Разработка рациональных систем автономного теплоснабжения с использованием конденсационной техники Чуленёв Анатолий Сергеевич

Содержание к диссертации

Введение

Глава 1. Обзор литературы и постановка задачи исследования 14

1.1. Конструктивные особенности конденсационных котлов 14

1.2. Расчет эффективности работы котлоагрегатов 20

1.3. Возможности эксергетического метода термодинамического анализа 30

1.4. Тепломассообмен в теплогенерирующих установках 35

Выводы к главе 1 54

Глава 2. Тепло-физическая модель тепломассопереноса в конденсационных поверхностях нагрева. Методика расчета КПД конденсационного теплогенератора

2.1. Физико-математическая модель тепломассообмена в конденсационных поверхностях нагрева 55

2.2. Тепловой баланс конденсационных котлов. Расчет потерь теплоты с уходящими газами 65

Выводы к главе 2 74

Глава 3. Описание экспериментальной установки. Результаты испытаний 75

3.1. Экспериментальная установка. Методика эксперимента 75

3.2. Результаты испытаний котла Baxi Duoec Compact 83

3.3. Результаты испытаний котла De Dietrich Innovens Pro MCA 45 88

3.4. Результаты испытаний котла Rendamax R40 94

Выводы к главе 3 100

Глава 4. Обобщение и анализ результатов режимных испытаний конденсационных теплогенераторов 101

4.1. Вывод критериальной зависимости для определения эффективности теплообмена в конденсационных поверхностях теплогенераторов 101

4.2. Зависимость эффективности работы котла от режимных и климатических факторов 113

Выводы к главе 4 130

Заключение 131

Использованные обозначения 133

Список литературы

• Расчет эффективности работы котлоагрегатов
• Тепловой баланс конденсационных котлов. Расчет потерь теплоты с уходящими газами
• Результаты испытаний котла Baxi Duoec Compact
• Зависимость эффективности работы котла от режимных и климатических факторов

Введение к работе

Актуальность темы исследования. Значительные объемы нового строительства способствовали широкому внедрению автономных теплогенераторов и формированию на их основе системы децентрализованного теплоснабжения.

Существенное снижение затрат на теплоснабжение в малоэтажном строительстве возможно при увеличении доли децентрализованного теплоснабжения. Автономные теплогенерирующие установки на газообразном топливе способны наиболее эффективно и комфортно обеспечить потребности как квартиры или коттеджа, так и многоквартирного дома или поселка.

Газовые котлы являются одним из самых распространенных теплогенераторов автономных систем теплоснабжения. Наиболее энергоэффективными из них, обеспечивающими самые высокие технико-экономические эксплуатационные показатели являются конденсационные котлы.

Объект исследования. Энергосберегающие решения в системы теплогенерации и теплопотребления зданий на цели отопления, вентиляции и горячего водоснабжения.

Предмет исследования. Разработка рациональных систем автономного теплоснабжения с использованием конденсационной техники.

Степень разработанности избранной темы. Изучен и проанализирован опыт работы отечественных и зарубежных исследователей в области конденсационной техники – научные труды И.З. Аронова, Д. Баттеруорта, О.Н. Брюханова, Г.Н. Делягина, Н.И. Жирнова, В.П. Исаченко, В.М. Кейса, С.С. Кутателадзе, М.А. Михеева, М.Б. Равича, К.Ф. Роддатиса, Ю.П. Соснина, П.А. Хаванова, С.Н. Шорина, Б.Н. Юдаева и др. Однако, существующие методики в большей степени разработаны для контактных теплообменных аппаратов и не позволяют дать точную оценку эффективности работы конденсационных поверхностей нагрева котлов.

Научная гипотеза. Исследование влияния на эффективный КПД

конденсационного котла режима работы, условий эксплуатации и климатических факторов, позволит дать оценку эффективности применения конденсационного котла с учетом эксплуатационных условий работы, а также обосновать расчетные зависимости для определения эффективности работы конденсационного котла при выбранном режиме его работы для заданных климатических условий.

Цель диссертационной работы. Сформулировать основные положения по разработке экспериментально обоснованной методики расчета теплообменных процессов в низкотемпературных поверхностях нагрева конденсационных котлов, выявить основные факторы и режимные характеристики, влияющие на эффективность работы конденсационного котла.

Для достижения поставленной цели были решены следующие задачи:

1. Разработка физико-математической модели теплообмена в конденсационных поверхностях теплогенераторов.

2. Разработка экспериментального стенда.

3. Проведение испытаний конденсационных теплогенераторов.

4. Разработка метода обработки и обобщения опытных данных и их анализ.

5. Изучение теплофизических процессов тепломассопереноса при конденсации из парогазовых смесей.

6. Разработка методики определения составляющих теплового баланса и расчета КПД котла по высшей теплоте сгорания топлива.

7. Исследование влияния на эффективный КПД конденсационного
теплогенератора режима работы и условий его эксплуатации.

8. Исследование влияния климатических факторов на условия эксплуатации и
эффективность работы котла.

Научная новизна:

7. Разработана методика определения КПД и составляющих теплового баланса конденсационного теплогенератора по высшей теплоте сгорания топлива.

8. Произведена оценка влияния геометрических, режимных, теплофизических параметров на определение эффективности работы конденсационных поверхностей нагрева автономных теплогенераторов на газообразном топливе.

3. Установлена зависимость влияния на эффективный КПД конденсационного котла режима работы, условий эксплуатации и климатических факторов, которая позволяет утверждать, что оценка эффективности работы конденсационного котла должна производиться с учетом климатической зоны.

Теоретическая и практическая значимость работы:

1. Разработана физико-математическая модель тепломассопереноса из
парогазовой смеси на конденсационную поверхность.

2. Выявлены определяющие критерии и составлено обобщающее критериальное
уравнение тепломассопереноса в парогазовой среде для конденсационных
поверхностей нагрева теплогенераторов.

3. Разработана методика обработки и обобщения опытных данных по экспериментальному исследованию тепломассообменных процессов в конденсационных поверхностях нагрева и проведен анализ результатов экспериментов.

4. Установлено, что оценка эффективности конденсационного котла должна производиться с учетом климатической зоны и режима работы котла.

Методология и методы диссертационного исследования. Включает в себя анализ исследований отечественных и зарубежных ученых в области конденсационной техники, использовались методы системного анализа, комплекс натурных испытаний, обобщения и обработки экспериментальных данных, теории подобия. Для изучения особенностей процессов тепломассопереноса в конденсационных поверхностях нагрева разработана физическая модель тепломассообмена. Данная модель способствовала обоснованию методики и разработки программы экспериментального исследования.

Положения, выносимые на защиту:

1. Разработать методику расчета результирующего теплообмена в конвективных конденсационных поверхностях и составления обратного теплового баланса и КПД для конденсационного котла по высшей теплоте сгорания топлива.

2. Обосновать и разработать физическую модель тепломассообмена для изучения на базе экспериментальных исследований особенностей процессов

тепломассопереноса в конденсационных поверхностях нагрева.

3. Разработать методику расчета процессов тепломассообмена в конденсационных поверхностях нагрева теплогенераторов.

4. Выявление определяющих факторов процессов тепломассообмена и оценки их влияния на результирующий теплоперенос в конденсационных поверхностях нагрева.

5. Определение влияние на КПД конденсационного котла режимных и
климатических факторов эксплуатации.

Личный вклад. Заключается в анализе и обобщении исследований ученых в области контактных теплообменных аппаратов и конденсационной техники, постановке задачи исследования, выборе методов исследования, разработке основных положений, определяющих научную новизну и практическую значимость работы, проведении экспериментальных исследований, получении результатов экспериментов, разработке методики обработки и обобщения опытных данных по экспериментальному исследованию, их систематизации и анализа, разработке методики расчета конденсационных теплогенераторов.

Степень достоверности. Достоверность результатов исследования подтверждается сопоставимостью результатов теоретических и экспериментальных исследований с данными зарубежных фирм-производителей конденсационных котлов, применением высококачественных сертифицированных приборов для проведения экспериментального исследования.

Апробация результатов. Основные результаты работы обсуждались и докладывались на конференции «Конденсационные котлы в России: вопросы продвижения и эксплуатации» (Санкт-Петербург, 2015), на VI Международной научно-технической конференции «Теоретические основы теплогазоснабжения и вентиляции» (Москва, 2015).

Внедрение результатов исследования. Полученные в диссертации данные используются при проектировании автономных систем теплоснабжения. Результаты исследований используется в практической деятельности организаций ООО «Селект рус», Межотраслевой ассоциации содействия развитию

инфраструктуры жилищно-коммунального хозяйства и саморегулирования, для повышения квалификации ИТР и при разработке, проектировании и эксплуатации автономных систем теплоснабжения с использованием конденсационных котлов малой мощности.

Публикации. По теме диссертационного исследования опубликовано 10 статей, в том числе 8 статей в рецензируемых научных изданиях, рекомендованных ВАК РФ, 2 статьи в журналах, рекомендованных Scopus.

Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, списка литературы, состоящего из 105 наименований, в том числе 11 зарубежных источников и трех приложений. Общий объем работы 157 страниц, содержит 34 рисунка, 20 таблиц.

Расчет эффективности работы котлоагрегатов

Конденсационные теплогенераторы часто конструируют с секционными теплообменниками, или с одним теплообменником – двухступенчатым или двухзонным. В секционных конструкциях первый теплообменник выполняет функцию топки и его режимы работы во многом соответствует теплообменнику топки в традиционном котле. Продукты сгорания, проходя через него, отдают значительную часть энергии и с температурой значительно выше температуры точки росы продуктов сгорания покидают его. Характерным элементом конденсационных котлов является вторичный теплообменник или вторая секция, называемая также конденсационным теплообменником или низкотемпературной частью теплообменника. Продукты сгорания охлаждаются в нем до температур близких к температуре обратной водой из системы отопления часто являющейся самой низкой для теплогенератора с возможными значениями температуры ниже точки росы. Охлаждение продуктов сгорания на поверхности нагрева при достижении температур равных и ниже точки росы приводит к конденсации части водяных паров на стенках теплообменника и передаче скрытой теплоты парообразования теплоносителю, поступающему в первичный теплообменник для нагрева. Вследствие глубокого охлаждения продукты сгорания, выходящие из котла, имеют температуру и влажность близкую к параметрам насыщения. Образовавшийся конденсат имеет повышенную кислотность (pH = 3–4%) химически агрессивен, поэтому теплообменники конденсационных котлов изготавливаются из коррозионностойких материалов, например из нержавеющей стали, меди или алюминиево-кремниевых сплавов (силумина).

Существует несколько наиболее распространенных типов конструкций конденсационных котлов.

Двухконтурные настенные конденсационные теплогенераторы фирмы Baxi марки Duoec Compact мощностью 24 кВт оснащаются «примексной» горелкой (полного предварительного смешения), имеют двухсекционный гладкотрубный спиральный теплообменник из нержавеющей стали со щелевыми каналами, первая секция выполняет функцию топки и первичного теплообменника, вторая секция (хвостовая часть) – отделенная перегородкой, является низкотемпературной частью или конденсационной поверхностью теплообменника котла.

Одноконтурные конденсационные теплогенарторы De Dietrich Innovens Pro MCA 45 мощностью 45 кВт имеют моноблочный литой теплообменник из сплава алюминия и кремния, верхняя часть которого служит топочной камерой, в нижней ошипованной низкотемпературной части теплообменника с развитой поверхностью реализуется конденсационный процесс. В данном типе котлов используются горелки полного предварительного смешения из нержавеющей стали.

Одноконтурные настенные конденсационные котлы Rendamax R40 с спиралевидным теплообменником из нержавеющей стали изготовленным из трубок с высокой степенью оребрения с экструзионным ребром. Котлы комплектуются «примексной» газовой горелкой, функционирующей по схеме опрокинутого горения мощностью 45 кВт.

Эти три типа конденсационных котлов малой мощности имеют наиболее характерные типы конденсационных поверхностей. Конденсат, выделяющийся из продуктов сгорания, играет роль промежуточного теплоносителя, на поверхности нагрева и не имеет непосредственного контакта с теплоносителем систем отопления и горячего водоснабжения, поэтому растворение в нем агрессивных и канцерогенных компонентов из продуктов сгорания (NOx, бенз-а-пирен и др.) не влияет на санитарно-гигиенические характеристики теплоносителя систем отопления и горячего водоснабжения. Вместе с тем, конденсат, играющий роль промежуточного теплоносителя в конденсационном котле активно участвует в процессах тепло- и массопереноса не только при фазовом переходе водяных паров, но и при растворении коррозионно-активных газов из продуктов сгорания существенно изменяющих физико-химические свойства конденсата.

Увеличивается его коррозионная активность при насыщении кислородом (О2) из избыточного воздуха в продуктах сгорания, а также СО2 и NOx с образованием соответствующих кислот, снижая кислотный pH показатель конденсата. Это обуславливает необходимость использования поверхностей нагрева конденсационных теплогенераторов из коррозионностойких сталей и нейтрализацию конденсата перед его сливом. Во всех конденсационных котлах малой мощности и в частности в рассматриваемых пленка конденсата образуется на конденсационных поверхностях нагрева и стекает по поверхности теплообменника под действием гравитационных сил.

В верхней части пленки будет формироваться ламинарное течение, в нижней части возможен турбулентный режим, при этом толщина пленки конденсата увеличивается в нижней части канала в процессе ее движения по поверхности. Однако, стоит отметить, что в котлах малой мощности относительно «толстая» конденсатная пленка с турбулентным течением не образуется из-за конструктивных факторов (небольшая длина конденсационного канала).

Для увеличения площади теплообмена и, соответственно, повышения эффективности работы котла, конденсационные поверхности нагрева в подавляющем большинстве случаев выполнены в виде узких каналов с гладкой поверхностью или оребренных труб сложного сечения с высоким и плотным ребром. Размер формируемого теплообменного канала имеет в общем случае щелевой вид при ширине канала не превышающей 2–5 мм. Охлаждающая среда по условиям работы конденсационных котлов – низкотемпературная вода, с практикой применения конденсационных воздухонагревателей автор не сталкивался [58, 75, 94].

В результате в уходящих газах снижается количество вредных выбросов, а низкая температура уходящих газов, позволяет использовать газоплотные дымоходы из пластмассы.

В связи с глубоким охлаждением продуктов сгорания и, как следствие, ограничениями по самотяге дымовых труб, вопросы безопасности удаления продуктов сгорания и работы горелочных устройств становятся определяющими при конструировании конденсационных котлов. Практически все конденсационные теплогенераторы малой мощности оснащаются высокотехнологичными наддувными горелками полного предварительного смешения (т.н. «примексные» горелки), что позволяет им работать с некоторым избыточным давлением в топке котла, особенно в периоды высоких температур наружного воздуха. Использование наддувных горелок позволяет стабильно обеспечивать оптимальные режимы горения с большой глубиной регулирования и конструировать конденсационные котлы с «опрокинутой» или горизонтальной топкой, наиболее рационально организуя движение дымовых газов. Не связывая эти условия с проблемой обеспечения тяги (что невозможно в атмосферных горелках), следует отметить, также увеличение опасности «хлопка» готовой газовоздушной смеси в газовых горелках полного предварительного смешения, так как в этих горелках достаточно большой объем зоны подготовленной газовоздушной смеси, и в случае «проскока» пламени мощность «хлопка» будет в них более высокой, чем в горелках неполного предварительного смешения (атмосферных горелках), в которых «проскок» пламени может даже не сопровождаться «хлопком» при работе с низкими значениями коэффициента избытка первичного воздуха.

Тепловой баланс конденсационных котлов. Расчет потерь теплоты с уходящими газами

Ю.П. Соснин [60] рассматривал процесс тепломассопереноса в контактных конденсационных водонагревателях с промежуточным теплоносителем. Охлаждение нагретых продуктов сгорания водой в контактных камерах сопровождается взаимным массопереносом воды между ними. Для понимания этого процесса автор пользуется id-диаграммой продуктов сгорания, рассматривая процессы охлаждения продуктов сгорания на выходе из топочной камеры, в контактной камере, при соприкосновении их с водой.

Состояние дымовых газов на входе в контактную камеру соответствует точке А. При соприкосновении с водой, подаваемой в контактную камеру, высокотемпературные продукты сгорания охлаждаются и, соответственно, нагревают воду. Характер процесса охлаждения в контактной камере зависит от температуры воды, с которой они встречаются на выходе из топочной камеры.

Если температура воды ниже температуры точки росы дымовых газов (рассматривается tv 50С), при контакте дымовых газов с такой водой, они будут охлаждаться по кривой 1 (Рисунок 1.5) и непрерывно осушаться, так как парциальное давление водяных паров в объеме газов выше парциального давления водяных паров над поверхностью пленки воды.

По id-диаграмме видно, что при охлаждении дымовых газов, непрерывно понижается их влагосодержание. Это говорит о том, что если температура воды ниже температуры точки росы дымовых газов, то при соприкосновении ее с продуктами сгорания даже если их температура достаточно высока с самого начала процесса охлаждения будет происходить конденсация водяных паров, т.е. будет использоваться скрытая теплота парообразования водяных паров из продуктов сгорания.

Если нагретые дымовые газы с аналогичными параметрами соприкасаются с водой, температура которой выше точки росы дымовых газов, но ниже температуры мокрого термометра (для данных параметров равна tм=QAоС), процесс охлаждения будет описываться кривой 2 (Рисунок 1.5). Продукты сгорания будут увеличивать свою влажность, так как парциальное давление водяных паров в них ниже парциального давления водяных паров над поверхностью пленки воды.

Таким образом, происходит охлаждение продуктов сгорания с одновременным их увлажнением (на участке АК). Затем дымовые газы двигаются вверх по контактной камере и соприкасаются с более холодными слоями воды, охлаждаются и уменьшают свою влажность. При этом будет происходить конденсация водяных паров из продуктов сгорания.

Автор [60] отмечает: «В процессе конденсации водяных паров на кривой 2 на участке КО из продуктов сгорания переходит в воду столько влаги, сколько поступает ее в продукты сгорания во время их охлаждения на участке АК».

Теплота, которая отдается воде с этим количеством сконденсировавшихся водяных паров не влияет на коэффициент полезного действия установки и называется оборотной теплотой. Она представляет собой физическую теплоту нагретых продуктов сгорания, которая раньше пошла на испарение воды в количестве d. Только при охлаждении дымовых газов на участке КМ будет происходить конденсация водяных паров, которые образовались при сжигании топлива и при более глубоком охлаждении на участке КМ увеличивают КПД контактного газового водонагревателя.

Также рассматривался процесс охлаждения дымовых газов, когда они на выходе из топочной камеры соприкасаются с водой, нагретой в пределе до температуры мокрого термометра (84С). В этом случае охлаждение будет происходить практически при постоянной энтальпии. Это объясняется тем, что вся теплота, передаваемая от продуктов сгорания к воде, возвращается обратно в газовый поток в виде испарившейся воды. На самом деле, за счет массы воды, испарившейся в нагретые продукты сгорания, процесс их охлаждения идет по линии мокрого термометра. Охлаждение продуктов сгорания с одновременным их увлажнением происходит по линии мокрого термометра на участке AF (кривая 3), а их энтальпия несколько увеличивается. В дальнейшем также происходит увлажнение продуктов сгорания, однако, охлаждение протекает более интенсивно. После точки N, в которой состояние дымовых газов соответствует точке росы, процесс охлаждения дымовых газов сопровождается конденсацией водяных паров. На участке NL продукты сгорания отдают воде в виде конденсата оборотную теплоту, не влияющую на эффективность работы контактного водонагревателя. Только на участке NМ происходит конденсация водяных паров, которая увеличивает степень использования теплоты дымовых газов и повышают КПД.

Наиболее оптимальным представляется процесс охлаждения дымовых газов по кривой 1, так как на всех стадиях этого процесса не возникает участка испарения с поверхности контактирующей воды и появления оборотной теплоты. Появление этой теплоты связано с дополнительной поверхностью контакта между дымовыми газами и водой, а также с увеличением гидравлического сопротивления контактной камеры. Это означает, что в эксплуатационных условиях наиболее экономичным по сравнению с другими режимами является режим охлаждения по кривой 1.

В результате Ю.П. Соснин выделил несколько закономерностей, характеризующих процессы тепломассообмена, происходящих в контактных камерах. Теплообмен между нагретыми газами и водой без изменения их агрегатного состояния возможен только под действием разности температур. Движущей силой массообмена является разность парциальных давлений. Если парциальное давление водяных паров в нагретых газах равно парциальному давлению водяных паров над пленкой конденсата, то массообмен между продуктами сгорания и водой отсутствует. Происходящий теплообмен в этом случае можно представить уравнением конвективной теплоотдачи [22, 27, 43]:

Результаты испытаний котла Baxi Duoec Compact

Как упоминалось ранее, существует два метода определения КПД теплогенерирующей установки: по прямому и обратному тепловому балансу.

Сопоставляя технические возможности, практическую сложность, полноту анализа работы ТГУ по прямому и обратному балансу, особенно для установок конденсационного типа, следует отметить, что ожидаемая точность определения искомой величины КПД конденсационного теплогенератора зависит от точности и необходимого количества измерений, количества измеряемых величин и погрешности используемых данных (например, табличных). Оценивая ожидаемое суммарное значение среднеквадратичной погрешности определения КПД теплогенератора:

Тогда ожидаемая среднеквадратичная погрешность по прямому балансу, требующему измерение минимум пяти величин, составит для характерной точности измерений около: (2.25) 5 , , А8% = Ад? = л/1,52 + 0,52 + 0,12 + 0,12 + 22 =ч6,52 = 2,55%. V =1 По обратному балансу потребуется минимум девять измерений, погрешность составляет для аналогичной точности измерений около: Ад%= 2 ? =\22+22+22+0,52+0,12+1,52+0,12+0,12+0,12 = Ч14,504 =3,81%. \ /=1 где: AS - среднеквадратичная погрешность, %; п - количество измеряемых величин; S, - значение измеряемой величины.

Таким образом, в первую очередь из-за меньшего количества измерений, по прямому балансу определяемая погрешность меньше, чем по обратному, однако, как отмечалось ранее, по прямому балансу достоверно определяется только величина полезного тепловосприятия котла. Поэтому для детализации составляющих потерь теплоты в тепловом балансе определение КПД котла, работающего на газообразном топливе рекомендуется производить по обратному тепловому балансу: В.пр-(п+п+п +a+a) (2.26) т]бр= р 2 3 р 4 5 6 =1-(q2+q3+q5). В связи с тем что, определение КПД конденсационного котла по низшей теплоте сгорания производить не корректно и методически не правильно, была разработана методика определения КПД конденсационного теплогенератора, по которой за располагаемую теплоту принимается высшая теплота сгорания топлива: с учетом теплоты, выделяемой при конденсации водяных паров (QH0), которые образуются при сжигании газа: Ор=Ор + 0 (2.27) Наиболее важной представляется задача определения степени использования теплоты конденсации водяных паров из объема продуктов сгорания, которая в полном объеме для сжигаемого топлива составляет: QHO=r(8,94Hr+Wr), (2.28) где: г - скрытая теплота парообразования (г = 24,62 кДж/кг); Нг- содержание водорода в топливе, %; W - содержание водяных паров в топливе, %. Сделать такой анализ можно определив истинные значения потерь теплоты с уходящими газами Q2, т.е. по обратному тепловому балансу и сопоставив ее с максимальной величиной QH 0 теплоты конденсации влаги при сжигании топлива (без влаги воздуха).

Необходимо также учитывать, что в современных конденсационных теплогенераторах потери теплоты с уходящими газами остаются самой большой составляющей тепловых потерь, зачастую, на порядок и более превышающие потери от химического недожега Q3 и потери теплоты в окружающую среду Q5.

Так потери с химической неполнотой горения по данным газового анализа продуктов сгорания на выходе из конденсационного теплогенератора определяются [19, 53]: Q3 =B-Vг -(126,6СО+108ДН2+358,ЗСН4], (2.29) где: Кг" - полный объем дымовых газов на выходе из теплогенератора, м3/м3; м3/кг; СО; Н2; СН4 - содержание в дымовых газах продуктов неполного сгорания соответственно оксида углерода, водорода и метана, %.

Ориентируясь на современные требования к работе горелочных устройств в конденсационных теплогенераторах малой мощности и применяемые в большинстве случаев наддувные горелки полного предварительного смешения, («примексные»), содержание продуктов не полного сгорания СО %, Н2 %; СД % соответствует очень «жестким» нормам, например, оксида углерода до 2000 ррт (по EN 483). В этом случае можно говорить о значениях:

Также, можно отметить, что потери теплоты Q5 часто остаются в пределах отапливаемого помещения, где установлен теплогенератор, и поэтому рядом фирм-производителей относятся к полезной тепловой мощности.

Наибольшие трудности при анализе составляющих теплового баланса конденсационного теплогенератора является достоверная оценка потерь теплоты с уходящими газами и в частности той части теплоты Q2, которая соответствует теплоте доли сконденсировавшихся из продуктов сгорания водяных паров (или наоборот доля не сконденсировавшихся), т.е. от полного количества на 1 м3 сожженного газообразного топлива, содержания продуктов сгорания топлива известного состава, например: МЯ2О=0,01(8,94-Яг+1Г). (2-34) Основная трудность заключается в достоверной оценке для продуктов сгорания остаточного парциального давления водяных паров или их количества (что эквивалентно значению влагосодержания уходящих дымовых газов dух, г/кг с.г.) даже при известной температуре уходящих газов, так как в настоящее время отсутствуют контрольно-измерительные приборы для нахождения этих параметров, при условиях, и в частности температур, характерных для дымовых газов. Проведенные испытания на конденсационных котлах показали, что реальные температуры уходящих газов выше температуры точки росы для состава продуктов сгорания, т.е. продукты сгорания не насыщенные, хотя имеет место активная конденсация водяных паров в поверхностях нагрева, при их температуре ниже точки росы дымовых газов.

Зависимость эффективности работы котла от режимных и климатических факторов

Опытные исследования проводились для двухконтурного настенного конденсационного котла Baxi Duoec Compact мощностью 24 кВт, комплектуемого «примексной» горелкой с двухсекционным спиральным теплообменником из нержавеющей стали со щелевым каналом, одноконтурного конденсационного теплогенартора De Dietrich Innovens Pro MCA 45 с моноблочным теплообменником из сплава алюминия и кремния и горелкой полного предварительного смешения из нержавеющей стали мощностью 45 кВт и одноконтурного настенного конденсационного котла Rendamax R40 с теплообменником из нержавеющей стали с оребренными экструзионными трубками и «примексной» газовой горелкой, функционирующей по схеме опрокинутого горения мощностью 45 кВт.

Сводные данные испытаний и первичной их обработки приведены в приложениях А, Б, В и составляют базу для обобщения и анализа особенностей тепломассопереноса в конвективных поверхностях нагрева и в теплогенераторах в целом. Так представляет интерес сопоставление значений среднего теплового напряжения конденсационных конвективных поверхностей нагрева Qк /Fкон для разных котлов (Приложения А, Б, В) в выбранных диапазонах температур теплоносителя на входе в теплообменник котла (Рисунок 4.1).

Зависимость среднего теплового напряжения Qк /Fкон от температуры обратной воды Также, как первичные данные испытаний по прямому балансу котлов определение Q1 – тепловой производительности, можно оценить эффективность их работы пр, для принятых мощностей, в зависимости от температуры теплоносителя на входе в теплообменник котла (Рисунок 4.2). Зависимость КПД котла по прямому тепловому балансу от температуры обратной воды Основываясь на ранее разработанной физической модели тепломассопереноса, с применением методов теории подобия, в главе 2 была получена критериальная зависимость вида (Формула 2.24) для определения эффективности теплообмена в конденсационных поверхностях теплогенераторов [34, 77, 104], которая явилась основой для обработки опытных данных (Приложения А, Б, В)

С целью получения значений показателей степеней частных зависимостей m, n, k, l и численного коэффициента А привлекались данные, полученные в результате экспериментов по определению эффективности работы конденсационной части теплогенераторов (хвостовой части теплообменника) при различных мощностях и температурах воды на входе в эту поверхность, т.е., при различных условиях теплообмена.

Первичная обработка всего массива опытных данных для их обобщения была выполнена по критериям и параметрам (Формула 2.24) и приведена в Приложениях А, Б. На первом этапе, обработка и обобщение экспериментальных данных позволили получить частную зависимость обобщенного числа Стэнтона St от Т -Т температурного критерия—р (Рисунок 4.3). В обработке использовались ст группы опытных данных, для которых с точностью ±5% выполняются требования относительного постоянства остальных критериев: Первая группа опытов. Котел De Dietrich Innovens PRO MCA 45 Ref = 1,5551,572; Pr = 0,6960,698; = 42,5; d, Вторая группа опытов. Котел Baxi Duoec Compact Ref = 7,1247,209; Pr = 0,6950,696; = 13,9; d, Третья группа опытов. Котел De Dietrich Innovens PRO MCA 104 Re, = 2,1872,229; Pr = 0,6890,693; = 42,5. э Полученная зависимость показывает, что с увеличением температурного фактора (температурного напора) на входе в конденсационную часть теплообменника котла, обобщенный критерий Стэнтона, т.е. эффективность теплообмена увеличивается.

Результаты обобщения выражаются частной зависимостью: (4.2) Рисунок 4.3. Зависимость обобщенного критерия Стэнтона St от температурного критерия T г P Получив значение показателя степени k для частной зависимости от температурного фактора T г P можно обработать опытные данные и получить 105 St зависимость комплекса от критерия Ref к поверхности нагрева и /- г jp л0,24 Т ст определить показатель степени для опытов, в которых выдерживаются примерно постоянными значения критерия Рг и геометрических параметров. На рисунке 4.4 представлено обобщение опытных данных, для которых с точностью ±5% выполняются требования относительного постоянства остальных критериев: Первая группа опытов. Котел Baxi Duoec Compact Pr = 0,6890,698; = 13,9; dэ Вторая группа опытов. Котел De Dietrich Innovens PRO MCA 45 Pr = 0,6890,698; = 42,5; dэ Третья группа опытов. Котел Rendamax R40 Pr = 0,6900,699; = 33,7. dэ Зависимость показывает, что с увеличением интенсивности переноса импульсов на поверхность нагрева (ростом критерия Рейнольдса Re/), т.е. с ростом турбулизации потока продуктов сгорания значение комплекса St г -Т увеличивается, т.е. теплоперенос увеличивается в данном диапазоне исследования. Результаты обобщаются частной зависимостью, отражающей влияние аэродинамических и температурных факторов: