ИССЛЕДОВАНИЕ ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛЯ КОТЛА НА ТЕПЛОВЫХ ТРУБАХ

​INVESTIGATION OF THE BOILER AIR HEATER ON HEAT PIPES

Ruslan Yedrissov

 master's student, department of thermal power plants, Almaty university of power engineering and telecommunications named after Gumarbek Daukeev

Kazakhstan, Almaty

Alexander Genbach

scientific supervisor, Doctor of Technical Sciences, Professor, Almaty university of power engineering and telecommunications named after Gumarbek Daukeev

Kazakhstan, Almaty

АННОТАЦИЯ

Воздухоподогреватели с тепловыми трубками обладают определенными преимуществами перед обычными трубчатыми воздухоподогревателями в отношении низкотемпературной коррозии. В отличие от обычных воздухоподогревателей, где сквозная коррозия трубки приводит к появлению перетока воздуха в дымовые газы, плотность воздухоподогревателя из тепловых труб не нарушается и при сквозной коррозии отдельных труб; при этом лишь вытекает вода из этих труб и, таким образом, выходит из строя только соответствующая часть поверхности нагрева. Еще более существенное преимущество воздухоподогревателя из тепловых труб — локализация зоны коррозии. В обычном трубчатом воздухоподогревателе с перекрестным током газов и воздуха в каждой ступени изотермы температур стенки идут в диагональном направлении, вследствие чего коррозионно-опасная область температур стенки охватывает практически все трубы последней ступени. В воздухоподогревателе с тепловыми трубами каждая трубка имеет постоянную температуру стенки, определяемую температурой кипения содержащейся в ней жидкости. Изотермы температур стенки у него идут вдоль трубок, вследствие чего в коррозионно-опасную область попадает лишь небольшая часть трубок. По мере выхода трубок из строя соответствующие изотермы перемещаются и начинают корродировать следующие ряды трубок и т. д. Опыт показывает, что при этом достигается достаточно длительная бесприсосная работа воздухоподогревателя.

ABSTRACT

Air heaters with heat pipes have certain advantages over conventional tubular air heaters with respect to low-temperature corrosion. Unlike conventional air heaters, where through corrosion of the tube leads to the appearance of a flow of air into the flue gases, the density of the air heater from the heat pipes is not violated even with through corrosion of individual pipes; at the same time, only water flows out of these pipes and, thus, only the corresponding part of the heating surface fails. An even more significant advantage of the air heater from heat pipes is the localization of the corrosion zone. In a conventional tubular air heater with a cross current of gases and air in each stage, the temperature isotherms of the wall go in a diagonal direction, as a result of which the corrosion-hazardous temperature range of the wall covers almost all the pipes of the last stage. In an air heater with heat pipes, each tube has a constant wall temperature determined by the boiling point of the liquid contained in it. The isotherms of the wall temperatures run along the tubes, as a result of which only a small part of the tubes gets into the corrosion-hazardous area. As the tubes fail, the corresponding isotherms move and begin to corrode the next rows of tubes, etc. Experience shows that at the same time a sufficiently long non-pumping operation of the air heater is achieved.

Ключевые слова: воздухоподогреватель, тепловая трубка, фитильная структура, тепловой поток.

Keywords: air heater, heat pipe, wick structure, heat flow.

Тепловая труба представляет собой герметичную систему, содержащую жидкость, которая при испарении передает тепло в изотермических условиях. Температура пара соответствует давлению пара, и любое изменение температуры во всей системе напрямую связано с падением давления пара. Выбор жидкостной загрузки связан с требуемым диапазоном рабочих температур тепловой трубы. Это может варьироваться от криогенных условий (значительно ниже 0°C) до работы при высоких температурах (выше 600°C), и в этом случае используются жидкие металлы (например, калий, натрий или литий).

Так же основной проблемой тепловых труб является коррозия. Низкотемпературная коррозия наружных поверностей  нагрева воздухоподогревателя - может привести к ухудшению производительности оборудования. Например, снизить производительность и КПД котла, снизить мощность двигателя, а также отрицательно сказаться на работоспособности системы теплопередачи. В большинстве случаев является серьезной проблемой, требующей системного подхода для раннего выявления и профилактики. [2]

Тепловая труба имеет три основные рабочие зоны, а именно испаритель, адиабатическую секцию и конденсатор, см. рис.1. В случае элементарной конструкции трубы жидкость возвращается из конденсатора через фитильную конструкцию. Фитиль предназначен для обеспечения капиллярного насосного действия, как описано ниже. Тепловая труба является развитием термосифона, в котором отсутствует фитильная структура и жидкость самотеком возвращается в испаритель. Таким образом, в случае термосифона область конденсатора должна быть выше области испарителя, угол на рисунке 1 отрицательный

Рисунок 1. Основные зоны тепловой трубки

Тепловые трубы являются ключевым компонентом многих систем отопления, вентиляции и кондиционирования воздуха. Тепловая труба-это простое устройство, которое может передавать тепло из одной точки в другую без использования внешнего источника питания. Это герметичная трубка, которая была частично заполнена рабочей жидкостью.

Тепловая труба состоит из рабочего тела, фитильной конструкции и вакуумно-герметичного защитного блока (оболочки). Подводимое тепло испаряет рабочую жидкость в жидкой форме на поверхности фитиля в секции испарителя.[3]

Пар и связанный с ним скрытый тепловой поток направляются к более холодной секции конденсатора, где он конденсируется, отдавая скрытое тепло. Капиллярное действие затем перемещает конденсированную жидкость обратно в испаритель через фитильную структуру. По сути, это работает так же, как губка впитывает воду.

Процессы фазового перехода и двухфазная циркуляция потока в тепловой трубе будут продолжаться до тех пор, пока существует достаточно большая разница температур между секциями испарителя и конденсатора. Жидкость перестает двигаться, если общая температура однородна, но снова начинает подниматься, как только возникает разница температур. Источник питания (кроме тепла) не требуется.

Рисунок 2. Принцип работы теплоносители в тепловых трубках

Предел давления пара или вязкости.

При низком температурном диапазоне работы рабочего тела, особенно при пуске тепловой трубы, минимальное давление на конденсаторном конце трубы может быть очень небольшим. Падение давления пара между крайним концом испарителя и концом конденсатора представляет собой ограничение в работе. Максимальная скорость теплопередачи при этом ограниченном пределе падения давления пара определяется:

где Dv-диаметр парового канала, hlg-энтальпия испарения, pv-давление, ρv-плотность пара, ηv-динамическая вязкость пара.

1_eff =  1_a + 

где le-длина области испарителя, la-длина адиабатической области и lc-длина области конденсатора.

Расчет зоны парообразования. При выборе теплоносителя тепловой трубы необходимо, чтобы температура пара tп удовлетворяла неравенству [5]

tст.кон < tп = tн = f(Рн ) < tст.исп °С

где Рн, tн − давление и температура насыщения;

tст.исп, tст.кон − температура стенки испарителя и конденсатора.

Обычно перепад температуры в испарителе, как и в конденсаторе не превышает 5...10°С, поэтому предварительно можно выбрать tп как tст.исп − (5…10)°С, что в дальнейшем необходимо уточнить расчетом. Могут использоваться различные теплоносители.

Для режима кипения, считая, что в качестве фитиля выбрана для всех вариантов сетчатая пористая структура, составленная из трех слоев сетки из латуни с шириной ячейки 2bг = 0,28×10-3 м (диаметр проволоки dг = 0,14×10-3 м; толщина структуры δФ = 3×0,25-3 = 0,75×10-3 м):

St_u=(3.3x()ⁿ х ⁿ x N_р^0.23 x Re_n^-0.9)/Pr_ж^0,6 х N_ф^0,44 х ()^1,16=

(3,3х0,86х0,037х4,21х1108,4)/(3,01*8,53х0,779)=24,49

(ⁿ=(0,14 х 10^-3/0,1 х 10^-3)^-0.43=0,86

ⁿ=(0.3/0.14x10^-3)^-0.43=0,037

где St_u – число Стантона;

G_ж− удельный расход жидкости G_ж;

 плотность жидкости, кг/м³;

- изобарная теплоемкость жидкости Дж/кг×К;

F_u – повернхость испарителя тепловой трубы (); l_u = 0,3м;

F_u=3.14 х 0,3х10^-3 x 0.3=0,282х10^-3

ε − пористость структуры (ε=0,7);

Fф − площадь поперечного сечения фитиля, м2; Fф= πd_внδ_ф; d_вн=d_н−2δ_ст;

Fф =3.14 x (2,5х10^-3-1х10^-3) 0.75x10^-3=3,53*10^-6

δст − толщина стенки; δ = 1×10^-3 м;

r − теплота парообразования, Дж/кг;

- критерий Прандтля; Pr_ж^0,6=3,01

− коэффициент кинематической вязкости жидкости, м²/с; 

− коэффициент температуропроводности жидкости, м²/с;

N_ф − параметр фитиля

N_ф^0.44==(0,14х10^-3)²/1.5x10^-10=(0.0196x10^-6/1.5x10^{-10) 0.44}=8,53

b_г − гидравлический диаметр фитиля, b_г = 0,14×10^-3м;

к-коэффициент проницаемости фитиля, k = 1,5×10^-10м²;

b_опт = 0,14×10^-3м; n = 4,25(bг<b_опт); n = −0,43(b_г>b_опт);

N_p − критерий давления

N_р^0.23=(2σ/P_н b_г)^0,23=522.1^0.23=4.21

Re_п − критерий Рейнольдса,

Re_n^-0.9= (2b_г х W_г)/ν_n=1108,4

− плотность пара, кг/м³;

Величины r и σ определяются при tп.

Определив число Стантона St_u из критериального уравнения, находим величину

a_u=0.46х х*99238=19095,2 Вт/м² К

Расчет зоны конденсации.

Для расчета коэффициента теплообмена в конденсаторе с пористыми вставками a_к, воспользуемся критериальным уравнением [5]

.

Для процесса конденсации в качестве фитиля выбрана сетчатая пористая структура, составленная из трех слоев сетки из латуни с шириной ячейки 2dr = 0,28×10^-3 м (диаметр проволоки dr = 0,14×10^-3 м; толщина структуры δФ = 3×0,25-3 = 0,75×10^-3 м)

Также зададимся начальными параметрами:

Таблица 1.

Исходные данные для расчета зоны конденсации

Выразим из полученного уравнения плотность теплового потока:

.

Из опытов принимаем t_ст.к ориентировочно на 8 °С меньше, чем t_п:

.

Энергосбережение является стратегической задачей общегосударственного масштаба. Многие предприятия имеют значительные потери энергии из-за недостаточного использования тепла в технологических процессах. Тепло продуктов сгорания либо используется неэффективно, либо не используется вовсе, а высокотемпературные дымовые газы выбрасываются в атмосферу. Это приводит к большим потерям энергии в объеме предприятия, страны, мира, а также создает различные экологические проблемы. Особенно это актуально для высокотемпературных производств (1000 °С и более), где потери энергии самые большие. Решением этой проблемы является утилизация тепла газов, уходящих из технологических процессов. [4,5]

Для утилизации тепла дымовых газов и подогрева воздуха используются многочисленные конструкции регенеративных воздухонагревателей и рекуператоров. Их использование для нагрева воздуха дымовыми газами, не содержащими пыли, освоено много лет назад. Проблемы возникают, когда дымовые газы являются продуктами технологических производств, в которых образуется большое количество пыли. К процессам, при которых образуются запыленные дымовые газы, относятся: термическая переработка твердых бытовых и промышленных отходов, выплавка стали в дуговых и ферросплавных печах, сжигание пылеугольного топлива и топлива с высокой зольностью. Запрещен выброс высокотемпературных газов со значительной запыленностью в окружающую среду. Разработка теплообменного оборудования для утилизации теплоты газов со значительной концентрацией пыли, склонной к налипанию, и методов ее расчета является актуальной задачей для ряда отраслей промышленности и обеспечения экологической безопасности.

Обзор. Утилизация отходов, содержащих тяжелые и цветные металлы, является важным экологическим аспектом. На протяжении длительного времени большое количество отходов металлургического производства хранится в шламонакопителях специализированных предприятий. Такие отходы содержат токсичные компоненты, оказывающие негативное воздействие на окружающую среду. Главной особенностью разработанной технологии является использование оригинальной конструкции петлевого воздухонагревателя, что устраняет недостатки аналогичных комплексов и поднимает ее на новый уровень применения в мире. Петлевые рекуператоры широко применяются в металлургии, энергетике, машиностроении, коммунальном хозяйстве (рис. 1).

Рисунок 3. Объемный вид трубчатого петлевого четырехсекционного воздухонагревателя

Теплообменники данной конструкции имеют смешанную схему движения теплоносителей, где каждый ход (участок) представляет собой сложную схему перетока.[8] Для расчета температурного давления в многоходовых теплообменниках в основном используется метод поправочного коэффициента к среднелогарифмическому температурному давлению на противотоке (Ψ). Зависимости для поправочного коэффициента приведены в виде графиков и номограмм, которые неудобно использовать в современных расчетах. Интенсивность теплообмена, включенная в расчеты, является усредненной, что не позволяет учесть ее локальное распространение и некоторые особенности планировки поверхности. Это приводит к значительным ошибкам в определении средней температуры, давления и требуемой площади поверхности. Многие варианты решения методом поправочного коэффициента к среднелогарифмической температуре и давлению приведены в. Для определения производительности теплообменников с поперечным движением теплоносителей, который характеризуется гибкостью и может быть использован непосредственно для расчета температур теплоносителей между элементами и рядами труб.

Анализ конструкции петлевых воздухонагревателей и выбор методов теплового расчета. Конструкция 4-секционного петлевого воздухонагревателя со смешанным движением теплоносителей позволяет проводить расчеты как всего теплообменника, так и каждой петлевой секции или элемента. Можно создавать различные схемы движения теплоносителя: прямоточную, противоточную и комбинированную (рис 2). Схема движения теплоносителей в воздухонагревателе сложная смешанная, где каждый ход (участок) представляет собой сложную схему поперечного движения. Межтрубный теплоноситель движется отдельными струями по всей длине и не смешивается между тактами. Трубчатый теплоноситель движется отдельными струями за один ход, полностью перемешивается между секциями, а внутри контура движется отдельными струями. Каждый раздел состоит из двух ходов. Разработка более совершенных методов позволяет анализировать эффективность как вновь проектируемых, так и существующих теплообменников с учетом эксплуатационных факторов (загрязнение, коррозионно-эрозионный износ, контактные термические сопротивления и др.) и оптимизировать. При использовании метода поверхность теплообмена разбивается на отдельные элементы за один проход. Поток запыленных дымовых газов направляется в межтрубное пространство, изменяя лишь направление и порядок участков, по которым движется воздух.

Рисунок 4. Компоновочные схемы петлевого рекуператора

С учетом особенностей конструкции петлевых воздухонагревателей математическое моделирование процесса теплообмена и гидроаэродинамики целесообразно проводить на основе двух основных методов расчета рекуператоров: метода числа едениц переноса и метода поправочных коэффициентов. Каждый метод имеет свои особенности, области применения, преимущества и недостатки.

Разработка математической модели петлевого воздухонагревателя на основе метода поправочного коэффициента. Расчет методом поправочного коэффициента является аналитическим и проводится согласно рекомендациям путем последовательных расчетов. Разработанная программа позволяет проводить тепловые расчеты различных конструкций теплообменников для многих случаев их эксплуатации. В нем можно задать следующие исходные данные в зависимости от случая:

– провести тепловые расчеты различных поверхностей нагрева с учетом конструктивных особенностей;

– выполнять расчеты для различных теплоносителей;

– учитывать запыленность теплоносителей и размер частиц пыли.[10]

Разработка математической модели петлевого воздухонагревателя на основе метода единиц переноса. Метод единиц переноса является интервальным и основан на ряде безразмерных величин, использование которых приводит к сокращению переменных и более удобным расчетам. Этот метод учитывает распределение локальных температурных перепадов в устройстве. Исходная система уравнений математической модели включает:

 – уравнения теплового баланса и теплообмена для элементарных участков (элементов) поверхности;

– уравнения, учитывающие особенности движения и связи потоков теплоносителей, в частности, количество рядов труб в сечении;

– схемы объединения секций;

– схемы движения теплоносителя; – с учетом смешения или не смешения потоков теплоносителя.

Решение системы уравнений комплексное, сопровождается итерациями, рекуррентным вычислением интегральных преобразований. Метод единицы переноса позволяет учитывать характер движения теплоносителя. Межтрубный теплоноситель практически полностью не смешиваем. Трубчатый теплоноситель перемешивается только на переходах между последовательными участками, а при переходе с одного хода на другой внутри контура не перемешивается.

Воздухоподгреватель с промежуточным теплоносителем менее подвержен коррозии и защищает от коррозии и загрязнений основной воздухоподогреватель.

На пылеугольных котлах такой подогреватель целесообразно располагать как «холодную» часть первой ступени воздухоподогревателя в области температур металла 80-160 ^оС. При этом практически нетрудно осуществить отсутствие интервала температур стенки с максимальной скоростью коррощии, что достигается применением в коррозионноопасном интервале температур труб, составленных из отрезков двух разных диаметров по газовой и воздушной сторонам. [12]

Заключение

В данной статье было рассмотрено исследование воздухоподгревателя котла на тепловых трубах. Был сделан расчет в зоне парообразования. В расчете зоны парообразования были получены следующие результаты:

• Повернхость испарителя тепловой трубы - 0,282х10^-3 м²;
• Площадь поперечного сечения фитиля - 3,53*10^-6 м²;
• Величина a_u=0.46х х*99238=19095,2 Вт/м² К

По результатам проведенных расчетов зоны конденсации было определено, что эффективность теплообменника характеризуется коэффициентом теплоотдачи 

Список литературы:

1. Эстеркин Р.И. Коррозия поверхностей нагрева. М., «Книги отопливоподаче», 1980, с.205
2. Едрисов Р. (2022, апрель). Исследование низкотемпературной коррозии наружных поверхностей нагрева воздухоподогревателя. [Электронный ресурс]. - Режим доступа: https://sibac.info/journal/student/182/245839 (дата обращения: 19.04.2022).
3. Сидельников Л.Н. Низкотемпературная коррозия наружных поверхностей нагрева. М., «Энергия», 1978, с.155.
4. Шляхин П.Н. Паровые и газовые турбины. М., «Энергия», 1974, с.224.
5. Генбач А.А. Нагнетатели и тепловые двигатели. «Конспект лекций по дисциплине для студентов специальности - Теплоэнергетика». 2016, С. 40-43
6. Генбач А.А. Турбины ТЭС и АЭС. Теория и конструкция турбомашин. Методические указания к семестровым заданиям. – Алматы: АИЭС, 1998. – 33с.
7. Кибарин А.А., Ходанова Т.В. Нагнетатели и тепловые двигатели. Учебное пособие для студентов специальности – Теплоэнергетика. - А., 2015. – 154 с.
8. Кибарин А.А., Ходанова Т.В. Тепловые двигатели и нагнетатели. Конспект лекций для бакалавров, обучающихся по специальности 5В071700 – Теплоэнергетика. Алматы: АУЭС, 2012. – 65 с.
9. Генбач А.А. К вопросу затяжки крепежа паровых турбин // Рабочие процессы и усовершенствование теплотехнических устройств и электрических систем: Сб. трудов КазПТИ. – Алма-Ата. – 1977. – с. 51-55.
10. Поляев В.М., Генбач А.А. Области применения пористой системы //Известия вузов. Энергетика. – 1991. -№12. – с.97-101.
11. Генбач А.А., Жаркой М.С. Нагнетатели и тепловые двигатели. Паровые турбины. Ч.2. Расчет переходных режимов (расчет на прочность). – Методические указания по курсовому проектированию. – Алматы. АИЭС, 1998 – 33с.
12. Кузнецов Н., Митор В., Дубовский И., Карасинова Э. Тепловой расчет котельных агрегатов// Нормативный метод.-1973.-№ 2-С.93-94