Применение утилизации тепла дымовых газов. Утилизация теплоты дымовых газов

Дата: 15.03.2020

Утилизация тепла отходящих дымовых газов

Дымовые газы, покидающие рабочее пространство печей, имеют весьма высокую температуру и поэтому уносят с собой значительное количество тепла. В мартеновских печах, например, из рабочего пространства с дымовыми газами уносится около 80 % всего тепла поданного в рабочее пространство, в нагревательных печах около 60 %. Из рабочего пространства печей дымовые газы уносят с собой тем больше тепла, чем выше их температура и чем ниже коэффициент использования тепла в печи. В связи с этим целесообразно обеспечивать утилизацию тепла отходящих дымовых газов, которая может быть выполнена принципиально двумя методами: с возвратом части тепла, отобранного у дымовых газов, обратно в печь и без возврата этого тепла в печь. Для осуществления первого метода необходимо тепло, отобранное у дыма, передать идущим в печь газу и воздуху (или только воздуху). Для достижения этой цели широко используют теплообменники рекуперативного и регенеративного типов, применение которых позволяет повысить к. п. д. печного агрегата, увеличить температуру горения и сэкономить топливо. При втором методе утилизации, тепло отходящих дымовых газов используется в теплосиловых котельных и турбинных установках, чем достигается существенная экономия топлива.

В отдельных случаях оба описанных метода утилизации тепла отходящих дымовых газов используются одновременно. Это делается тогда, когда температура дымовых газов после теплообменников регенеративного или рекуперативного типа остается достаточно высокой и целесообразна дальнейшая утилизация тепла в теплосиловых установках. Так, например, в мартеновских печах температура дымовых газов после регенераторов составляет 750-800 °С, поэтому их повторно используют в котлах-утилизаторах.

Рассмотрим подробнее вопрос утилизации тепла отходящих дымовых газов с возвратом части их тепла в печь.

Следует, прежде всего, отметить, что единица тепла, отобранная у дыма и вносимая в печь воздухом или газом (единица физического тепла), оказывается значительно ценнее единицы тепла, полученной в печи в результате сгорания топлива (единицы химического тепла), так как тепло подогретого воздуха (газа) не влечет за собой потерь тепла с дымовыми газами. Ценность единицы физического тепла тем больше, чем ниже коэффициент использования топлива и чем выше температура отходящих дымовых газов.

Для нормальной работы печи следует каждый час в рабочее пространство подавать необходимое количество тепла. В это количество тепла входит не только тепло топлива , но и тепло подогретого воздуха или газа , т. е. .

Ясно, что при = const увеличение позволит уменьшить . Иными словами, утилизация тепла отходящих дымовых газов позволяет достичь экономии топлива, которая зависит от степени утилизации тепла дымовых газов

где - соответственно энтальпия подогретого воздуха и отходящих из рабочего пространства дымовых газов, кВт, или кДж/период.

Степень утилизации тепла может быть также названа к.п.д. рекуператора (регенератора), %

Зная величину степени утилизации тепла, можно определить экономию топлива по следующему выражению:

где I"д, Iд - соответственно энтальпия дымовых газов при температуре горения и покидающих печь.

Снижение расхода топлива в результате использования тепла отходящих дымовых газов обычно дает значительный экономический эффект и является одним из путей снижения затрат на нагрев металла в промышленных печах.

Кроме экономии топлива, применение подогрева воздуха (газа) сопровождается увеличением калориметрической температуры горения , что может являться основной целью рекуперации при отоплении печей топливом с низкой теплотой сгорания.

Повышение при приводит к увеличению температуры горения. Если необходимо обеспечить определенную величину , то повышение температуры подогрева воздуха (газа), приводит к уменьшению величины , т. е. к снижению доли в топливной смеси газа с высокой теплотой сгорания.

Поскольку утилизация тепла позволяет значительно экономить топливо целесообразно стремиться к максимально возможной, экономически оправданной степени утилизации. Однако необходимо сразу заметить, что утилизация не может быть полной, т. е. всегда . Это объясняется тем, что увеличение поверхности нагрева рационально только до определенных пределов, после которых оно уже приводит к очень незначительному выигрышу в экономии тепла.

Использование теплоты уходящих газов в промышленных котельных работающих на газу

к.т.н Сизов В.П., д.т.н Южаков А.А., к.т.н Капгер И.В.,
ООО "Пермавтоматика", sizovperm@mail.ru

Аннотация: цена на природный газ во всём мире значительно различается. Это зависит от членства страны в ВТО, экспортирует или импортирует свой газ страна, затраты на добычу газа, состоянием промышленности, политическими решениями и пр. Цена на газ в РФ в связи вступлением нашей страны в ВТО будет только расти и в планах правительства уравнять цены на природный газ как в нутрии страны так и за её пределами. Приблизительно сравним цены на газ в Европе и России.

Россия – 3 руб/м 3 .

Германия - 25 руб/м 3 .

Дания – 42 руб/м 3 .

Украина, Белорусия – 10 руб/м 3 .

Цены достаточно условные. В Европейских странах массово используются котлы конденсационного типа, общая доля их в процессе выработки тепла достигает 90%. В России данные котлы в основном не используются в связи с дороговизной котлов, низкой стоимости газа и высокотемпературными централизованными сетями. А также сохранением системы лимитирования сжигания газа на котельных.

В настоящее время вопрос о более полном использовании энергии теплоносителей становится все более актуален. Выброс тепла в атмосферу не только создает дополнительное давление на окружающую среду, но и увеличивает затраты владельцев котельных. В тоже время современные технологии позволяют более полно использовать теплоту уходящих газов и увеличить КПД котла, рассчитанного по низшей теплоте сгорания, вплоть до значения в 111 %. Потеря теплоты с уходящими газами занимает основное место среди тепловых потерь котла и составляет 5¸12 % вырабатываемой теплоты . Дополнительно к этому может быть использована теплота конденсации водяных паров, которые образуются при сжигании топлива. Количество выделяемой теплоты при конденсации водяных паров зависит от вида топлива и находится в пределах от 3,8% для жидких топлив и до 11,2 % для газообразных (у метана) и определяется как разность между высшей и низшей теплотой сгорания топлива (табл. 1).

Таблица 1 - Величины высшей и низшей теплоты сгорания для различных видов топлива

Тип топлива	PCS (Ккал)	PCI (Ккал)	Разница (%)


Печное топливо

Получается, что в уходящих газах содержится как явная теплота, так и скрытая. Причем последняя может достигать величины, превосходящей в некоторых случаях явную теплоту. Явная теплота - это теплота, при которой изменение количества тепла, подведенного к телу, вызывает изменение его температуры. Скрытая теплота - теплота парообразования (конденсации), которая не изменяет температуру тела, а служит для изменения агрегатного состояния тела. Данное утверждение иллюстрируется графиком (рис. 1, на котором по оси абсцисс отложена энтальпия (количество подведенного тепла), а по оси ординат - температура).

Рис. 1 – Зависимость изменения энтальпии для воды

На участке графика А-В происходит нагрев воды от температуры 0 °С до температуры 100 °С. При этом все тепло, подведенное к воде, используется для повышения ее температуры. Тогда изменение энтальпии определяется по формуле (1)

(1)

где с – теплоемкость воды, m – масса нагреваемой, Dt – перепад температуры.

Участок графика В-С демонстрирует процесс кипения воды. При этом все тепло, подведенное к воде, расходуется на преобразование ее в пар, температура при этом остается постоянной - 100 °С. Участок графика C-D показывает, что вся вода превратилась в пар (выкипела), после этого тепло расходуется на повышение температуры пара. Тогда изменение энтальпии для участка А-С характеризуется формулой (2)

где r = 2500 кДж/кг – скрытая теплота парообразования воды при атмосферном давлении.

Самая большая разница между высшей и низшей теплотой сгорания, как видно из табл. 1, у метана, поэтому природный газ (до 99% метана) дает самую большую рентабельность. Отсюда все дальнейшие выкладки и выводы будут даны для газа на основе метана. Рассмотрим реакцию горения метана (3)

Из уравнения этой реакции следует, что для окисления одной молекулы метана необходимо две молекулы кислорода, т.е. для полного сжигания 1м 3 метана необходимо 2м 3 кислорода. В качестве окислителя при сжигании топлива в котельных агрегатах используется атмосферный воздух, который представляет смесь газов. Для технических расчетов обычно принимают условный состав воздуха из двух компонентов : кислорода (21 об. %) и азота (79 об. %). С учетом такова состава воздуха для проведения реакции горения для полного сжигания газа потребуется воздуха по объему в 100/21=4,76 раза больше, чем кислорода. Таким образом, для сжигания 1м 3 метана потребуется 2×4,76=9,52 воздуха. Как видно из уравнения реакции окисления, в результате получается углекислый газ, водяной пар (дымовые газы) и тепло. Теплота, которая выделяется при сгорании топлива согласно (3), называется низшей теплотой сгорания топлива (PCI).

Если охлаждать водяные пары, то при определенных условиях они начнут конденсироваться (переходить из газообразного состояния в жидкое) и при этом будет выделяться дополнительное количество теплоты (скрытая теплота парообразования/конденсации) рис. 2.

Рис. 2 – Выделение теплоты при конденсации водяного пара

Следует иметь ввиду, что водяные пары в дымовых газах имеют несколько другие свойства, чем чистый водяной пар. Они находятся в смеси c другими газами и их параметры отвечают параметрам смеси. Поэтому температура, при которой начинается конденсация, отличается от 100 °С. Значение этой температуры зависит от состава дымовых газов, что, в свою очередь, является следствием вида и состава топлива, а также коэффициента избытка воздуха.
Температура дымовых газов, при которой начинается конденсация водяных паров в продуктах сгорания топлива, называется точкой росы и имеет вид рис.3.

Рис. 3 – Точка росы для метана

Следовательно, для дымовых газов представляющих собой смесь газов и водяного пара, энтальпия меняется несколько по другому закону (рис. 4).

Рисунок 4 – Выделение теплоты из паровоздушной смеси

Из графика на рис. 4 можно сделать два важных вывода. Первое – температура точки росы равна температуре до которой охладили дымовые газы. Второе – не обязательно проходить, как на рис. 2, всю зону конденсации, что не только практически невозможно но и не нужно. Это, в свою очередь, обеспечивает различные возможности реализации теплового баланса. Другими словами, для охлаждения дымовых газов можно использовать практически любой небольшой объем теплоносителя.

Из вышесказанного можно сделать вывод, что при расчете КПД котла по низшей теплоте сгорания с последующей утилизацией теплоты уходящих газов и водяных паров можно значительно увеличить КПД (более 100%). На первый взгляд это противоречит законам физики, но на самом деле никакого противоречия здесь нет. КПД таких систем нужно рассчитывать по высшей теплоте сгорания, а определение КПД по низшей теплоте сгорания необходимо проводить только в том случае, если необходимо сравнить его КПД с КДП обычного котла. Только в этом контексте имеет смысл КПД > 100%. Считаем, что для таких установок более правильно приводить два КПД. Постановка задачи может быть сформулирована следующим образом. Для более полного использования теплоты сгорания уходящих газов их необходимо охладить до температуры ниже точки росы. При этом водяные пары, образующиеся при сжигании газа, сконденсируются и передадут теплоносителю скрытую теплоту парообразования. При этом охлаждение дымовых газов должно осуществляется в теплообменниках специальной конструкции, зависящей в основном от температуры уходящих газов и температуры охлаждающей воды. Применение воды в качестве промежуточного теплоносителя является наиболее привлекательным, т.к в этом случае возможно использовать воду с максимально низкой температурой. В результате возможно получить температуру воды на выходе из теплообменника, например, 54°С с последующим ее использованием. В случае использования в качестве теплоносителя обратной линии, ее температура должна быть как можно ниже, а это зачастую возможно только при наличии низкотемпературных систем отопления в качестве потребителей.

Дымовые газы котельных агрегатов большой мощности, как правило, отводятся в железобетонную или кирпичную трубу. Если не принять специальных мер по последующему нагреву частично осушенных дымовых газов, то труба превратится в конденсационный теплообменник со всеми вытекающими последствиями . Для решения этого вопроса существуют два пути. Первый путь заключается в применении байпаса, в котором часть газов, например 80%, пропускается через теплообменник, а другая часть, в размере 20%, пропускается по байпасу и затем смешивается с частично осушенными газами. Тем самым, нагревая газы, мы сдвигаем точку росы до необходимой температуры при которой труба гарантированно будет работать в сухом режиме. Второй способ заключается в применении пластинчатого рекуператора . При этом уходящие газы несколько раз проходят рекуператор, тем самым нагревая сами себя.

Рассмотрим пример расчета 150 м типовой трубы (рис. 5-7), имеющей трехслойную конструкцию. Расчеты выполнены в программном пакете Ansys-CFX. Из рисунков видно, что движение газа в трубе имеет ярко выраженный турбулентный характер и как следствие, минимальная температура на футеровке может быть не в районе оголовка, как следует из упрощенной эмпирической методики .

Рис. 7 – температурное поле на поверхности футеровки

Следует отметить, что при установке теплообменника в газовый тракт возрастет его аэродинамическое сопротивление, но снижается объем и температура уходящих газов. Это приводит к уменьшению тока дымососа. Образование конденсата накладывает специальные требования на элементы газового тракта в плане применения корозионно-стойких материалов. Количество конденсата приблизительно равно 1000-600 кг/час на 1 Гкал полезной мощности теплообменника . Значение рН конденсата продуктов сгорания при сжигании природного газа составляет 4.5-4.7, что соответствует кислой среде. В случае небольшого количества конденсата, возможно использовать для нейтрализации конденсата сменные блоки. Однако для крупных котельных необходимо применять технологию дозирования каустической соды . Как показывает практика небольшие объемы конденсата можно использовать в качестве подпитки без всякой нейтрализации.

Следует подчеркнуть, что основной проблемой при проектировании отмеченных выше систем является слишком большая разница энтальпии на единицу объёма веществ, и вытекающая из этого техническая задача - развитие поверхности теплообмена со стороны газа. Промышленность РФ серийно выпускает подобные теплообменники типа КСК, ВНВ и пр. . Рассмотрим на сколько развита поверхность теплообмена со стороны газа на действующей конструкции (рис.8). Обыкновенная трубка, внутри которой протекает вода (жидкость), а с наружи по рёбрам радиатора обтекает воздух (отходящие газы). Рассчитанное соотношение калорифера будет выражаться неким

Рис. 8 – чертёж трубки калорифера.

коэффициентом

K=S нар /S вн, (4),

где S нар – наружная площадь теплообменника мм 2 , а S вн – внутренняя площадь трубки.

При геометрических расчётах конструкции получаем K=15. Это значит что внешняя площадь трубки в 15 раз больше внутренней площади. Это объясняется тем, что энтальпия воздуха на единицу объёма во много раз меньше энтальпии воды, на единицу объёма. Рассчитаем во сколько раз энтальпия литра воздуха меньше энтальпии литра воды. Из

энтальпия воды: Е в = 4,183 КДж/л*К.

энтальпия воздуха: Е воз = 0,7864 Дж/л*К. (при температуре 130 0 С).

Отсюда энтальпия воды в 5319 раз больше, чем энтальпия воздуха, и поэтому K=S нар /S вн . В идеальном случае в таком теплообменнике коэффициент К должен быть 5319, но так как внешняя поверхность по отношению к внутренней развита в 15 раз, то разность в энтальпии по сути между воздухом и водой уменьшается до значения K= (5319/15)= 354. Технически развить соотношение площадей внутренней и внешней поверхности до получения соотношения K=5319 очень трудно или практически невозможно . Для решения этой проблемы попытаемся искусственно увеличить энтальпию воздуха (отходящих газов). Для этого распылим из форсунки в отходящий газ воду (конденсат этого же газа). Распылим его такое количество по отношению к газу, что вся распыленная вода полностью испарится в газе и относительная влажность газа станет 100%. Относительную влажность газа возможно рассчитать основываясь на табл.2.

Таблица 2. Значения абсолютной влажности газа с относительной влажностью по воде 100% при различных температурах и атмосферном давлении.

Т,°С	А,г/м3	Т,°С	А,г/м3	Т,°С	А,г/м3















	86,74

Из рис.3 видно, что при очень качественной горелке, возможно добиться температуры точки росы в отходящих газах Т рос = 60 0 С. При этом температура этих газов составляет 130 0 С. Абсолютное содержание влаги в газе (согласно табл. 2) при Т рос = 60 0 С составит 129,70 гр/м 3 . Если в этом газе распылить воду, то температура его резко упадёт, плотность вырастет, а энтальпия резко повысится. Следует отметить, что распылять воду выше относительной влажности 100% не имеет смысла, т.к. при превышении порога относительной влажности свыше 100% распыляемая вода перестанет испаряться в газ. Проведем небольшой расчет требуемого количества распыляемой воды для следующих условий: Т гн – температура газа начальная равная 120 0 С, Т рос - точка росы газа 60 0 С (129,70 гр/м 3), требуется найти: Т гк - конечную температуру газа и М в - массу воды распылённую в газе (кг.)

Решение. Все расчёты проводим относительно 1 м 3 газа. Сложность расчётов определяется тем, что в результате распыления меняется как плотность газа, так и его теплоёмкость, объём и пр. Кроме того считается что испарение происходит в абсолютно сухом газе, а также не учитывается энергия на нагрев воды.

Рассчитаем количество энергии отданное газом воде при испарении воды

где: с –теплоёмкость газа (1 КДж/кг.К), m –масса газа (1 кг/м 3)

Рассчитаем количество энергии отданное водой при испарении в газ

где: r – скрытая энергия парообразования (2500 КДж/кг), m – масса испаряемой воды

В итоге подстановки получаем функцию

(5)

При этом нужно учитывать, что невозможно распылить воды более, чем указано в табл.2, а в газе уже имеется испарённая вода. Путем подбора и расчётов нами было получено значение m = 22 гр, Т гк = 65 0 С. Посчитаем фактическую энтальпию полученного газа, с учётом, что его относительная влажность 100% и при его охлаждении будет выделяться как скрытая, так и явная энергия. Тогда согласно получим сумму двух энтальпий. Энтальпию газа и энтальпию сконденсировавшейся воды.

Е воз =Ег+Евод

Ег находим из справочной литературы 1,1 (КДж/м 3 *К)

Евод рассчитываем относительно табл. 2. У нас газ остывая с 65 0 С до64 0 С выделяет 6,58 гр воды. Энтальпия конденсации составляет Евод=2500 Дж/гр или в нашем случае Евод=16.45 КДж/м 3

Суммируем энтальпию сконденсировавшейся воды и энтальпию газа.

Е воз =17,55 (Дж/л*К)

Как мы видно путём распыления воды, нам удалось увеличить энтальпию газа в 22,3 раза. Если до распыления воды энтальпия газа составляла Е воз = 0,7864 Дж/л*К. (при температуре 130 0 С). То после распыления энтальпия составляет Е воз =17,55 (Дж/л*К). А это означает, что для получения той же тепловой энергии на том же стандартном теплообменнике типа КСК, ВНВ площадь теплообменника возможно снизить в 22,3 раза. Пересчитанный коэффициент К (величина была равна 5319) становится равным 16. А при таком коэффициенте теплообменник приобретает вполне реализуемые размеры.

Еще одним важным вопросом при создании подобных систем является анализ процесса распыления, т.е. какого диаметра необходима капля при испарении воды в газе. Если достаточно мелкая капля (например, 5 мкМ), то срок жизни этой капли в газе до полного испарения достаточно короткий. А если капля имеет размер, например, 600 мкМ, то естественно в газе до полного испарения она находится намного дольше. Решение данной физической задачи достаточно осложнено тем, что процесс испарения происходит с постоянно меняющимися характеристиками: температуры, влажности, диаметра капли и пр. Для указанного процесса решение представлено в , а формула для расчёта времени полного испарения () капли имеет вид

(6)

где: ρ ж - плотность жидкости (1 кг/дм 3), r – энергия парообразования (2500 кДж/кг), λ г - теплопроводность газа (0,026 Дж/м 2 К), d 2 – диаметр капли (м), Δt – средняя разница температуры между газом и водой (К).

Тогда согласно (6) время жизни капли диаметром 100 мкМ. (1*10 -4 м) составляет τ = 2*10 -3 часа или 1,8секунды, а время жизни капли диаметром 50 мкМ. (5*10 -5 м) равно τ = 5*10 -4 часа или 0,072секунды. Соответственно зная время жизни капли, скорость полёта её в пространстве, скорость потока газа и геометрические размеры газохода можно легко рассчитать оросительную систему для газохода.

Ниже рассмотрим реализацию конструкции системы с учетом полученных выше соотношений. Считается что, теплообменник отходящих газов должен работать в зависимости от уличной температуры, в противном случае происходит разрушение домовой трубы при образовании в ней конденсата. Однако возможно изготовить теплообменник работающий в независимости от уличной температуры и имеющий более качественный съём тепла отходящих газов, даже до отрицательных температур, при том что температура отходящих газов будет, например +10 0 С (точка росы этих газов составит 0 0 С). Это обеспечивается за счет того, что при теплообмене на контроллере происходит расчёт точки росы, энергии теплообмена и других параметров. Рассмотрим технологическую схему предложенной системы (рис. 9).

Согласно технологической схеме в теплообменнике установлены: регулируемые шиберы а-б-в-г; теплоутилизаторы д-е-ж; датчики температуры 1-2-3-4-5-6; оОроситель (насос Н, и группа форсунок); контроллер управления.

ОРассмотрим функционирование предложенной системы. Пусть от котла выходят отходящие газы. например, температурой 120 0 С и точкой росы 60 0 С (на схеме обозначено 120/60) Датчик температуры (1) измеряет температуру отходящих газов котла. Точка росы рассчитывается контроллером относительно стехиометрии горения газа. На пути газа появляется шибер (а). Это аварийный шибер. который закрывается в случае ремонта оборудования, неисправности, капремонта, ППР и пр. Таким образом, шибер (а) открыт полностью и напрямую пропускает отходящие газы котла в дымосос. При этой схеме теплоутилизация равно нулю, фактически восстанавливается схема удаления дымовых газов как и было прежде до установки теплоутилизатора. В рабочем сотоянии шибер (а) полностью закрыт и 100% газов попадают в теплоутилизатор.

В теплоутилизаторе газы попадают в рекуператор (д) где происходит их остывание, но в любом случае не ниже точки росы (60 0 С). Например, они остыли до 90 0 С. Влага в них не выделилась. Измерение температуры газа производится датчиком температуры 2. Температуру газов после рекуператора можно регулировать шибером (б). Регулирование это необходимо для повышения КПД теплообменника. Так как при конденсации влаги находящаяся в газах масса ее уменьшается в зависимости от того на сколько были охлаждены газы, то можно изъять из них до 2/11 от общей массы газов в виде воды. Откуда взялась эта цифра. Рассмотрим химическую формулу реакции окисления метана (3).

Для окисления 1м 3 метана необходимо 2м 3 кислорода. Но так как кислорода в воздухе содержится только 20%, то воздуха на окисление 1м 3 метана потребуется 10м 3 . После сжигания этой смеси мы получаем: 1м 3 углекислого газа, 2 м 3 водяных паров и 8м 3 азота и др газов. Мы можем изъять из отходящих газов путём конденсации чуть меньше 2/11 всех отходящих газов в виде воды. Для этого отходящий газ необходимо охладить до температуры улицы. С выделением соответствующей доли воды. В воздухе забираемом с улицы на горение так же содержится незначительная влага.

Выделившаяся вода удаляется в нижней части теплообменника. Соответственно если по пути котёл-рекуператор (д)-теплоутилизатор (е) проходит весь состав газов 11/11 частей, то по другой стороне рекуператора (д) может пройти только 9/11 частей отходящего газа. Остальные - до 2/11 частей газа в виде влаги может выпасть в теплоутилизаторе. А для минимизации аэродинамического сопротивления теплоутилизатора шибер (б) можно немного приоткрыть. При этом произойдёт разделение отходящих газов. Часть пройдёт через рекуператор (д), а часть через шибер (б). При полном открытии шибера (б) газы пройдут не охлаждаясь и показания датчиков температуры 1 и 2 совпадут.

На пути газов установлена оросительная установка с насосом Н и группой форсунок. Газы орошаются водой выделавшийся при конденсации. Форсунки, которые разбрызгивают влагу в газе, резко повышают его точку росы, охлаждают и адиабатически сжимают. В рассматриваемом примере температура газа резко падает до 62/62, и так как распылённая в газе вода полностью испаряется в газе, то точка росы и температура газа совпадает. Достигнув теплообменника (е) скрытая тепловая энергия выделяется на нём. Кроме того, скачком возрастает плотность газового потока и скачком падает его скорость. Все эти изменения значительно изменяют КПД теплообмена в лучшую сторону. Количество разбрызгиваемой воды определяется контроллером и связано с температурой и расходом газа. Температуру газа перед теплообменником контролирует датчик температуры 6.

Далее газы попадают на теплоутилизатор (е). В теплоутилизаторе газы остывают, например, до температуры 35 0 С. Соответственно точка росы для этих газов составит так же 35 0 С. Следующим теплоутилизатором на пути отходящих газов является теплоутилизатор (ж). Он служит для подогрева воздуха на горение. Температура подачи воздуха в такой теплоутилизатор может достигать -35 0 С. Эта температура зависит от минимальной наружной температуры воздуха в данном регионе. Так как часть водяных паров из уходящего газа изъята, то массовый поток отходящих газов почти совпадает по массовому потоку воздуха на горение. пусть в теплоутилизатор, например, залит тосол. Между теплоутилизаторами установлен шибер (в). Данный шибер работает так же в дискретном режиме. При потеплении на улице пропадает смысл отбора тепла в теплоутилизаторе (ж). Он прекращает свою работу и шибер (в) открывается полностью пропуская отходящие газы, минуя тепоутилизатор (ж).

Температура остывших газов определяется датчиком температуры (3). Далее эти газы направляются в рекуператор (д). Пройдя его, они нагреваются до некоторой температуры пропорциональной остыванию газов на другой стороне рекуператора. Шибер (г) нужен для регулирования работы теплообмена в рекуператоре, а степень его открытия зависит уличной температуры (от датчик 5). Соответственно, если очень холодно на улице, то шибер (г) полностью закрыт и газы нагреваются в рекуператоре для избежание точки росы в трубе. Если на улице жара, то шибер (г) открыт, как и шибер (б).

ВЫВОДЫ:

Повышение теплообмена в теплообменнике жидкость/газ происходит за счёт резкого скачка энтальпии газа. Но предложенное распыление воды должно происходить строго дозировано. Кроме того, дозирование воды в отходящие газы происходит с учётом наружной температуры.

Полученная методика расчёта позволяет избежать конденсации влаги в дымовой трубе и значительно повысить КПД котлоагрегата. Подобная методика может быть применена и для газовых турбин и для других конденсаторных устройств.

При предложенном способе не меняется конструкция котла, а только дорабатываются. Стоимость доработки составляет около 10% стоимости котла. Срок окупаемости при нынешних ценах на газ составляет около 4 месяцев.

Данный подход позволяет значительно снизить металоёмкость конструкции и соответственно её стоимость. Кроме того значительно падает аэродинамическое сопротивление теплообменника, уменьшается нагрузка на дымосос.

ЛИТЕРАТУРА:

1.Аронов И.З. Использование тепла уходящих газов газифицированных котельных. – М.: «Энергия», 1967. – 192 с.

2.Тадеуш Хоблер. Теплопередача и теплообменники. – Ленинград.: Государственное научное издание химической литературы, 1961. – 626 с.

Использование: энергетика, утилизация теплоты уходящих газов. Сущность изобретения: поток газов увлажняют путем его пропускания через пленку конденсата, сформированную на двухгранном дырчатом листе 4, где газы насыщаются водяными парами. В камере 2 над листом 4 происходит объемная конденсация водяных паров на пылевидных частицах и мельчайших капельках парогазового потока. Подготовленная парогазовая смесь охлаждается до температуры точки росы путем передачи тепла потока нагреваемой среды через стенку теплообменных элементов 8. Конденсат из потока выпадает на наклонные перегородки 5 с желобами 10 и далее поступает на лист 4 по сливной трубе 9. 1 ил.

Предлагаемое изобретение относится к области котельной техники, а более конкретно к сфере утилизации теплоты отходящих газов. Известен способ утилизации теплоты уходящих газов (СССР авт.св. N 1359556, МКИ F 22 В 33/18, 1986), являющийся ближайшим аналогом, при котором продукты сгорания последовательно принудительно увлажняются, сжимаются в компрессоре, охлаждаются до температуры ниже температуры точки росы совместно с конденсацией водяных паров при давлении выше атмосферного, сепарируются в сепараторе, расширяются с одновременным понижением температуры в турбодетандере и удаляются в атмосферу. Известен способ утилизации теплоты отходящих газов (ГДР, пат. N 156197, МКИ F 28 D 3/00, 1982) достигающийся противоточным движением в теплообменнике отходящих газов и промежуточной жидкой среды, нагревающейся до температуры больше температуры точки росы отходящих газов, которые охлаждаются до температуры ниже точки росы. Известен способ низкотемпературного нагрева с использованием высшей теплотворной способности топлива (ФРГ, заявка N OS 3151418, МКИ F 23 J 11/00, 1983), заключающийся в том, что в нагревательном устройстве сжигается топливо с образованием горячих газов, которые поступают в нагревательное устройство вперед и в сторону. На части тракта течения топливные газы направляются вниз с образованием конденсата. Топливные газы на выходе имеют температуру 40 45 o С. Известный способ позволяет производить охлаждение отходящих газов ниже температуры точки росы, что несколько повышает тепловую экономичность установки. Однако, при этом имеет место распыл конденсата через форсунки, что приводит к дополнительному расходу электроэнергии на собственные нужды и увеличивает содержание водных паров в продуктах сгорания. Включение в схему компрессора и турбодетандера, осуществляющих, соответственно, сжатие и расширение продуктов сгорания, не дает повышения экономичности, и, кроме того, приводит к дополнительному расходу электроэнергии, связанному с потерями в компрессоре и турбодетандере. Задачей изобретения является интенсификация теплообмена при глубокой утилизации теплоты уходящих газов. Поставленная задача решается благодаря тому, что увлажнение газового потока осуществляют путем его пропускания через пленку конденсата с насыщением потока водяными парами с последующей конденсацией последних, а также выпадением конденсата на упомянутую пленку и стеканием неиспарившейся части. Предлагаемый способ может быть реализован в устройстве, изображенном на чертеже, где: 1 сборник конденсата, 2 камера, 3 корпус, 4 двугранный неравносторонний наклонный дырчатый лист, 5 наклонные перегородки, 6 - суживающийся двумерный диффузор, 7 расширяющийся диффузор, 8 теплообменная поверхность, 9 сливная труба, 10 желоб, 11 сопрягаемая поверхность, 12 - сепаратор, 13 теплообменник перегрева, 14 дымосос, 15 дымовая труба, 16 гидрозатвор, 17 горизонтальная ось. Работа устройства по предлагаемому способу утилизации теплоты продуктов сгорания аналогична тепловой трубе атмосферного типа. Испарительная ее часть находится в нижней части камеры 2, из которой поднимается подготовленная парогазовая смесь, а конденсационная на теплообменных поверхностях 3, с которых по наклонным перегородкам 5 с желобами 10 через сливные трубы 9 конденсат стекает на двугранный неравносторонний дырчатый лист 4, а избыток - в сборник конденсата 1. Продукты сгорания, поступившие из теплообменника перегрева 13, барботируют пленку конденсата на двугранном неравностороннем наклонном дырчатом листе 4. Конденсат распыляется, нагревается и испаряется, а его излишек стекает в сборник конденсата 1. Дымовые газы насыщаются водяными парами при давлении, примерно равном атмосферному. Оно зависит от режима совместной работы вентилятора и дымососа 14. В камере 2 водяные пары находятся в пересыщенном состоянии, так как давление пара в газовой смеси больше давления насыщенного пара. Мельчайшие капельки, пылевидные частицы продуктов сгорания становятся центрами конденсации, на которых в камере 2 без теплообмена с окружающей средой идет процесс объемной конденсации водяных паров. Подготовленная парогазовая смесь конденсируется на теплообменных поверхностях 8. При температуре поверхности этих теплообменных элементов 8 существенно ниже температуры точки росы влагосодержание продуктов сгорания после утилизатора теплоты ниже исходного. Заключительной фазой этого непрерывного процесса является выпадение конденсата на наклонные перегородки 5 с жалобами 10 и его попадание на дырчатый лист 4 по сливной трубе 9. Подтверждением достижения поставленной задачи служит следующее: 1. Величина коэффициента теплопередачи увеличилась до 180 250 Вт/м 2 o C, что резко снижает площадь теплообменной поверхности и соответственно уменьшает массогабаритные показатели. 2. Уменьшение в 2,5 3 раза начального влагосодержания водяных паров в уходящих газах снижает интенсивность коррозионных процессов газового тракта и дымовой трубы. 3. Колебание нагрузки парогенератора не влияет на снижение эффективности котельной установки.

Формула изобретения

Способ утилизации теплоты уходящих газов, заключающийся в том, что поток газов увлажняют и охлаждают до температуры точки росы путем передачи тепла потока нагреваемой среде через стенку, отличающийся тем, что увлажнение газового потока осуществляют путем его пропускания через пленку конденсата с насыщением потока водяными парами с последующей конденсацией последних, а также выпадением конденсата на упомянутую пленку и стеканием неиспарившейся его части.

Evaluation of Efficiency of Deep recuperation of Power Plant Boilers’ Combustion Productions

E.G. Shadek, Candidate of Engineering, independent expert

Keywords: combustion products, heat recuperation, boiler plant equipment, energy efficiency

One of the methods to solve the problem of fuel economy and improvement of energy efficiency of boiler plants is development of technologies for deep heat recuperation of boiler exhaust gases. We offer a process scheme of a power plant with steam-turbine units (STU) that allows for deep recuperation of heat from boiler combustion products from STU condenser using cooler-condensate with minimum costs without the use of heat pump units.

Описание:

Одним из путей решения проблемы экономии топлива и повышения энергоэффективности котельных установок является разработка технологий глубокой утилизации теплоты уходящих газов из котлов.Предлагаем технологическую схему электростанции с паротурбинными установками (ПТУ), позволяющую с минимальными затратами, без применения теплонасосных установок, осуществить глубокую утилизацию тепла отходящих из котла продуктов сгорания благодаря наличию охладителя – конденсата из конденсатора ПТУ.

Е. Г. Шадек , канд. техн. наук, независимый эксперт

Одним из путей решения проблемы экономии топлива и повышения энергоэффективности котельных установок является разработка технологий глубокой утилизации теплоты уходящих газов из котлов. Предлагаем технологическую схему электростанции с паротурбинными установками (ПТУ), позволяющую с минимальными затратами, без применения теплонасосных установок, осуществить глубокую утилизацию тепла отходящих из котла продуктов сгорания благодаря наличию охладителя – конденсата из конденсатора ПТУ.

Глубокая утилизация тепла продуктов сгорания (ПС) обеспечивается при их охлаждении ниже температуры точки росы, равной для ПС природного газа 50–55 0 С. При этом происходят следующие явления:

конденсация водяных паров (до 19–20 % объема или 12–13 % веса продуктов сгорания),
утилизация физической теплоты ПС (40–45 % всего теплосодержания),
утилизация скрытой теплоты парообразования (соответственно 60–55 %) .

Ранее установлено, что экономия топлива при глубокой утилизации в сравнении с котлом с паспортным (максимальным) КПД 92 % составляет 10–13 %. Отношение количества утилизируемого тепла к тепловой мощности котла составляет порядка 0,10–0,12, а КПД котла в конденсационном режиме – 105 % по низшей теплотворной способности газа.

Кроме того, при глубокой утилизации в присутствии в ПС водяных паров эмиссия вредных выбросов сокращается на 20–40 % и более, что делает процесс экологически чистым.

Еще один эффект глубокой утилизации – улучшение условий и продолжительности службы газового тракта, т. к. конденсация локализуется в камере, где установлен утилизационный теплообменник, независимо от температуры наружного воздуха .

Глубокая утилизация для отопительных систем

В передовых западных странах глубокая утилизация для отопительных систем осуществляется применением водогрейных котлов конденсационного типа, оборудованных конденсационным экономайзером .

Низкая, как правило, температура обратной воды (30–40 0 С) при типичном температурном графике, например 70/40 0 С, в системах отопления этих стран позволяет обеспечить глубокую утилизацию тепла в конденсационном экономайзере, оснащенном узлом сбора, отвода и обработки конденсата (с последующим его использованием для подпитки котла). Такая схема обеспечивает конденсационный режим работы котла без искусственного хладоносителя, т. е. без применения теплонасосной установки.

Эффективность и рентабельность глубокой утилизации для отопительных котлов в доказательствах не нуждаются. Конденсационные котлы получили на Западе широкое применение: до 90 % всех выпускаемых котлов – конденсационные. Эксплуатируются такие котлы и в нашей стране, хотя их производство у нас отсутствует.

В России, в отличие от стран с теплым климатом, температура в обратной магистрали тепловых сетей, как правило, выше значения точки росы, и глубокая утилизация возможна только в четырехтрубных системах (встречающихся крайне редко) или при использовании тепловых насосов. Главная причина отставания России в разработках и внедрении глубокой утилизации – низкая цена природного газа, высокие капзатраты из-за включения в схему тепловых насосов и длительные сроки окупаемости .

Глубокая утилизация для котлов электростанций

Эффективность глубокой утилизации для котлов электростанций (рис. 1) значительно выше, чем для отопительных, в силу стабильной нагрузки (КИМ = 0,8–0,9) и больших единичных мощностей (десятки мегаватт).

Оценим ресурс тепла продуктов сгорания станционных котлов, учитывая их высокий КПД (90–94 %). Данный ресурс определяется количеством сбросного тепла (Гкал/ч или кВт), однозначно зависимым от тепловой мощности котла Q K , и температурой за газовыми котлами Т 1УХ, которую в России принимают не ниже 110–130 0 С по двум причинам:

для увеличения естественной тяги и снижения напора (расхода энергии) дымососа;
для исключения конденсации водяных паров в боровах, газоходах и дымовых трубах.

Расширенный анализ большого массива 1 опытных данных балансовых, пусконаладочных испытаний, проведенных специализированными организациями, режимных карт, отчетной статистики станций и т. п. и результаты расчетов значений потери тепла с уходящими продуктами сгорания q 2 , количествa утилизируемого тепла 2 Q УТ и производных от них показателей в широком диапазоне нагрузок станционных котлов приведены в табл. 1 3 . Цель – определение q 2 и соотношений величин Q K , q 2 и Q УТ в типовых условиях работы котлов (табл. 2). В нашем случае не имеет значения, какой котел: паровой или водогрейный, промышленный или отопительный.

Показатели табл. 1, выделенные голубым цветом, рассчитывали по алгоритму (см. справку). Расчет процесса глубокой утилизации (определение Q УТ и др.) проводили по инженерной методике, приведенной в и описанной в . Коэффициент теплопередачи «продукты сгорания – конденсат» в конденсационном теплообменнике определяли по эмпирической методике завода – изготовителя теплообменника (ОАО «Калориферный завод», Кострома).

Результаты свидетельствуют о высокой экономической эффективности технологии глубокой утилизации для станционных котлов и рентабельности предлагаемого проекта. Срок окупаемости систем – от 2 лет для котла минимальной мощности (табл. 2, котел № 1) до 3–4 мес. Полученные соотношения β, φ, σ, а также статьи экономии (табл. 1, строки 8–10, 13–18) позволяют сразу оценить возможности и конкретные показатели заданного процесса, котла.

Утилизация тепла в газовом подогревателе

Обычная технологическая схема электростанции предусматривает нагрев конденсата в газовом подогревателе (часть хвостовых поверхностей котла, экономайзера) на отходящих из котла дымовых газах.

После конденсатора насосами (иногда через блочную обессоливающую установку – далее БОУ) конденсат направляется в газовый подогреватель, после которого поступает в деаэратор. При нормативном качестве конденсата БОУ байпасируют. Для исключения конденсации водяных паров из уходящих газов на последних трубах газового подогревателя температура конденсата перед ним поддерживается не ниже 60 0 С посредством рециркуляции на вход в него подогретого конденсата.

Для дополнительного снижения температуры уходящих газов в линию рециркуляции конденсата нередко включают водоводяной теплообменник, охлаждаемый подпиточной водой теплосети. Подогрев сетевой воды осуществляется конденсатом из газового подогревателя. При дополнительном охлаждении газов на 10 0 С в каждом котле можно получить около 3,5 Гкал/ч теплофикационной нагрузки.

Для предотвращения кипения конденсата в газовом подогревателе за ним устанавливают регулирующие питательные клапаны. Основное их назначение – распределение расхода конденсата между котлами в соответствии с тепловой нагрузкой ПТУ .

Система глубокой утилизации с конденсационным теплообменником

Как можно видеть из технологической схемы (рис. 1), конденсат пара из конденсатосборника насосом 14 подается в сборный бак 21, а оттуда в распределительный коллектор 22. Здесь конденсат при помощи системы автоматического регулирования станции (см. ниже) разделяется на два потока: один подается в узел глубокой утилизации 4 , в конденсационный теплообменник 7, а второй – на подогреватель низкого давления (ПНД) 18, а затем в деаэратор 15. Температура конденсата пара из конденсатора турбины (около 20–35 0 С) позволяет охладить продукты сгорания в конденсационном теплообменнике 7 до требуемых 40 0 С, т. е. обеспечить глубокую утилизацию.

Нагретый конденсат пара из конденсационного теплообменника 7 подается через ПНД 18 (либо минуя 18) в деаэратор 15. Полученный в конденсационном теплообменнике 7 конденсат продуктов сгорания сливается в поддон и резервуар 10. Оттуда он подается в бак загрязненного конденсата 23 и перекачивается дренажным насосом 24 в бак запаса конденсата 25, из которого конденсатным насосом 26 через регулятор расхода подается на участок очистки конденсата продуктов сгорания (на рис. 1 не показан), где производят его обработку по известной технологии. Очищенный конденсат продуктов сгорания подают в ПНД 18 и далее в деаэратор 15 (либо сразу в 15). Из деаэратора 15 поток чистого конденсата подают питательным насосом 16 в подогреватель высокого давления 17, а из него в котел 1.

Таким образом, утилизируемое в конденсационном теплообменнике тепло продуктов сгорания экономит топливо, расходуемое в технологической схеме электростанции на подогрев станционного конденсата перед деаэратором и в самом деаэраторе.

Конденсационный теплообменник устанавливают в камере 35 на стыке котла 27 с газоходом (рис. 2в). Тепловую нагрузку конденсационного теплообменника регулируют байпасированием, т. е. отводом части горячих газов помимо конденсационного теплообменника через байпасный канал 37 дроссель-клапаном (шибером) 36.

Простейшей была бы традиционная схема: конденсационный экономайзер, точнее хвостовые секции экономайзера котла, типа газовый подогреватель, но работающие в конденсационном режиме, т. е. с охлаждением продуктов сгорания ниже температуры точки росы. Но при этом возникают трудности конструктивного и эксплуатационного плана (обслуживание и пр.), требующие специальных решений.

Применимы различные типы теплообменников: кожухотрубные, прямотрубные, с накатанными ребрами, пластинчатые или эффективная конструкция с новой формой теплообменной поверхности с малым радиусом гиба (регенератор РГ-10, НПЦ «Анод»). В данной схеме в качестве конденсационного теплообменника приняты теплообменные блоки-секции на базе биметаллического калорифера марки ВНВ123-412-50АТЗ (ОАО «Калориферный завод», Кострома).

Выбор компоновки секций и подключения по воде и газам позволяют варьировать и обеспечивать скорости воды и газов в рекомендуемых пределах (1–4 м/с) . Газоход, камера, газовый тракт выполняются из коррозионно-стойких материалов, покрытий, в частности нержавеющих сталей, пластиков – это общепринятая практика.

* Потери тепла с химической неполнотой сгорания отсутствуют.

Особенности глубокой утилизации с конденсационным теплообменником

Высокая эффективность технологии позволяет в широких пределах регулировать тепловую мощность системы, сохраняя ее рентабельность: степень байпасирования, температуру продуктов сгорания за конденсационным теплообменником и пр. Тепловую нагрузку конденсационного теплообменника QУТ и, соответственно, количество конденсата, подаваемое в него из коллектора 22 (рис. 1), определяют как оптимальную (а не обязательно максимальную) по технико-экономическим расчетам и конструктивным соображениям с учетом режимных параметров, возможностей и условий технологической схемы котла и станции в целом.

После контакта с продуктами сгорания природного газа конденсат сохраняет высокое качество и нуждается в простой и недорогой очистке – декарбонизации (и то не всегда) и дегазации. После обработки на участке химводоподготовки (не показан) конденсат насосом через регулятор расхода подается в конденсатную линию станции – на деаэратор, а после него в котел. Если конденсат не используется, его сливают в канализацию.

В узле сбора и обработки конденсата (рис. 1, поз. 8, 10, рис. 2, поз. 23–26) применяют известное штатное оборудование систем глубокой утилизации (см., например, ).

В установке вырабатывается большое количество избыточной воды (конденсата водяных паров от сгорания углеводородов и дутьевого воздуха), поэтому система не нуждается в подпитке.

Температура продуктов сгорания на выходе из конденсационного теплообменника Т 2УХ определяется условием конденсации водяных паров в уходящих продуктах сгорания (в диапазоне 40–45 0 С).

С целью исключения выпадения конденсата в газовом тракте и особенно в дымовой трубе предусматривается байпасирование, т. е. перепуск части продуктов сгорания по обводному каналу помимо узла глубокой утилизации так, чтобы температура смеси газов за ним была в пределах 70–90 0 С. Байпасирование ухудшает все показатели процесса. Оптимальный режим – работа с байпасированием в холодное время года, а летом, когда опасности конденсации и обледенения нет, – без него.

Температура уходящих газов котлов (обычно 110–130 0 С) позволяет нагревать конденсат в конденсационном теплообменнике перед деаэратором до требуемых 90–100 0 С. Таким образом, удовлетворяются требования технологии по температурам: и нагрева конденсата (порядка 90 0 С), и охлаждения продуктов сгорания (до 40 0 С) до конденсации.

Сравнение технологий утилизации тепла продуктов сгорания

Принимая решение по утилизации тепла продуктов сгорания котла, следует сравнивать эффективности предлагаемой системы глубокой утилизации и традиционной схемы с газовым подогревателем как ближайшего аналога и конкурента.

Для нашего примера (см. справку 1) мы получили при глубокой утилизации количество утилизируемого тепла Q УТ равным 976 кВт.

Принимаем температуру конденсата на входе в газовый подогреватель конденсата 60 0 С (см. выше), при этом температура продуктов сгорания на выходе из него как минимум 80 0 С. Тогда утилизируемое в газовом подогревателе тепло продуктов сгорания, т. е. экономия тепла, будет равна 289 кВт , что в 3,4 раза меньше, чем в системе глубокой утилизации. Таким образом, «цена вопроса» в нашем примере 687 кВт, или, в годовом исчислении, 594 490 м 3 газа (при КИМ = 0,85) стоимостью около 3 млн руб. Выигрыш будет расти с мощностью котла.

Достоинства технологии глубокой утилизации

В заключение можно сделать выводы, что, помимо энергосбережения, при глубокой утилизации продуктов сгорания котла электростанции достигаются следующие результаты:

снижение эмиссии токсичных окислов CO и NOx, обеспечение экологической чистоты процесса;
получение дополнительной, избыточной воды и исключение тем самым потребности в подпиточной воде котла;
конденсация водяных паров продуктов сгорания локализуется в одном месте – в конденсационном теплообменнике. Не считая незначительного брызгоуноса после каплеуловителя, исключается выпадение конденсата в последующем газовом тракте и связанные с этим разрушение газоходов от коррозионного воздействия влаги, образование наледи в тракте и особенно в дымовой трубе;
необязательным в ряде случаев становится применение водо-водяного теплообменника; отпадает необходимость в рециркуляции: подмешивании части горячих газов к охлажденным (или нагретого конденсата к холодному) в целях повышения температуры уходящих продуктов сгорания для предотвращения конденсации в газовом тракте и дымовой трубе (экономия энергии, средств).

Литература

Шадек Е., Маршак Б., Анохин А., Горшков В. Глубокая утилизация тепла отходящих газов теплогенераторов // Промышленные и отопительные котельные и мини-ТЭЦ. 2014. № 2 (23).
Шадек Е. Тригенерация как технология экономии энергоресурсов // Энергосбережение. 2015. № 2.
Шадек Е., Маршак Б., Крыкин И., Горшков В. Конденсационный теплообменник-утилизатор – модернизация котельных установок // Промышленные и отопительные котельные и мини-ТЭЦ. 2014. № 3 (24).
Кудинов А. Энергосбережение в теплогенерирующих установках. М. : Машиностроение, 2012.
Равич М. Упрощенная методика теплотехнических расчётов. М. : Изд-во АН СССР, 1958.
Березинец П., Ольховский Г. Перспективные технологии и энергоустановки для производства тепловой и электрической энергии. Раздел шестой. 6.2 газотурбинные и парогазовые установки. 6.2.2. Парогазовые установки. ОАО «ВТИ». «Современные природоохранные технологии в энергетике». Информационный сборник под ред. В. Я. Путилова. М. : Издательский дом МЭИ, 2007.

1 Первоисточник данных: обследования водогрейных котлов (11 шт. в трех котельных тепловых сетей), сбор и обработка материалов .

2 Методика расчета, в частности Q УТ, приведена в .

Методы утилизации тепла. Дымовые газы, покидающие рабочее пространство печей, имеют весьма высокую температуру и поэтому уносят с собой значительное количество тепла. В мартеновских печах, например, из рабочего пространства с дымовыми газами уносится около 80 % всего тепла поданного в рабочее пространство, в нагревательных печах около 60 %. Из рабочего пространства печей дымовые газы уносят с собой тем больше тепла, чем выше их температура и чем ниже коэффициент использования тепла в печи. В связи с этим целесообразно обеспечивать утилизацию тепла отходящих дымовых газов, которая может быть выполнена принципиально двумя методами: с возвратом части тепла, отобранного у дымовых газов, обратно в печь и без возврата этого тепла в печь. Для осуществления первого метода необходимо тепло, отобранное у дыма, передать идущим в печь газу и воздуху (или только воздуху)-Для достижения этой цели широко используют теплообменники рекуперативного и регенеративного типов, применение которых позволяет повысить к. п. д. печного агрегата, увеличу температуру горения и сэкономить топливо. При втором методе утилизации тепло отходящих дымовых газов используется в теплосиловых котельных и турбинных установках, чем достигается существенная экономия топлива.

В отдельных случаях оба описанных метода утилизации тепла отходящих дымовых газов используются одновременна Это делается тогда, когда температура дымовых газов поеле теплообменников регенеративного или рекуперативного типа остается достаточно высокой и целесообразна дальнейшая утилизация тепла в теплосиловых установках. Так, например, в мартенсвских печах температура дымовых газов после регенераторов вставляет 750-800 °С, поэтому их повторно используют в котлах-утилизаторах.

Рассмотрим подробнее вопрос утилизации тепла отходящих дымовых газов с возвратом части их тепла в печь.

Следует прежде всего отметить, что единица тепла, отобранная у дыма и вносимая в печь воздухом или газом (единица физического тепла), оказывается значительно ценнее единиц тепла, полученной в печи в результате сгорания топлива (единицы химического тепла), так как тепло подогретого воздуха (газа) не влечет за собой потерь тепла с дымовыми газами. Ценность еди- ницы физического тепла тем больше, чем ниже коэффициент ис- пользования топлива и чем выше температура отходящих дымовых газов.

Для нормальной работы печи следует каждый час в рабочее пространство подавать необходимое количество тепла. В Э то количество тепла входит не только тепло топлива Q х, но и тепло подогретого воздуха или газа Q Ф, т. е. Q Σ = Q х + Q ф

Ясно, что при Q Σ = сопst увеличение Q ф позволит Уменьшить Q х. Иными словами, утилизация тепла отходящих дымовых газов позволяет достичь экономии топлива, которая зависит от степени утилизации тепла дымовых газов

R = Н в / Н д

где Н в и Н д - соответственно энтальпия подогретого воздуха и отходящих из рабочего пространства дымовых газов, кВт или

кДж/период.

Степень утилизации тепла может быть также названа КРД рекуператора (регенератора), %

кпд р = (Н в / Н д) 100%.

Зная величину степени утилизации тепла, можно Определить экономию топлива по следующему выражению:

где Н " д и Н д - соответственно энтальпия дымовых газов при температуре горения и покидающих печь.

Кроме экономии топлива, применение подогрева воздуха (газа) сопровождается увеличением калориметрической температуры горения Т к, что может являться основной целью рекуперации при отоплении печей топливом с низкой теплотой сгорания.

Повышение Q Ф при приводит к увеличению температуры горения. Если необходимо обеспечить определенную величину Т к, то повышение температуры подогрева воздуха (газа), приводит к уменьшению величины , т. е. к снижению доли в топливной смеси газа с высокой теплотой сгорания.

Поскольку утилизация тепла позволяет значительно экономить топливо, целесообразно стремиться кмаксимально возможной, экономически оправданной степени утилизации. Однако необходимо сразу заметить, что утилизация не может быть полной, т. е. всегда R < 1. Это объясняется тем, что увеличение поверхности нагрева рационально только до определенных пределов, после которых оно уже приводит кочень незначительному выигрышу в экономии тепла.

Характеристика теплообменных устройств. Как уже указывалось, утилизацию тепла отходящих дымовых газов с возвратом их в печь можно осуществить в теплообменных устройствах регенеративного и рекуперативного типов. Регенеративные теплообменники работают при нестационарном тепловом состоянии, рекуперативные - при стационарном.

Теплообменники регенеративного типа имеют следующие основные недостатки:

1) не могут обеспечить постоянную температуру подогрева воздуха или газа, которая падает по мере остывания кирпичей насадки, что ограничивает возможность применения автоматического регулирования печи;

2) прекращение питания печи теплом при перекидке клапанов;

3) при подогреве топлива имеет место вынос газа через дымовую трубу, величина которого достигает 5-6 % полного расхода;

4) весьма большие объем и масса регенераторов;

5) неудобно расположены - располагают керамические регенераторы всегда под печами. Исключение составляют только кауперы, помещаемые около доменных печей.

Однако, несмотря на очень серьезные недостатки, регенеративные теплообменники иногда еще применяют на высокотемпературных печах (мартеновских и доменных печах, в нагревательных колодцах). Это объясняется тем, что регенераторы могут работать при весьма высокой температуре дымовых газов (1500-1600 °С). При такой температуре рекуператоры работать устойчиво пока не могут.

Рекуперативный принцип утилизации тепла отходящих дымовых газов более прогрессивен и совершенен. Рекуператоры обеспечивают постоянную температуру подогрева воздуха или газа и не требуют никаких перекидных устройств - это обеспечивает более ровный ход печи и большую возможность для автоматизации и контроля ее тепловой работы. В рекуператорах отсутствует вынос газа в дымовую трубу, они меньшего объема и массы. Однако рекуператорам свойственны и некоторые недостатки, основными из которых являются низкая огнестойкость (металлических рекуператоров) и низкая газоплотность (керамических рекуператоров).

Общая характеристика теплообмена в рекуператорах. Рассмотрим общую характеристику теплообмена в рекуператоре. Рекуператор представляет собой теплообменный аппарат, работающий в условиях стационарного теплового состояния, когда тепло постоянно передается от остывающих дымовых газов к нагревающемуся воздуху (газу) через разделительную стенку.

Полное количество тепла, переданного в рекуператоре, определяют по уравнению

Q = К Δt ср F ,

где К - суммарный коэффициент теплопередачи от дыма к воздуху (газу), характеризующий общий уровень теплопередачи в рекуператоре, Вт/(м 2 -К);

Δt ср - средняя (по всей поверхности нагрева) разность температур между дымовыми газами и воздухом (газом), К;

F - поверхность нагрева, через которую происходит передача тепла от дымовых газов к воздуху (газу), м 2 .

Теплопередача в рекуператорахвключает в себя три основные ступени передачи тепла: а) от дымовых газов к стенкам рекуперативных элементов; б) через разделительную стенку; в) от стенки к нагреваемому воздуху или газу.

На дымовой стороне рекуператора тепло от дымовых газов к стенке передается не только конвекцией, но и излучением. Следовательно, локальный коэффициент теплоотдачи на дымовой стороне равен

где - коэффициент теплоотдачи от дымовых газов к стенке

конвекцией, Вт/(м 2 ·°С);

Коэффициент теплоотдачи от дымовых газов к стенке

путем излучения, Вт/(м 2 ·°С).

Передача тепла через разделительную стенку зависит от теплового сопротивления стенки и состояния ее поверхности.

На воздушной стороне рекуператора при нагреве воздуха тепло от стенки к воздуху передается только конвекцией, при нагреве газа - конвекцией и излучением. Таким образом, при нагреве воздуха теплоотдача определяется локальным коэффициентом теплоотдачи конвекцией ; если нагревается газ, то коэффициент теплоотдачи

Все отмеченные локальные коэффициенты теплоотдачи объединены в суммарном коэффициенте теплопередачи

, Вт/(м 2 ·°С).

В трубчатых рекуператорах суммарный коэффициент теплопередачи следует определять для цилиндрической стенки (линейный коэффициент теплопередачи)

, Вт/(м·°С)

Коэффициент К называется коэффициентом теплопередачи трубы. Если же необходимо отнести количество тепла к площади внутренней или наружной поверхности трубы, то суммарные коэффициенты теплопередачи можно определить следующим образом:

где a 1 - коэффициент теплоотдачи на внутренней стороне

трубы, Вт/(м 2 ·°С);

a 2 - то же, на наружной стороне трубы, Вт/(м 2 ·°С);

r 1 и r 2 - соответственно радиусы внутренней и наружной

поверхностей трубы, м. В металлических рекуператорах можно пренебречь величиной теплового сопротивления стенки , и тогда суммарный коэффициент теплопередачи можно записать в следующем виде:

Вт/(м 2 ·°С)

Все локальные коэффициенты теплоотдачи, необходимые для определения величины К, можно получить на основании законов теплоотдачи конвекцией и излучением.

Поскольку между воздушной и дымовой сторонами рекуператора всегда есть перепад давлений, наличие неплотностей в рекуперативной насадке приводит к утечке воздуха, достигающей иногда 40-50%. Прососы резко снижают эффективность рекуперативных установок; чем больше прососанного воздуха, тем меньше доля тепла, полезно использованного в керамическом рекуператоре (см. ниже):

Утечка, % 0 25 60

Конечная температура дымовых газов,

°С 660 615 570

Температура подогрева воздуха, °С 895 820 770

КПД рекуператора (без учета по-

терь), % 100 84 73,5

Утечка воздуха влияет на величину локальных коэффициентов теплоотдачи, причем воздух, попавший в дымовые газы, не только

Рис. 4. Схемы движения газовых сред в теплообменниках рекуперативного типа

снижает их температуру, но и уменьшает процентное содержание С0 2 и Н 2 0, вследствие чего ухудшается излучательная способность газов.

Как при абсолютно газоплотном рекуператоре, так и при утечке локальные коэффициенты теплоотдачи меняются по поверхности нагрева, поэтому при расчете рекуператоров определяют отдельно величины локальных коэффициентов теплоотдачи для верха и низа и затем уже по усредненному значению находят суммарный коэффициент теплопередачи.

ЛИТЕРАТУРА

Б.А.Арутюнов, В.И. Миткалинный, С.Б. Старк. Металлургическая теплотехника, т.1, М, Металлургия, 1974, с.672
В.А.Кривандин и др. Металлургическая теплотехника, М, Металлургия, 1986, с.591
В.А.Кривандин, Б.Л. Марков. Металлургические печи, М, Металлургия, 1977, с.463
В.А.Кривандин, А.В.Егоров. Тепловая работа и конструкции печей черной металлургии, М, Металлургия, 1989, с.463