)]+/, [Ф/(1 - р)] К0 [рФ/(1 - р)] J _2а Здесь р = До/Ям Ф -Яо)3 V/2 ; RQ И R{ - радиус наружной поверх ности трубки (основания ребер) и наружный радиус оребрения (торца ребер); Ар - площадь профильного сечения ребра (площадь профиля), для ребра прямоугольного профиля A = Sot i - )) гДе $о " толщина ребра. Эффективность радиального ребра гиперболического профиля -±.t Ф у( 4р(1-р) 72/3( )./_2/3( CT)-/.2/3(/?6)-/2/3( y (1.3) (1 + р)2 1п(1/р) [ /-2/зЛ) /-1/зМ + /2/зМ 1/зЙ), где р и Ф - те же безразмерные комплексы, что и в случае радиального ребра прямоугольного профиля; А =50Л01п(і/р).
Зависимости, рассчитанные по формулам (1.2) и (1.3), при р = 0,8 и 0,4 построены на рис. 1,4. Как видно из рисунка, эффективность ребер гиперболического профиля выше (при одинаковых значениях Ф и р), поскольку при равных площадях профилей и высотах радиальное ребро гиперболического профиля имеет большую площадь поперечного сечения вблизи основания.
Суммарный коэффициент теплоотдачи с учетом теплоты конденсации
Обычно поперечно оребренные трубки ребристых теплообменников располагаются горизонтально» таким образом, ребра оказываются расположенными в вертикальных плоскостях. При конденсации на вертикальной стенке чистого пара на ней образуется пленка (если поверхность теплообмена смачиваемая), которая создает термическое сопротивление передаче теплоты фазового перехода. В случае конденсации пара из парогазовой смеси с большим содержанием инертного (неконденсирующегося) компонента термическое сопротивление пленки пренебрежимо мало по сравнению с термическим сопротивлением теплоотдачи.
Рассмотрим теплообмен при пленочной конденсации пара на вертикальной стенке при охлаждении парогазовой смеси. Расход конденсата G связан с тепловым потоком QK0HJX за счет конденсации: &онд = „ ? (2-23) где F — поверхность теплообмена, на которой происходит конденсация. Из (2.23) и (2.24) с учетом (2.19) следует, что
С другой стороны, расход конденсата в каком либо произвольно выбранном сечении движущейся пленки есть (рис. 2.2) 7«ржТ7/ = ржтг5.1. (2.26) В соответствии с решением Нуссельта средняя скорость течения w в сечении х равна [57]: w = Ktf=8 Lt (2.27) Подстановка выражения (2.27) в уравнение (2.26) дает: Используя (2.25) и (2.28), запишем Проинтегрировав это уравнение, получим: с R [ґп ґ- + с- 3v р J n JV1 Из условия, что при JC = 0 5 = 0, следует, что е = 0. Решив последнее уравнение относительно 5 и учитывая постоянную интегрирования, получим, что
Оценим максимально возможную толщину пленки. Пусть высота ребра, на ко-тором происходит конденсация, х = 50 10 м; температура поверхности ребра 10 С, т. е. гп0 = 0,012; гп = 0,19; R = 300 Дж/(кг К), Rn = 461,9 Дж/(кг К); аконв = 60 Вт/(м2 К); ср = 1,1 103 Дж/(кг -К); g = 9,81 м/с2; рж = 999,7 кг/м3; уж = 1,3064 Ю-6 м2/с. Для этих условий Для сравнения
Таким образом, термическое сопротивление теплоотдачи на три порядка превышает термическое сопротивление пленки конденсата, поэтому последнее в расчетах можно не учитывать. Этот вывод подтверждается авторами [70], которые показали, что при конденсации пара из парогазовой смеси в рассматриваемом в диссертационной работе диапазоне концентраций водяного пара и разностей температур между смесью и теплообменной поверхностью термическим сопротивлением пленки конденсата можно пренебречь. В работах [47, 49-51, 56, 71] термическое сопротивление пленки конденсата также не учитывается.
В тепловых расчетах теплообменников из развитых поверхностей широко применяется коэффициент эффективности ребра, представляющий отношение действительного теплового потока Qp к поверхности ребра к теоретически возможному тепловому потоку Qmax к тому же ребру с постоянной по длине температурой = р/Опах- (2-30) Условие Qp - Qmax удовлетворяется при бесконечной теплопроводности материала ребра (X -» от). Так как X имеет конечное значение, то в тонких ребрах возникает продольный градиент температуры.
В расчетах теплопередачи развитых поверхностей нет необходимости использовать коэффициент эффективности, если коэффициент теплоотдачи рассчитывается по эмпирическим зависимостям типа Nu = cRe"Pr/" для конкретных ребристых теплообменников, автоматически включающим и эффективность. Такая потребность возникает в случаях, когда экспериментальные результаты, полученные в опытах без массоотдачи, приходится применять для расчета процессов совместного тепло- и массообмена.
Теоретические оценки эффективности оребрения выполнены в [39, 72] в предположении постоянства коэффициента теплоотдачи по длине ребра. Литература, посвященная изучению стационарной теплопередачи ребер при неоднородном распределении коэффициентов теплоотдачи, немногочисленна. Тем не менее, существует несколько работ, описанных в [39], в которых задается распределение коэффициента теплоотдачи. Например, продольное ребро прямоугольного профиля исследовалось Ханом и Лефковицем (HanL.S., Lefko-witz S.G.). Они предположили, что зависимость а(х) может быть представлена в степенной форме а(х) = (у + 1)&Т - , где оТ — средний коэффициент теплоотдачи; х - расстояние от основания ребра; Ь -длина ребра. Когда у = О, коэффициент теплоотдачи а(х) постоянен на всей поверхности ребра. Когда у = 1, коэффициент теплоотдачи линейно возрастает по высоте ребра от х = 0 до х = Ъ. Значения у 2 приводят к параболическим распределениям. Во всех случаях при у 1 коэффициент теплоотдачи в основании ребра обращается в нуль, что представляется нефизичным. Поэтому задачи подобного рода более интересны с точки зрения математики, чем теплотехники.
Методика расчета поверхностных ребристых теплообменников при охлаждении продуктов сгорания ниже температуры точки росы водяного пара
Нетрудно найти среднюю разность температур между потоком газа и стенкой с постоянной температурой. Пусть F - полная поверхность тепло-обменного аппарата, &t — средняя разность между температурами газов и поверхности теплообмена. Тогда (3.21) :конв "конв Q С другой стороны, гконв тср f{t r t;)=mcsCpf r l-r„ (3.22) Из равенства выражений (3.21) и (3.22), запишем 2f = fc-fl. (3.23) a F \-г
Выражая комплекс wc rc_//(aK0HBF) из уравнения (3.20), записанного для условий выхода из теплообменника (& = $ ,гп =гп ), и подставляя его вместе с комплексом 1/(1-гп) из (3,18) в (3.23), учитывая также, что = Э + /0, г = &" + tQ и Д7 = ЗД, получим r„-rr п,0 ( In—+ с & = (S -S4l + - І- І ґп гп,0 У R (і- Хі-г ) Лсг (1-1,,0 J V / й» (3.24) Выражение (3.24) справедливо при постоянной температуре г0 поверхности, аконв = const и mCTcpf = const. Для сухого газа (г„ =0) при отсутствии испарения со стенки (гп0 = 0) получаем из (3.24) обычную формулу для среднело-гарифмической разности температур. При г„ = гп 0 0 тоже получаем средне-логарифмическую разность: 9 = 3. (3.25) In— 9" Сравним формулы (3.24) и (3.25) при одинаковых 9 и 9". Пусть 9 = 100 С, 9 = 50 С, г,; =0,2, гп0=0. Из (3.24) 29 = 68,9 С, из (3.25) S9 = 72,1 С. Разница в Ж9 составляет 5 %.
Выше отмечалось, что отклонение закона изменения температуры газов по длине теплообменного аппарата (формула (3.20)) от экспоненциального и, соответственно, средней разности между температурой газов и постоянной температурой стенки (формула (3.24)) от средиелогарифмической (формула (3.25)) невелико. Это понятно, поскольку при принятых условиях (aK0HB/(c_/Kcr/)= const) «сухой» теплообмен отличается от теплообмена с конденсацией пара из парогазовой смеси лишь небольшим уменьшением массового расхода этой смеси за счет конденсации пара. Массовый расход смеси уменьшается в результате конденсации примерно на 10%. Средняя величина ошибки будет составлять 5 %, что и подтвердило сравнение расчетов по формулам (3.24) и (3.25).
И тем не менее, ни среднелогарифмическую, ни более точную (по формуле (3.24) разность температур между теплоносителями (или между теплоносителем и стенкой) нельзя использовать для расчета количества теплоты, переданной в теплообменнике. Дело в том, что переданная от продуктов сгорания к стенке теплота подсчитывается по формуле dQz=az{tTv)dF = qn я гп - rnfi "коне т " КОНВ nun» nvnit ТУ J. л ср п г— 0 j {trQ)dF. (3.26)
Из нее видно, что при наличии конденсации суммарный коэффициент теплоотдачи зависит от разности температур (/г -/0) При классическом выводе средней разности температур путем интегрирования первого соотношения (3.26) полагают а2 - const, применяют теорему о среднем для переменной (/г-/0), в результате чего получают Qz a. EtF. Если же сс2 зависит от {trQ), то нужно применять теорему о среднем для произведения oc2(fr—f0) и выносить за знак интеграла среднее значение а2Дґ. Практически это значит, что в формулу (3.26) нужно подставить зависимости /г и гп от F проинтегрировать полученное выражение для Qz и, пользуясь условием ctK0HB = const, найти среднюю разность температуры, как это было сделано выше. Возникающие при этом аналитические трудности не оправдывают использование в инженерных расчетах привычной формулы ( = a AtF. При широком распространении ЭВМ задачу проще решать численно.
Дня этого может быть использован метод последовательного расчета по участкам поверхности охлаждения (или по рядам трубок при поперечном обтекании пучков), обеспечивающий тем большую точность, чем меньше размеры отдельных участков, для которых параметры процесса принимаются постоянными.
При указанном методе все необходимые для расчета первого участка параметры должны быть заданы, для следующего участка они определяются результатами расчета первого участка, для третьего - результатами расчета второго участка и т. д.
При применяющемся чаще всего перекрестном токе теплоносителей в теплообменнике следует разбить поверхность охлаждения на участки не только в направлении движения парогазовой смеси, но и в направлении движения охлаждающей воды. Производится расчет по площадкам, расположенным в этом случае уже в направлении двух координатных осей.
Температура уходящих газов, обеспечивающая отсутствие конденсации на внутренней поверхности оголовка трубы
Из формул (6.18), (6.20) и (6.21) нетрудно получить соотношение по которому можно построить зависимость температуры внутренней поверхности оголовка ґвн от температуры уходящих газов на входе в конкретную дымовую трубу оСН при заданной температуре наружного воздуха н в и расходе через нее. В качестве примера на рис. 5.2 построены такие зависимости для первого и второго режимов работы дымовой трубы № 1.
При проектировании водогрейных котлов на газообразном топливе температуру воды на входе в котел принимают равной 70 С для исключения конденсации водяного пара на змеевиках. Если принять такой же запас для температуры внутренней поверхности оголовка трубы (как известно, температура точки росы в продуктах сгорания равна 50 - 59 С в зависимости от коэффициента избытка воздуха), то из рис. 5.2 следует, что температуру уходящих газов на входе в трубу нужно держать не ниже 86 С (при температуре наружного воздуха -35 С и расходе продуктов сгорания 25,85 м3/с). При более высокой температуре окружающей среды минимально допустимая температура продуктов сгорания уменьшается.
На рис. 5.3 приведена расчетная зависимость относительной объемной концентрации водяного пара от температуры продуктов сгорания, охлаждаемых в трехрядном ребристом теплообменнике водой с температурой 5 С (кривая 1). Коэффициент избытка воздуха равен 1,07. Там же нанесена зависимость концентрации сухого насыщенного пара от температуры (кривая 2). В трехрядном теплообменнике продукты сгорания охлаждаются от 160 до 81 С, при этом концентрация водяных паров уменьшается от 18,9 до 16,7 %, т. е. используется
примерно 10 % теплоты конденсации содержащегося в продуктах сгорания пара. Температура точки росы при га =0,167 равна 56,5 С. С запасом, равным 10 С, можно принять fBH=67C. Тогда температура продуктов сгорания на входе в трубу при VT - 25,85 25,85 м3/с должна быть не ниже 82 С (рис. 5.2). Конденсации паров тем более не будет, если теплоутилизатор установлен за одним котлом, а другие работают без конденсационного теплообменника.
В литературе никто не обращал внимания на тот факт, что труба, по-видимому, может разрушаться около наружной поверхности из-за конденсации пара, фильтрующегося сквозь кладку. Парциальное давление водяного пара в продуктах сгорания природного газа составляет 10—19 кПа, а среднее давление пара в наружном воздухе за наиболее холодный месяц (январь) в Екатеринбурге равно 170 Па [93]. Под действием этой разности давлений пар может фильтроваться через кладку трубы. При коэффициенте паропроницаемости кирпичной кладки ц = ОД 1 мг/(м ч Па) [93] стационарный поток пара через стенку толщиной 0,38 м составит более 4 г/(м ч). Поскольку кривизна стенки трубы невелика, будем считать ее плоской. В этом случае парциальное давление пара р будет линейно уменьшаться от 15 кПа на внутренней поверхности до 170 Па на наружной (линия 1 на рис. 5.4). В представленном на рис. 5.4 случае температура тоже линейно меняется от 100 до -20 С (линия 2). Кривая 3 дает давление ps насыщенного пара, соответствующее температуре в данном сечении (на данном расстоянии х от внутренней поверхности кладки).
Если р psi пар в данном сечении находится в перегретом состоянии, т. е. фильтруется в виде пара. Физически величина р не может быть больше чем ps при данной температуре. Следовательно, в сечении, где величина р становится равной ps, пар начнет конденсироваться. В данном примере это произойдет на расстоянии 187,5 мм от внутренней поверхности кладки. Вся зона правее этого сечения представляет собой зону намокания (косая штриховка на рис. 5.4). Коэффициент теплопроводности кладки в этой зоне будет выше принятого в расчете (грубо он увеличивается на 8 % при увеличении влажности кладки на 1 %).
Дальнейшее поведение этого намокшего слоя зависит, прежде всего, от его толщины. Если слой тонкий и кладка намокает не сильно, то при повышении температуры наружного воздуха, она высохнет. В противном случае в кладке может накопиться достаточно много влаги, она замерзнет, что может привести к разрушению ее наружного слоя. Именно в этом случае существенное влияние может оказать спорадическое обволакивание оголовка уходящими газами, приводящее к намоканию кладки снаружи. Толщину зоны промокания можно уменьшить путем увеличения температуры внутренней поверхности кладки (прямая 4 и соответствующая ей кривая 5 давления насыщенного пара; зона намокания выделена вертикальной штриховкой). Второй путь - осушение продуктов сгорания перед дымовой трубой в поверхностном конденсационном теплообменнике с последующим нагревом осушенных газов. Если газы нагреваются до той же температуры, которую они имели перед конденсационным теплообменником, полезно используется только теплота конденсации, но экономически выгоднее нагревать газ до меньшей температуры. Если давление пара в продуктах сгорания равно 5,5 кПа (прямая б), то зона увлажнения значительно сужается даже при температуре внутренней поверхности кладки, равной 100 С.
Похожие диссертации на Охлаждение продуктов сгорания газообразного топлива в ребристых теплообменниках
