Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ конструктивных особенностей и закономерностей тепломассообмена в конденсационных теплообменниках 14
1.1 Конструктивные особенности конденсационных телообменных устройств 14
1.2 Теоретические и экспериментальные исследования тепло — и массообмена при конденсации пара из парогазовой смеси 20
1.3 Анализ границ возможного применения аналогии процессов тепло - и массообмена при изучении конденсации пара из парогазовой смеси 31
1.4 Процессы коррозии теплообменных поверхностей в конденсационных теплообменниках 41
1.5 Выводы и постановка задачи исследований 47
2 Математическое моделирование процессов тепломассообмена в двухступенчатом конденсационном теплообменнике 50
2.1 Общая характеристика процессов 50
2.2 Математическое моделирование процессов тепломассообмена в напорной ступени теплообменника 53
2.3 Определение параметров процесса конденсации в напорной ступени теплообменника 62
2.4 Определение конденсационной составляющей теплообмена 64
2.5 Математическое моделирование процессов тепломассообмена в безнапорной ступени теплообменника 68
2.6 Выводы по второй главе 68
3 Экспериментальное исследование процесса тепломассобмена в двухступенчатом конденсационном теплообменнике 70
3.1 Разработка схемы проведения эксперимента 70
3.2 Приборное обеспечение экспериментальных исследований 74
3.3 Планирование эксперимента для определения режимных параметров конденсационного теплообменника 74
3.4 Оценка погрешности определения экспериментальных данных 82
3.5 Методика обработки экспериментальных данных и обсуждение полученных результатов 87
3.5.1 Исследование теплоотдачи в напорной ступени теплообменника 87
3.5.2 Теплообмен в безнапорной ступени теплообменника 97
3.5.3 Исследование гидравлического сопротивления двухступенчатого конденсационного теплообменника 100
3.6 Выводы по третьей главе 102
4 Разработка методики расчета двухступенчатого конденсационного теплообменника теплогенерирующей установки 103
4.1 Разработка варианта конструкции напорной ступени теплообменника 103
4.2 Методика теплового расчета напорной ступени 107
4.2.1 Методика расчета параметров греющей среды 107
4.2.2 Расчет времени конденсации и массы сконденсированных водяных паров 109
4.2.3 Тепловой расчет напорной ступени ПО
4.3 Методика конструктивного расчета напорной ступени 112
4.4 Методика конструктивного расчета зоны теплоотвода напорной ступени 113
4.5 Расчет параметров греющей среды при ее дросселировании на входе в безнапорную ступень теплообменника 116
4.6 Расчет безнапорной ступени теплообменника 116
4.7 Расчет гидравлического сопротивления конденсационного теплообменника 122
4.8 Выводы по четвертой главе 126
5 Расчет экономической эффективности применения двухступенчатых конденсационных теплообменных устройств ТГУ 127
5.1 Методика расчета эффективности применения конденсационных теплообменников в тепловых схемах ТГУ 127
5.2 Варианты тепловых схем ТГУ с двухступенчатыми теплообменниками и расчет эффективности их использования 132
5.3 Выводы по пятой главе 137
Общие выводы 138
Список использованных источников
- Анализ границ возможного применения аналогии процессов тепло - и массообмена при изучении конденсации пара из парогазовой смеси
- Определение параметров процесса конденсации в напорной ступени теплообменника
- Планирование эксперимента для определения режимных параметров конденсационного теплообменника
- Расчет времени конденсации и массы сконденсированных водяных паров
Введение к работе
Актуальность темы. В условиях наблюдаемого и прогнозируемого роста цен на традиционные виды топлива, экономия вторичных топливно-энергетических ресурсов (ВЭР) в настоящее время особенно актуальна. Разработка эффективных тепловых схем и технических решений глубокой утилизации теплоты ВЭР позволит повысить эффективность работы как тепло-генерирующих установок в частности, так и систем теплоснабжения в целом.
Основной составляющей тепловых потерь теплогенерирующих установок являются потери теплоты с продуктами сгорания, величина которых колеблется в зависимости от вида сжигаемого топлива от 7 до 12 %. Для их снижения представляется перспективным использование конденсационных теплообменников, в которых конденсация водяных паров осуществляется из парогазовой среды продуктов сгорания при температуре, выше температуры точки росы. В этом случае передачу теплоты можно проводить в два этапа (двухступенчато): удаление водяных паров из парогазовой среды при температуре, выше температуры точки росы, и последующее глубокое охлаждение осушенных продуктов сгорания до температур, ниже температуры точки росы. Это позволит не только повысить эффективность утилизации теплоты парогазовой среды продуктов сгорания теплогенерирующих установок, но и свести коррозионные процессы к минимуму.
В связи с этим необходимы обобщение известного опыта проектирования и эксплуатации конденсационных теплообменников, а также разработка их новых эффективных конструкций и методики расчета. В настоящее время наиболее сложными и наименее изученными являются параметры и характеристики пускового периода эксплуатации таких теплообменников, для которого характерны нестационарные тепловые потоки, определяющие нестационарные температурные поля. Разработка математической модели процесса конденсации водяных паров из продуктов сгорания в напорной ступени теплообменников позволит обосновать методику и алгоритм расчета параметров конденсационного и сухого конвективного теплообмена. Процессы конвективного теплообмена и конденсации в напорных ступенях конденсационных теплообменников можно значительно интенсифицировать, если использовать струйное обтекание поверхностей нагрева, расположенных нормально потоку.
Интенсификация тепло - и массообменных процессов в двухступенчатых напорных теплообменниках способствует созданию компактных конст-рукциий и повышению их эффективности, что обусловливает актуальность темы диссертационной работы.
Данная работа выполнялась в соответствии с целевой программой ГКНТ и ГОССТРОЯ России, а также с межвузовскими программами «Строительство» по научному направлению: «Разработка систем теплогазоснабже-ния с целью экономии ТЭР и защиты окружающей среды от тепловых и вредных газообразных выбросов энергетических установок».
Целью диссертационной работы является разработка эффективных теплообменников, использующих теплоту конденсации водяного пара продуктов сгорания теплогенерирующих установок.
В соответствии с поставленной целью задачами исследования являются:
1. Разработать математическую модель процесса тепломассообмена, позволяющую выявить закономерности конденсации в напорной ступени двухступенчатого конденсационного теплообменника для утилизации теплоты продуктов сгорания теплогенерирующих установок.
2. Получить аналитические решения математической модели для парогазовой среды продуктов сгорания теплогенерирующих установок с целью определения температуры конденсации водяных паров в напорной ступени, времени полной конденсации, а также массы сконденсированных водяных паров.
3. С использованием результатов математического моделирования разработать алгоритм расчета двухступенчатых конденсационных теплообменников теплогенерирующих установок. 4. На основе расчета по предложенному алгоритму разработать экспериментальную установку с целью проверки адекватности предложенной математической модели и полученных аналитических соотношений для определения параметров тепломассообмена реальным тепловым режимам работы двухступенчатых конденсационных теплообменников.
5. Разработать методику теплового и гидравлического расчета двухступенчатых конденсационных теплообменников теплогенерирующих установок для утилизации теплоты продуктов сгорания.
6. Выполнить обоснование экономической целесообразности и области применения двухступенчатых конденсационных теплообменников в тепловых схемах теплогенерирующих установок.
Научная новизна заключается в следующем:
- на основе уравнений энергии и теплового баланса разработана математическая модель процесса тепломассообмена при конденсации в напорной ступени двухступенчатого конденсационного теплообменника, которая позволяет рассчитывать температуру и время полной конденсации водяных паров, а также массу сконденсированных водяных паров;
- решением математической модели получены аналитические зависимости, позволяющие рассчитывать параметры теплоотдачи при конденсации и конвекции в двухступенчатых конденсационных теплообменниках теплогенерирующих установок;
- с учетом результатов математического моделирования и экспериментальных данных разработана методика расчета двухступенчатых конденсационных теплообменников, позволяющая определять их конструктивные и гидравлические параметры, а также рассчитывать процессы утилизации теплоты парогазовой среды продуктов сгорания;
- определена и обоснована область применения двухступенчатых конденсационных теплообменников для утилизации теплоты продуктов сгорания в тепловых схемах теплогенерирующих установок. На защиту выносятся положения, составляющие научную новизну.
Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций, содержащихся в работе, подтверждена следующими положениями:
- применением фундаментальных тепло - и массообменных законов для парогазовых сред, подтвержденных статистической теорией и экспериментом;
- соответствием результатов исследований, проводимых другими исследователями, и собственного лабораторного эксперимента, выполненного с использованием современных приборов, методов испытаний и применением теории планирования эксперимента и обработки экспериментальных данных;
- одновременным использованием нескольких методов исследований, позволяющих всесторонне изучать процессы и явления, положенные в основу предлагаемых решений.
Практическое значение работы заключается в разработке вариантов новых конструктивных решений и методики расчета двухступенчатых конденсационных теплообменников для повышения эффективности использования вторичных топливно-энергетических ресурсов.
Методика расчета двухступенчатых конденсационных теплообменников и обоснования технико-экономической эффективности их использования в тепловых схемах теплогенерирующих установок внедрена в строительно-монтажной организации ООО «Техноэнергомонтажник» г. Воронеж.
Результаты диссертации используются в учебном процессе студентов при изучении дисциплин «Теплотехника», «Тепломассообмен», «Теплогене-рирующие установки», «Охрана воздушного бассейна», а также при дипломном проектировании на факультете инженерных систем и сооружений Воронежского государственного архитектурно-строительного университета. Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены в 2002 2007 г.г. на ежегодных научных конференциях и семинарах в Воронежском государственном архитектурно-строительном университете.
Публикации. По материалам исследований опубликовано 8 научных работ общим объемом 80 страниц. Из них лично автору принадлежит 62 страницы. Статьи [1, 2, 3] опубликованы в изданиях, приведенных в перечне ВАК РФ. В статье [1], опубликованной в Вестнике Воронежского государственного технического университета, приведена разработка математической модели процессов тепломассообмена при конденсации. В статье [2], опубликованной в Известиях Тульского государственного университета, изложено внедрение научных результатов конструкцию двухступенчатого конденсационного теплообменника-утилизатора, схема компоновки его с теплогенери-рующей установкой и математическая модель процесса тепломассообмена. В статье [3], опубликованной в Известиях Тульского государственного университета, рассмотрен механизм процесса тепломассообмена в напорной ступени двухступенчатого конденсационного теплообменника.
Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, общих выводов. Диссертация изложена на 152 страницах, в том числе 105 страниц машинописного текста, 26 рисунков, 12 таблиц, библиографический список литературы из 109 наименований, 1 приложение.
Анализ границ возможного применения аналогии процессов тепло - и массообмена при изучении конденсации пара из парогазовой смеси
На основе анализа опытных данных, полученных при исследовании тепло - и массообмена при конденсации пара из парогазовой смеси, установлено, что между этими процессами может наблюдаться полная или приближенная аналогия [9,10,12]. Аналогия между процессами переноса теплоты, вещества и количества движения вытекает из одинаковой структуры дифференциальных уравнений, описывающих процесс. Уравнения содержат три константы: Д a, v. В общем случае константы не равны, и не равны толщины теплового, диффузионного и гидродинамического пограничных слоев. Аналогия между указанными процессами соблюдается только при равенстве констант и подобии начальных и граничных условий для полей температур и концентраций.
Рассматривая аналогию процессов теплообмена и массообмена, различают отдельно и совместно происходящие процессы переноса теплоты и массы.
Обобщение экспериментальных данных по тепло- и массообмену, а также дальнейшее исследование подобных процессов базируются на методах теории подобия с использованием критериальных зависимостей, отражающих характерные особенности изучаемых процессов [15]. Для описания совместно протекающих процессов тепломассообмена при малых концентрациях активного компонента в работе [15, 16] предложены критериальные зависимости, основанные на приближенной аналогии в описании выше указанных процессов. Рассматривая аналогию процессов теплообмена и массообмена, различают отдельно и совместно происходящий процесс переноса теплоты и массы. Теплообмен и массообмен при совместном протекании являются более сложными и менее исследованными процессами, чем теплообмен, не осложненный массообменом. Практическую ценность представляет воз можность использования накопленной в теории теплообмена большой информации о процессах в однокомпонентной среде с непроницаемой фазовой границей для расчета процессов, осложненных сопутствующим массообме-ном.
В реальных условиях при конденсации межфазная граница проницаема хотя бы для одного из компонентов. Возникает поперечный поток массы, то есть нормальная составляющая скорости на поверхности разрыва становится отличной от нуля. Появление поперечного потока изменяет распределение скорости, концентраций и температур в смеси, что сказывается на интенсивности переноса теплоты и массы. Однако можно полагать, что малый поперечный поток вещества не будет существенно сказываться на течении и теплообмене. Характеристики продольного омывания тела при этом практически не изменяются. При очень большом поперечном потоке он может преобладать над продольным. Процесс при этом качественно меняется. Слабое продольное течение вдоль поверхности теплообмена может подавляться поперечным и, в конечном итоге, не влиять на характеристики переноса. Если вдоль фазовой поверхности условия не изменяются, процесс может соответствовать одномерной задаче.
Подход к решению одномерной и двухмерной задач различен. Поэтому следует установить границы предельного перехода. При этом областью существования аналогии теплообмена считают область несущественного влияния поперечного потока вещества на теплоперенос.
Установлению границ аналогии посвящен ряд исследований [17,53]. Результаты этих исследований можно представить в следующем виде где if/D, ц/т - относительное изменение интенсивности массообмена и соответственно теплообмена при наличии и отсутствии поперечного потока веществ; St, StD - числа Стантона, соответственно для совместно протекающих процессов теплопередачи и массоотдачи; St0, StD0 - числа Стантона при отсутствии влияния поперечного потока массы на течение; х, m - соответственно относительные, массовые концентрации компонента в конденсате и смеси; индекс "I" - обозначает активный компонент смеси (пар); индексы "гр", оо - соответствуют условиям на границе раздела фаз и на удалении от нее.
Факторы проницаемости, представляющие собой относительные поперечные потоки массы соответственно при теплообмене и массообмене СпРгрсогр дд= р а" . (1.10; 1.11) C/ «,A»«A Pm(o„StDQ Аналогии между раздельно протекающими процессами тепло- и массообмена соответствует условие Вщт) 0,1.
Имеющиеся в литературе данные об экспериментальных исследованиях процесса конденсации водяного пара из насыщенных паровоздушных смесей [53] достаточно хорошо подтверждают существование при определенных условиях приближенной аналогии в описании совместно протекающих процессов тепло- и массообмена и позволяют рекомендовать для их описания в подобных условиях (d = 5 -=- 200 г/кг) при вынужденном движении парогазовой смеси критериальные зависимости для Nu nNuD .
Определение параметров процесса конденсации в напорной ступени теплообменника
Для расчета исходного параметра х необходимо рассчитать объем продуктов сгорания и объемную долю водяных паров, содержащуюся в дымовых газах и с учетом плотностей сред - начальные массовые доли водяных паров и газов.
Расчет проводится по стандартной методике [79]. Объем продуктов сгорания, водяных паров и их доля в общем объеме продуктов сгорания с учетом коэффициента избытка воздуха в двухступенчатом конденсационном теплообменнике: v2=v;+i,om(ayx-\)v, (2.20) Vг R02 + " N2 + "н20 (2.21) = +0,0161( -1) , _ Рвод.паров Н20 _ Рводмаров\УН20 + ,1)101(0 —\)V J х" руг рг\у;+1,0161( -цг] где V 0- теоретический удельный объем водяных паров, зависящий от состава сжигаемого топлива: -твердое и жидкое топливо Vli0 =0,11 \НР + 0,016 W +0,0124 + 1,24й , (2.23) где Жф - удельный массовый расход дутьевого пара, подаваемого на распыливание мазута, отнесенный к 1 кг сожженного топлива; - природный газ Vlp =0,0Ц7/2 + #2S + yC„tfm + 0,1240 +0,0161К. (2-24) Химический состав топлива приведен в [7].
Массовый расход продуктов сгорания определяется с учетом плотности газообразных продуктов сгорания по следующей формуле: G = V1Bpp!, (2.25) где Vr- определяется по уравнению (2.20); Вр- расход сжигаемого топлива в ТГУ (паспортные данные); рг- плотность газов, приведенная к давлению среды в конденсационной ступени двухступенчатого теплообменника.
Плотность газов можно рассчитать по уравнению состояния для влажного воздуха, считая, что свойства влажного воздуха и продуктов сгорания близки к идеальным газам где Р, Рн - соответственно давление продуктов сгорания и парциальное давление водяных паров при их конденсации; Т - абсолютная температура среды. Для продуктов сгорания плотность определяется графически на основе [7]. На рис.2.5 приведено изменение приведенной плотности продуктов сгорания, отнесенной к плотности воздуха при нормальных условиях.
Рисунок 2.5 - Изменение приведенной плотности продуктов сгорания при нормальных условиях от объемной доли водяных паров Графическое изменение приведенной плотности продуктов сгорания при нормальных условиях от объемной доли водяных паров (рис.2.5) удовлетворительно описывается зависимостью вида
При расчетном давлении и температуре плотность газов пересчитыва-ется по формуле P =P» T (2.28) где индекс го - относится к нормальным условиям газообразной среды, а индекс г — для газообразной среды в условиях работы двухступенчатого конденсационного теплообменника. В окончательное решение (2.5) входит критерий Nu, характеризующий теплоотдачу при конденсации водяных паров из парогазовой среды [83].
Определение конденсационной составляющей теплообмена На пластине происходит пленочная конденсация. Стекающая пленка конденсата препятствует теплоотдаче из-за роста термических сопротивлений стенки. Примем, что температура поверхности пленки, со стороны обращенной к пару, равна температуре насыщения ts, а со стороны стенки - температуре стенки tCT.
При теплоотдаче от парогазовой среды к поверхности теплообмена работают два механизма передачи теплоты: конвективный теплообмен и конденсация водяного пара. Обычно теплообмен ухудшается из-за наличия на поверхности пузырьков парогазовой среды, препятствующих стеканию конденсата. Так как при струйном теплообмене под действием импульса струй происходит "схлопывание" пузырьков и уменьшение толщины пленки сте 65 кающего конденсата, то теплоотдача интенсифицируется. При этом происходит унос капелек конденсата (не водяного пара), который увлажняет парогазовую среду. При ударе увлажненных струй по следующей по ходу газа пластине на ней происходит оседание уносимых капелек. Так как по ходу движения парогазовой среды относительная влажность ее уменьшится, то на последующих пластинах толщина пленки обусловлена, в основном, уносимыми капельками конденсата. Последние теплообменные пластины - "сухие", на них происходит только охлаждение газовой среды.
Рассмотрим теплоотдачу с учетом всей стекающей пленки конденсата на пластине и ее равномерное распределение на всей теплообменной поверхности [85].
Коэффициент теплоотдачи при конденсации определим на основе модифицированной теории Нуссельта [42]. В основу ее положено классическое уравнение (2-29 где Л, 8 - соответственно коэффициент теплопроводности пленки стекающего конденсата на вертикальных пластинах и толщина пленки. При учете толщины стекающей пленки сконденсированных водяных паров воспользуемся известным соотношением Нуссельта [42] 8 = о,754 4fe Ґ" АЛ (2.30) где V, Xs, г, р , р "— соответственно коэффициент кинематической вязкости воды, коэффициент теплопроводности пленки жидкости, скрытая теплота конденсации, плотности воды и пара при давлении конденсации; g - ускорение свободного падения.
Планирование эксперимента для определения режимных параметров конденсационного теплообменника
Измерение статического давления и перепадов давлений продуктов сгорания производилось на стенках входных и выходных газоходов двухступенчатого теплообменника. Отбор давлений осуществлялся через отверстия диаметром 0,4 мм, выполненные перпендикулярно поверхности, омываемой потоком греющей среды.
Измерения относительно больших давлений производилось образцовыми манометрами типа МО — 1227, с пределами измерения 0 - 1,5 Мпа, класс точности 0,4. Погрешность измерения перепадов давлений водяными манометрами составила 20 - - 25 Па.
Расход греющей среды через теплообменник определялся косвенным методом при помощи оттарированной трубы Вентури. Перепад давлений на трубе Вентури измерялся микроманометром.
Количество сконденсированного конденсата, собираемого в нижней точке конического бункера, измерялось мерной колбой за измеряемые промежутки времени. Влажность исходного воздуха, нагреваемого в печи и используемого в качестве греющей среды, определялась косвенным путем в результате измерения барометрического давления.
Планирование эксперимента позволяет сократить объем опытов и при том же количестве замеров получить большую точность результатов [16, 102].
Параметрами целевой функции являются полная теплоемкость сред С, коэффициент температуропроводности а и коэффициент теплопередачи ке, которые, в свою очередь, зависят от среднеобъемной температуры конденсации водяных паров в напорной ступени Ts и режимных параметров теплообменника: площади поверхности нагрева напорной ступени FK0Hd, расхода нагреваемой среды G, массы греющей среды, отнесенной к площади поверхности конденсации (при проверке адекватности модели реальным условиям конденсации) Макк, время конденсации т [102].
При построении плана эксперимента рассматриваются режимные параметры теплообменника, оказывающие наиболее сильное влияние на целевую функцию. Проведение регрессионного анализа на основе результатов эксперимента позволит оценить (проверив значимость коэффициентов регрессии) влияние параметров процесса конденсации в напорной ступени на значение целевой функции.
Исходная функция цели содержит три существенных параметра, а именно: температуру, время и тепловой поток, которые и определяются при различных режимах работы двухступенчатого конденсационного теплообменника. Число уровней факторов, представляющих собой границы исследуемой области по каждому параметру, равно двум. Это позволяет при пла-нировании эксперимента по схеме полнофакторного эксперимента (ПФЭ) реализовать все возможные комбинации факторов на всех выбранных для исследования уровнях и определить необходимое количество опытов N при ПФЭ, которое определяется по формуле [65,78,102] N mk, (3.11) где т — количество уровней; к — число факторов. Таким образом, число опытов должно быть не менее 8 (N 8), а в качестве плана эксперимента выбран ПФЭ 23.
Как это следует из предыдущего раздела, опыты по исследованию характеристик двухступенчатого конденсационного теплообменника проводились в диапазонах изменения параметров: температур греющей среды на входе 120 - 200С, на выходе - 50 - - 60С; температур охлаждающей воды на % н \ входе 10- - 20С, на выходе - 30 + 45С; давлений греющей среды в напорной ступени 0,15 - - 0,20 МПа; расхода греющей среды 0,1 - 0,3 кг/с.
Критерием достоверности результатов экспериментов в первом случае является удовлетворение их с требуемой точностью уравнениям теплового баланса и сохранения энергии. Во втором случае проверка результатов эксперимента заключается в сопоставлении данных, полученных в процессе исследования, с имеющимися сведениями о характере их изменения.
Кроме того, проводился анализ резко отклоняющихся экспериментальных данных с помощью статистических критериев Стьюдента (t), Фишера (F), Гохрена (G) и г - критерия. Суть их сводилась к следующему. После получения достаточного количества экспериментальных данных и отсева ошибочных результатов проводилась аппроксимация результатов эксперимента методом наименьших квадратов. Для предварительной обработки экспериментальных данных и представления полученных результатов использовался графический анализ. Масштабы для координатных осей и разметка шкал выбирались таким образом, чтобы цена наименьшего деления соответствовала примерно значению среднеквадратичной погрешности исследуемой величины. Система координат выбиралась таким образом, чтобы экспериментальные точки, обработанные в логарифмической анаморфозе, группировались около прямой линии.
Проверка однородности в каждой строке матрицы планирования осуществлялось по критерию Гохрена [65]. Так как экспериментальные планы обладают свойством ортогональности [65,78], то на основе реализации матрицы были рассчитаны коэффициенты регрессии. В основу расчета коэффициентов регрессии положен метод наименьших квадратов.
Значимость каждого коэффициента уравнения регрессии была оценена по критерию Стьюдента. Статистический анализ уравнения регрессии, заключающийся в проверке его адекватности результатам исследований, проводился с помощью F - критерия Фишера. Табличные значения указанных выше критериев брались при 5 %-ном уровне значимости.
Критерий Гохрена - это отношение максимальной дисперсии к сумме всех дисперсий. Гипотеза об однородности дисперсий принимается, если экспериментальное значение критерия Гохрена не превышает табличного значения, определенного для соответствующего числа степеней свободы и уровня значимости 5 %.
Расчет времени конденсации и массы сконденсированных водяных паров
Так как теплообменник данной конструкции разработан применительно к котельным установкам, то необходимо знать параметры греющей среды (продуктов сгорания) на выходе из котельного агрегата, которые и являются входными параметрами для него: расход и температуру греющей среды. Для их расчета воспользуемся зависимостями (2.20) - - (2.28) (см. разд. 2).
Алгоритм расчета включает определение удельного объема продуктов сгорания по известным уравнениям (2.20) - (2.21), а также удельного содержания водяных паров в парогазовой греющей среде (уравнения (2.22) -=- (2.24)). Массовый расход греющей среды рассчитывается по зависимости (2.25) для напорной ступени и при атмосферном давлении (безнапорная ступень) с учетом уравнений (2.26) + (2.28). Расчет проводится при коэффициенте избытка воздуха в греющей среде, который можно принять для паровых котлов, работающих на газе, мазуте или угольной пыли, равным ОС ух = 1,35 + 1,45. При работе паровых котлов на твердом топливе в слоевых топках Сух= 1,65 - -1,8. Для водогрейных котлов аух- 1,3 + 1,4.
Расход греющей среды, температура, степень сухости (1-х), плотность и значение давления среды являются исходными данными при проектировании конденсационного теплообменника.
Тепловой расчет каждой из ступеней проводится раздельно. Рассмотрим алгоритм расчета напорной ступени. При применении в качестве поверхности теплообмена биметаллических труб проводится расчет коэффициента теплоотдачи а конд при конденсации водяных паров из парогазовой греющей среды по уравнению (2.33)
Теплофизические параметры водяного пара As,r, jU, р\ p",v находятся из таблиц водяного пара,по давлению греющей среды в напорной ступени.
Геометрические параметры напорной ступени предварительно задаются: L0, d3KB = dpe6 - эквивалентный диаметр кольцевых ребер, на которых происходит конденсация водяных паров; при отсутствии ребер в качестве d3KB принимается диаметр гладкой трубы d (в соответствии со стандартом на трубы).
Расход конденсата рассчитывается по максимальному содержанию водяных паров в парогазовой греющей среде G„d=Bp VHi0 = Bp[V 0 + 0,0161( -1)П, (4.2) где Vft0- рассчитывается по формулам (2.23) или (2.24); расход сжигаемого топлива в котле В принимается по его паспортным данным.
Если в качестве теплообменной поверхности используются тепловые трубы, объединенные перфорированными проставками (рис.2.3,а), то расчет коэффициента теплоотдачи при конденсации проводят по формуле (2.34) с учетом зависимостей (2.35) + (2.36) [85]. LQ- высота одной перфорированной пластины, м; LocyM - суммарная высота всех пластин (принимаются с последующим уточнением), м. Кроме определения коэффициента теплоотдачи при конденсации, необходимо знать и величину конвективного коэффициента теплоотдачи ОСконв, который рассчитывается по стандартному критериальному уравнению [42]. Для перфорированных проставок коэффициент теплоотдачи рассчитывается по уравнению (2.38).
Расчет времени конденсации и массы сконденсированных водяных паров
Строится график зависимости Y от Fo в соответствии с уравнением (2.12) по нескольким значениям критерия Фурье r=_ =[i_o,91(l/4Fo) + 0.32(l/4Fo)2-0,04(l/4Fo)3]; (4-6) yjTrFo 7 = 1. ах По графику (4.3) находится Fo = —- и время конденсации трасч
В технологических аппаратах периодического действия, например, в устройствах для тепловлажностной обработки материалов, время конденсации может быть априори известно из технологических карт. Зная расчетное время конденсации т , можно рассчитать массу сконденсированных водяных паров Мросн = КОндТрасЧ (4-8) Для оперативного расчета рассчитываются энтальпии продуктов сгорания при а — а , а также Унго и
С достаточным приближением будем считать, что энтальпия Іух в диапазоне изменения температуры tyx — О -Ь 200С меняется линейно от температуры [79] Для газообразного топлива и мазута А = 20,5 кДж/(м3 С), твердого топлива - А = 14 - 16,5 кДж/(кг С). Для газообразного топлива по составу метана 98 - - 99 % и удельной те-плоты сгорания Qc = 32,5 + 33,5 МДж/м тепловые потери с продуктами сгорания при использовании двухступенчатого конденсационного теплообменника рассчитываются по формуле (диапазон температур в теплообменнике tyx=140-H60C) 20,5t-a Jxe q0 = (ЮО-0 ) = 7,2 7,5%. (4.10) с 4 QH При прочих равных условиях и в отсутствии конденсационных теплообменников за котлами, теплопотери с продуктами сгорания составляют величину, равную q2= 10,5 -М 1,5 % при = 200 -Н210С.
