CC BY
16
МАШИНЫ, АГРЕГАТЫ И ПРОЦЕССЫ
УДК 621.43; 621.51
ИССЛЕДОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ СИСТЕМ РЕКУПЕРАЦИИ ТЕПЛОВЫХ ПОТЕРЬ С ТВЕРДОЙ ИЗОЛЯЦИЕЙ В МОБИЛЬНОЙ КОМПРЕССОРНОЙ УСТАНОВКЕ С РАЗНОЙ СТЕПЕНЬЮ ДАВЛЕНИЯ
А.М. Калашников, А.А. Капелюховская, Г.И. Чернов
Выполнен анализ влияния рабочего давления пропана и воды на величину внешних тепловых потерь кожухотрубного теплообменного аппарата системы рекуперации тепловых потерь на основе органического (пропанового/водяного) цикла Ренкина. Помимо этого, проведен сравнительный анализ эффективность изолирования различных участков внешней поверхности кожуха теплообменника. Анализ теплообменных процессов проводился в пакете ANSYS Fluent. Из полученных результатов видно, что существенное снижение тепловых потерь возникает только при изоляции первого участка в 25 % поверхности кожуха. После изолирования 50 % поверхности кожуха изменений в количестве тепловых потерь практически не возникает.
Ключевые слова: тепловые потери, теплообменный аппарат, изоляция.
Все без исключения производственные отрасли являются потребителями энергии, большая часть которой в виде тепла выбрасывается в окружающую среду. При этом используемые в промышленности технологические процессы характеризуются разными плотностями потоков подводимой и отводимой энергии, а также различным уровнем температурного потенциала отбросного тепла. Наиболее энергоёмкими промышленными отраслями с высоким уровнем тепловых потерь являются металлургия, химическое производство, производство цемента, металлообрабатывающие производства [1 - 3]. Например, на сталелитейных предприятиях крупнейшим потребителем энергии является плавильная печь. В ней тепловые потери составляют значительную часть расхода электроэнергии, в особенности в период выдержки металла, и могут достигать -35...40 % [3 - 6], что обусловлено функциональными особенностями печи. Возврат этой тепловой энергии в технологическую схему или на нужды предприятия могут существенно повысить эффективность всего предприятия [3, 7, 8].
Возврат отбросной тепловой энергии обратно в технологический цикл в виде механической или электрической энергии осуществляется с использованием систем рекуперации тепловых потерь (СРТП), одним из
372
основных элементов которых является теплообменный аппарат, собирающий и вводящий в СРТП отбросное тепло. Это значит, что эффективность системы рекуперации во многом зависит от эффективности рекуперативного теплообменника [9 - 10].
Эффективность теплообменного аппарата (ТА) определяется, с одной стороны, эффективностью передачи тепла от одного потока к другому, а с другой стороны - потерями тепла от теплообменного аппарата в окружающую среду. Внешние тепловые потери теплообменного аппарата определяются тем, что его поверхность имеет температуру, более высокую по отношению к окружающей среде. При этом температура может быть разной в различных частях теплообменника, т.е. интенсивность внешних тепловых потерь носит сегментный характер. Например, при противотоке в области подачи горячих газов она будет максимальна, на их выходе - минимальной. Учёт сегментного характера распределения внешних тепловых потерь при использовании изоляции может улучшить массогабаритные характеристики теплообменника без снижения его эффективности.
Величина внешних потерь теплообменника также зависти от внутренних процессов передачи тепла между вещественными потоками теплообменника. Одним из параметров потока, влияющих на величину внешних тепловых потерь, является его давление. В данной работе выполнен анализ влияния рабочего давления пропана и воды на величину внешних тепловых потерь кожухотрубного теплообменного аппарата СРТП на основе парового цикла Ренкина. Также проведен сравнительный анализ эффективности изолирования различных участков внешней поверхности кожуха теплообменника. Выбор данного типа теплообменника определился простотой его конструкции, способностью выдерживать высокие давления и температуры, а также тем, что его конструкция позволяет легче осуществлять тепловую изоляцию [11-12].
Объектом исследования являются рекуперативный противоточный кожухотрубный теплообменный аппарат, имеющий длину 2,1 м (рис. 1).
В теплообменном аппарате используется два теплоносителя: нагревающий - газа, нагреваемый - пропан/воды. Схема движения теплоносителей - противоток.
Анализ теплообменных процессов в рекуперативном ТА проводился на базе уравнений, содержащиеся в пакете ANSYS Fluent. При моделирование теплообменных процессов были приняты следующие граничные условия: температура горячего воздуха на входе Тг равная 600оС; температура пропана/воды на входе ТВ равна 16оС; внешняя температура окружающей среды Тн равна 20оС. Коэффициент теплоотдачи а между окружающей средой и внешней поверхностью ТА считается постоянным. Схема ТА представлена на рис. 1. Рисунок содержит указания входа и выхода потоков газа и пропана/воды.
Внутри кожуха теплообменного аппарата располагается трубный пучок, состоящий из 37 трубок диаметром 6 мм с толщиной стенки 1 мм. Длина трубок равна 2000 мм. Кожух имеет диаметр 63 мм, с толщиной
стенки 1,5 мм. Трубный пучек с двух сторон ограничен трубными решетками. Центры трубок расположены на линии очерчивающей форму правильного шестиугольника. Для подвода и отвода пропана/воды (пара) имеются крышки в которых выполнены патрубки.
По длине теплообменного аппарата равномерно расположены вертикальных перегородок, с шагом 200 мм, имеющих толщину 2 мм. Перегородки выполняют функцию перераспределения потока газа по сечению аппарата вдоль его длины с целью устранения застойных зон и организации эффективного теплообмена.
20GC
Рис. 1. Конструкция теплообменного аппарата
Проведение анализа. Численное решение в среде ANSYS - Fluent рассматриваемого объекта состоит из следующих этапов.
1. Подготовка геометрических моделей ТА в SolidWorks с различной толщиной теплоизоляционного слоя (рис. 2).
2. Импорт полученной геометрии в AnsysFluent, раздел Geometry (рис. 3).
3. Построение сетки расчетной области с последующим контролем качества построенной сетки (Meshing). Для описания явлений, происходящих в ТА, необходимо обеспечить определенное значение безразмерного коэффициента высоты первой пристеночной ячейки (рис. 4).
4. Наложение граничных и начальных условий.
4.1. В разделе Model задаются параметры используемых в расчете моделей:
а) задается модель RNGk-epsilon, использующая уравнения переноса турбулентной кинетической энергии к и её скорости диссипации £ (1) -(2). Так же необходимо указать поверхности участвующие в процессе теплового излучения и выполнить расчет угловых коэффициентов;
б) подключается модель теплообмена, использующая уравнение переноса энергии в текучей среде - дифференциальное уравнение конвективного теплообмена Фурье-Кирхгофа.
рс (j^ + (v ■ V)r) = div[X ■ grad(T)] + qv + /¿Ф — p ■ div(v), (1)
где p - плотность; с - удельная массовая теплоемкость; t - время; v - вектор скорости движения вещества; X - коэффициент теплопроводности вещества; qv - источниковый член уравнения, выражающий изменение энергии под действием внутренних источников теплоты; ¡1 - динамический коэффициент вязкости; Ф - диссипативная функция;
374
в) задается модель фазового состояния VolumeofFluent с зональными дискретизациями ZonalDiscretizatюn, двумя эйлеровыми фазами и с учетом неявной силы тяжести ImplicitBodyForce.
4.2. Зонам присваиваются созданные материалы с установленными температурно-зависимыми свойствами (помимо этого выставляем значения молярной массы).
4.3. Настраиваем фазовое взаимодействие PhaseInteraction: массовый перенос MassTransfer и поверхностное натяжение SurfaceTensionв зависимости от температуры, по жидкой фазе.
4.4. Задаются граничные условия потоков пропана/воды и газа.
4.5. Устанавливаются настройки мониторинга расчета.
4.6. Выставляются параметры расчета, с учетом контроля числа Куранта.
5. Запуск расчета.
6. Обработка результатов проведенного расчета.
2 - горячий воздух; 3 - корпус теплообменника
Рис. 4. Сеточная модель расчетной геометрии теплообменника
375
Представленная методология проведения численного анализа в ANSYS Fluent, реализованная для продольной половины ТА с целью уменьшения нагрузки на используемую для проведения расчета машину, включает в себя функцию symmetry, позволяющую выполнять расчет с учетом зеркальности относительно указанной плоскости.
На рис. 5 представлены линии скорости газа внутри рекуперативного ТА.
Рис. 5. Линии скорости газа (от входных патрубков)
На полученном изображении видно, что линии скорости газа движутся зигзагообразно, перетекая из одной секции ТА в другую из-за установленных перегородок, которые способствуют более эффективному теплообмену между газом и нагреваемо жидким пропаном высокого давления.
На рис. 6 представлено распределение температуры газа внутри рекуперативного ТА.
Temperature
Contour 1 [С]
Рис. 6. Распределения температуры газа в сечении (охлаждающая среда - пропан)
Из рис. 6 видно, что наибольшая температура газа (~603 оС) установилась в первом сегменте ТА, в котором происходит подача газа. При этом меньшая температура (~18 оС) установилась в последнем сегменте ТА на выходе газа. Минимальное значение температуры газа говорит о том, что он охладился до температуры пропана на входе в ТА.
На рис. 7 представлены распределения температуры газа в поперечных сечениях на входе и на выходе из ТА.
376
а б
Рис. 7. Распределения температуры газа в поперечном сечении (охлаждающая среда - пропан, цветовой градиент согласно рис. 8 - от 17,92 до 602,5 оС): а - на входе в теплообменник; б - на выходе из теплообменника
На рис. 8 представлено распределение температуры на внешней поверхности кожуха рекуперативного ТА.
Рис. 8. Распределения температуры на внешней поверхности кожуха рекуперативного теплообменника (охлаждающая среда - пропан)
На рис. 9 представлено распределение температуры на внешней поверхности трубного пучка с пропаном при температуре 20 оС на входе.
Рис. 9. Распределения температуры на внешней поверхности трубного пучка (охлаждающая среда - пропан)
На рис. 10 представлено распределение температуры в продольном сечении теплоизоляционного слоя [13 - 28], перекрывающей 50 % внешней поверхности кожуха ТА.
На рис. 11 - 12 представлены зависимости относительных тепловых потерь с внешней поверхности кожуха рекуперативного ТА от избыточного давления пропана и воды при разной степени изолированности (толщина изоляции 20 мм).
Тетрега1иго
Солим 1 [С]
Рис. 10. Распределения температуры в продольном сечении теплоизоляционного слоя, при 50 % покрытия кожуха (охлаждающая среда - пропан)
1 2 3 4 5
/ /
у7^ / /
ч / / / / /
• — .г
30 55 80 105 130
Давление воды, атм
Рис. 11. Зависимость относительных тепловых потерь [%] с внешней поверхности кожуха рекуперативного ТА от избыточного давления пропана при разной степени изолирования кожуха и без изоляции: 1 - 0 %; 2 - 25 %; 3 - 50 %; 4 - 75 %; 5 -100 %
35
5 30
25
20
15
10
1 2 3 4 5
: 'Чч / / /
7 /
----- =5 .
25
50
75
100 125 150
Давление воды, атм
Рис. 12. Зависимость относительных тепловых потерь [%] с внешней поверхности кожуха рекуперативного ТА от избыточного давления воды при разной степени изолирования кожуха и без изоляции: 1 - 0 %; 2 - 25 %; 3 - 50 %; 4 - 75 %; 5 -100 %
На рис. 11 - 12 видно, что с ростом рабочего давления пропана/воды происходит уменьшение тепловых потерь. Особенно существенное изменение возникает в случае, когда теплоизоляция отсутствует.
На рис. 13 - 14 представлен график среднего значения температуры на внешней поверхности ТА.
400
0
I350
а.
1 300
¡S
250 200 150 100 50
1 2 3 4 L.
/ / / /
Ч\\\ "л ^ Л \\ч V.
ч/ч
Л Ja-^"4"*' г - ^ -
0,00
0,50
1,00 1,50 2,00
Длина внешней поверхности ТА, м
Рис. 13. График зависимости распределения температуры на внешней поверхности рекуперативного ТА по его длине (при 35 атмосферах, охлаждающая среда - пропан): 1 - 0 %; 2 - 25 %; 3 - 50 %; 4 - 75 %;
5 -100 %
350
V
«5
|зоо
а. и с
¡S 250 200 150 100 50
1 2 3 4 5_
" ---X \
\ \
V\ •• ч Nv1 /
\ Л ' < - '
'•--i
0,00
0,50
1,00
1,50 2,00
Длина внешней поверхности ТА, м
Рис. 14. График зависимости распределения температуры на внешней поверхности рекуперативного ТА по его длине (при 35 атмосферах, охлаждающая среда - вода): 1 - 0 %; 2 - 25 %; 3 - 50 %; 4 - 75 %; 5 -100 %
Из рис. 13 - 14 видно, что первая четверть внешней поверхности ТА характеризуется наиболее высокими тепловыми потоками. При этом изолирование второй половины внешней поверхности ТА существенного влияния на значение тепловых потерь не оказывает для обоих охлаждающих сред - воды и пропана.
На рис. 15 - 16 представлен график зависимости тепловых потерь в процентных соотношениях от степени изоляции кожуха ТА при различных температурах газа на входе и рабочих давлениях пропана и воды.
1 2 3 4 5
/ /
ч ■ ч / / / / /
N. / \ у'
•
:
О 20 40 60 80 100
Степень изолированности кожуха, %
Рис. 15. График зависимости тепловых потерь от степени изолированности кожуха ТА (охлаждающая среда - пропан): 1 - Рп=30 атм; 2 - Рп=55 атм; 3 - Рп=70 атм; 4 - Рп=100 атм;
5 - Рп=150 атм
35
# Я
о.
I 30 с
1 8
I 25 н
20 15 10
5
0 20 40 60 80 100
Степень изолированности кожуха, %
Рис. 16. График зависимости тепловых потерь от степени изолированности кожуха ТА (охлаждающая среда - пропан): 1 - Рп=1 атм; 2 - Рп=30 атм; 3 - Рп=55 атм; 4 - Рп=70 атм;
5 - Рп=100 атм; 6 - Рп=150 атм
Из представленных на рис. 15 - 16 графиков видно, что существенное снижение тепловых потерь возникает только при изоляции первого участка в 25 % поверхности кожуха. После изолирования 50 % поверхности кожуха изменений в количестве тепловых потерь практически не возникает. На основе графиков рис. 15 - 16 также можно сделать вывод, что с ростом избыточного давления пропана/воды величина тепловых потерь уменьшается с ~19 до ~8 % и воды с ~35 до ~6 % при изменении степени
изолирования поверхности кожуха с 0 до 100 % и изменения давления пропана с 30 до 150 атмосфер и воды с 1 до 150 атмосфер соответственно. Это объясняется тем, что рост давления пропана/воды приводит к увеличению её температуры кипения, а значит, и участка нагрева пропана и воды с высокой теплоёмкостью. Последнее увеличивает тепловой поток, воспринимаемый пропаном/водой от горячего газа, а следовательно, приводит к уменьшению внешних тепловых потерь.
Выводы. В работе представлены результаты численного анализа влияния избыточного давления пропана и воды и степени изоляции наружной поверхности теплообменника на величину относительных внешних тепловых потерь. Расчёт выполнен в среде Ansys (FluidFlow -Fluent). Анализ результатов показал, что с ростом давления пропана величина внешних потерь уменьшается, но при значениях более 80 атм существенного влияния рост давления на эффективность не оказывает, что говорит о том, что дальнейшее увеличения давления пропана/воды не целесообразно. Также показано, что максимальный прирост эффективности тепловой изоляции имеет место на участке подачи горячего газа (25 % изолированной поверхности).
Список литературы
1. Waste heat recovery technologies and applications / H. Jouhara, N. Khordehgah, S. Almahmoud, B. Delpech, A. Chauhan, S.A. Tassou // Thermal Science and Engineering Progress. 2018. Vol. 6. P. 268-289.
2. Miró L., Gasia J., LCabeza L.F Thermal energy storage (TES) for industrial waste heat (IWH) recovery: A review // Applied Energy. 2016. Vol. 179. P. 284-301.
3. McKenna R.C., Norman J.B. Spatial modelling of industrial heat loads and recovery potentials in the UK // Energy Policy. 2010. Vol. 38. P. 58785791.
4. Hada B., Malinowski Z., Rywotycki M. Energy losses from the furnace chamber walls during heating and heat treatment of heavy forgings // Energy. 2017. Vol. 139. P. 298-314.
5. Josué Contreras-Serna, Carlos I. Rivera-Solorio, Marco A. Herrera-García. Study of heat transfer in a tubular-panel cooling system in the wall of an electric arc furnace // Applied Thermal Engineering. 2019. Vol. 148. P. 43-56.
6. Луценко В.Т., Павлов В.А., Докшицкая А.И. Дуговая сталелитейная печь. Екатеринбург.: ГОУ-ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 41 с.
7. Rieder de Oliveira Neto, César Adolfo Rodriguez Sotomonte, Christian J.R. Coronado, Marco A.R. Nascimento. Technical and economic analyses of waste heat energy recovery from internal combustion engines by the Organic Rankine Cycle // Energy Conversion and Management. 2016. Vol. 129. P. 168— 179.
8. Carcasci C., Winchler L. Thermodynamic analysis of an Organic Rankine Cycle for waste heat recovery from an aeroderivative intercooled gas turbine // Energy Procedia. 2016. Vol. 101. P. 862 - 869.
9. Yusha V.L., Chernov G.I., Kalashnikov A.M. The efficiency comparative analysis of the mobile compressor unit heat losses recovery system flow part elements thermal insulation different types // AIP Conference Proceedings. 2018. Vol. 2007. Issue 1. P. 030029-1-030029-9.
10. Yusha V.L., Chernov G.I., Kalashnikov A.M. Analysis of the thermal efficiency of solid and vacuum thermal insulation in an exchanger of the heat losses recovery system in mobile compressor units // AIP Conference Proceedings. 2019. Vol. 2141. Issue 1. P. 8.
11. Chernov G.I., Yusha and V.L. Kalashnikov A.M. The heat losses recovery system efficiency analysis of the mobile compressor unit with the additional cooling loop // Oil and Gas Engineering, aIp Conference Procedings 2007, edited by A.V. Myshljavcev et al. Omsk, OSTU, 2018. P. 8.
12. Chernov G.I., Yusha V.L., Sherban K.V., Kalashnikov A.M., Phys J. 858, 2017. P. 226- 232.
13. Physical Quantities / A.P. Babichev [et al.] // Energoatomizdat. Moscow, 1991.
14. Yusha V.L., Chernov G.I., Kalashnikov A.M. The study of the mobile compressor unit heat losses recovery system waste heat exchanger thermal insulation types influence on the operational efficiency // Oil and Gas Engineering, AIP Conference Procedings 1876, edited by A.V. Myshljavcev [et al.]. Omsk, OSTU. 2017. P. 8.
15. Jiankun Yang, Marcelo Igor Lourenfo and Segen F. Estefen. International Journal of Pressure Vessels and Piping. 2018. 168. P. 100-109.
16. Stefano Fantucci, Alice Lorenzati, Alfonso Capozzoli and Marco Perino. Energy and Buildings. 2019. 183. P. 64-74.
17. Zoltan Pasztory, Tibor Horvath, Samuel V. Glass, Samuel Zelinka. Energy and Buildings. 2018. 174. P. 26-30.
18. Choi Bongsu, Tae-Ho Song. Energy and Buildings. 2017. 134. P. 52-60.
19. Al-Neama R.A. F., Kapur N., Summersa J., Thompson H.M. Appl. Therm. Eng. 2017. 116. P. 709-723.
20. Ghania I. Ali, Nor A. CheSidik, Mamatd R., Najafi G., Kenc T.L., Asakoc Y., Wan M.A. AzizJapar, International Journal of Heat and Mass Transfer. 2017. 114. P. 640-655.
21. Low temperature district heating for future energy systems / D. Schmidt, A. Kallert, M. Blesl, S. Svendsen, H. Li, N. Nord, K. Sipilä // 5th International Symposium on District Heating and Cooling, DHC15. Energy Procedia 116. Edited by R. Ulseth. Elsevier, Seoul, South Korea, 2016. P. 26-38.
22. Jin-Hee Kim, Boafo F.E., Sang-Myung Kim and Jun-Tae Kim. Case Studies in Construction Materials. 2017. 7. P. 329-335.
23. Liang Y., Wu H., Huang G., Yang J. and Wang H. Energy and Buildings. 2017. 154. P. 606-617.
24. Choi B., Yeo I., Lee J., Kang W. K., Tae-Ho Song, Int. J. Heat Mass Transfer. 2016. 102. P. 902-910.
25.Ba§ogul Y., Demircan C., Kefeba§ A., Appl. Therm. Eng., 2016. 101. P. 121-130.
26. Berge A., Adl-Zarrabi B. Long term performance of vacuum insulation panels in hybrid insulation district heating pipes // 15th International Symposium on District Heating and Cooling, Energy Procedia. 116. Edited by R. Ulseth. Elsevier, Seoul, South Korea, 2016. P. 334-342.
27. Berge A., Hagentoft C., Adl-Zarrabi B., Renew. Energ. 2016. 87. P. 1130-1138.
28. Berge A., Adl-Zarrabi B., Hagentoft C-E. Assessing the thermal performance of district heating twin pipes with vacuum insulation panels // 6th International Building Physics Conference 78. Edited by M. Perino. Elsevier, Torino, 2015. P. 382-387.
Калашников Александр Михайлович, ассистент, kalashnikov_omgtu@,mail. ru, Россия, Омск, Омский государственный технический университет,
Капелюховская Александра Александровна, ассистент, shipunovaaamail.ru, Россия, Омск, Омский государственный технический университет,
Чернов Герман Игоревич, канд. техн. наук, доцент, gi_chernov2002a mail.ru, Россия, Омск, Омский государственный технический университет
STUDY OF EFFICIENCY OF HEAT EXCHANGE UNITS OF HEAT LOSS RECOVERY SYSTEMS WITH SOLID INSULATION IN MOBILE COMPRESSOR UNIT
WITH DIFFERENT PRESSURE RA TE
A.M. Kalashnikov, A.A. Kapelyukhovskaya, G.I. Chernov
In this paper, we analyze the effect of the working pressure of propane and water on the value of the external heat loss of the shell-and-tube heat exchanger of the heat loss recovery system based on the organic (propane / water) Rankine cycle. In addition, a comparative analysis of the insulation efficiency of various sections of the outer surface of the heat exchanger casing was carried out. Analysis of heat transfer processes was carried out in the ANSYS Fluent package. From the obtained results it is seen that a significant decrease in thermal occurs only when the first section is insulated in 25% of the casing surface. After isolating 50% of the surface of the casing, there is practically no change in the amount of heat loss.
Key words: heat loss, heat exchanger, insulation.
Kalashnikov Alexander Mikhailovich, assistant, kalashnikov omgtua,mail.ru, Russia, Omsk, Omsk State Technical University,
Kapelyukhovskaya Alexandra Alexandrovna, assistant, shipunovaaa mail.ru, Russia, Omsk, Omsk State Technical University,
Chernov German Igorevich, candidate of technical sciences, docent, gi_chernov2002@mail.ru, Russia, Omsk, Omsk State Technical University
