Зависимость эффективности преобразования энергетических потоков от удельного расхода воздуха в системе стабилизирующего охлаждения вращающейся печи для промышленного теплоснабжения Текст научной статьи по специальности «Электротехника, электронная техника, информационные технологии»

ЭЛЕКТРОТЕХНИКА И ЭНЕРГЕТИКА

УДК 697.34

ЗАВИСИМОСТЬ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРЕОБРАЗОВАНИЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ

ПОТОКОВ ОТ УДЕЛЬНОГО РАСХОДА ВОЗДУХА В СИСТЕМЕ СТАБИЛИЗИРУЮЩЕГО ОХЛАЖДЕНИЯ ВРАЩАЮЩЕЙСЯ ПЕЧИ ДЛЯ ПРОМЫШЛЕННОГО ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ

В. Д. ПЕТРАШ, И. В. ЧЕРНЫШЕВА

Учреждение образования «Одесская государственная академия строительства и архитектуры», Украина

Введение

Использование вторичных энергоресурсов (ВЭР), большие резервы которых имеются в промышленности производства строительных материалов в обжиговых печах, позволяет значительно повысить энергоэкономические, экологические и технологические характеристики промышленного и коммунально-бытового теплоснабжения. В наиболее энергоемких печах производства вяжущих и стеновых материалов коэффициент использования топлива в 2-3 раза меньше, чем в генераторах традиционного теплоснабжения. Потери теплоты в окружающую среду с боковой поверхности обычно не укрытой печи достигают 6-7 кВт/м2. При этом эффективность сжигания топлива в таких агрегатах не превышает 40 %, а потери теплоты с боковой поверхности достигают 10-30 % его общего расхода. Рациональное использование этого ресурса может значительно повысить энергоэкономичность промышленного теплоснабжения с соответствующим снижением загрязнения окружающей среды.

Весьма перспективным является применение теплонасосных технологий для энергосбережения в процессах производства строительных материалов во вращающихся печах с утилизацией низкотемпературных газовоздушных потоков. Логично, что минимизация термотрансформаторной компоненты в общем энергетическом потоке должна быть доминирующей в энергосбережении на этой основе. Следует отметить, что стабилизация установленного [1] теплового режима охлаждения печи в течение года является важной технико-экономической задачей, направленной на улучшение теплотехнического процесса и энергосбережение, прежде всего для зоны обжига.

Основная часть

С позиции более эффективного использования энергии стабилизирующего охлаждения печи недостатком ранее рассмотренной системы [2], [3] для промышленного теплоснабжения является то, что в указанной системе отсутствует функциональная возможность одновременной утилизации теплоты и использования энергии многочисленных вторичных и возобновляемых низкотемпературных источников.

Результатами исследования [3], [5] установлена целесообразность увеличения тепловой мощности разрабатываемых систем теплоснабжения за счет расширения использования энергетического ресурса низкопотенциальных источников в совмещенном процессе стабилизирующего охлаждения боковой поверхности вращающейся печи.

Система промышленного теплоснабжения (рис. 1) разработана [6] на основе усовершенствованной структурно-функциональной взаимосвязи ее исходных элементов. Поэтому главной целью в разработке и исследовании предложенной системы (рис. 1) явилось повышение технико-экономической эффективности теплоснабжения с расширением использования энергетического ресурса за счет увеличения глубины

доохлаждения теплоносителя низкопотенциальных источников и повышения надежности работы термотрансформаторного контура.

Рис. 1. Система теплоснабжения на основе термотрансформированной энергии стабилизирующего охлаждения печи и переохлаждения теплоносителя низкопотенциальных источников:

1 - укрытие печи; 2 - калорифер; 3 - вентилятор; 4 - конденсатор; 5 - испаритель;

6 - компрессор; 7 - бак-аккумулятор; 8 - насосы; 9 - регулятор расхода;

10,11 - соответственно, сбросной и заборный патрубки с трехходовыми регуляторами расхода; 12,14,15 - трехходовый регулятор расхода;

13 - рекперативный теплообменник

Исходная начальная вода из холодного питьевого водопровода с начальной температурой, которая в разные периоды года имеет различную температуру (5-25 °С), с помощью насоса 8 проходит через трехходовой регулятор расхода 12 и рекуперативный теплообменник 13, где охлаждается до температуры 2-5 °С за счет действия переохлажденной сбросной части циркулирующего энергоносителя в испарительном теплообменнике 5. Это позволяет снизить температуру начальной воды, температура которой в теплый период года достигает 25 °С (преимущественно в южных регионах Украины), после чего она поступает в калорифер 2. После охлаждения печи горячий воздух из теплообменника 5а поступает в калорифер 2 и нагревает воду.

Охлажденный рециркуляционный воздух после калорифера 2 с прохождением через испарительный теплообменник 5 доохлаждается, в том числе до уровня отрицательных температур, а после прохождения через патрубок 10 и охлаждения начальной воды до 2-5

°С удаляется в атмосферу и заменяется теплым газовоздушным потоком от низкпопотенциальных источников, поступая через заборный патрубок 11.

Автоматизированный процесс смешения переохлажденной части рециркуляционного потока и поступающего газовоздушного энергоносителя от низкпотенциальных источников обеспечивает установленную температуру рециркуляционного потока на входе в укрытие печи согласно [1] на уровне 5-10 °С.

С целью более эффективного использования теплоты охлаждения печи и энергии низкопотенциальных источников из обратной магистрали системы теплоснабжения вода поступает по трубопроводу через трехходовой регулятор 9 в калорифер 2 для стабилизации в нем гидравлического режима, а также параллельно основной частью поступает в конденсаторный теплообменник 4 для догрева циркулирующей воды в системе теплоснабжения.

В случае снижения мощности системы теплопотребления предусмотрена возможность аккумуляции теплоты в баке-аккумуляторе 7 с помощью регулирующего трехходового крана 15.

Технико-экономическая эффективность применения предложенной схемы теплоснабжения заключается в расширении теплоэнергетического потенциала анализируемой системы, которая позволяет улучшить энерго-экономические характеристики систем теплопотребления. Предложенная система может применяться без традиционного источника теплоты. Предварительно охлажденная исходная вода с постоянной температурой поддерживается на заданном постоянном низкотемпературном уровне на протяжении не только холодного, но и теплого периодов года. Следовательно, стабилизация установленной начальной температуры рециркуляционного воздуха на входе в укрытие печи поддерживается также на постоянном уровне независимо от изменения температуры окружающей среды в процессе автоматического смешивания переохлажденного рециркуляционного потока и газовоздушного теплоносителя от низкпотенциального источника. При этом в процессе прохождения постоянного расхода теплоносителя с необходимой интенсивностью охлаждения в воздушном контуре поддерживается требуемый теплотехнологический режим стабилизирующего охлаждения укрываемой поверхности вращающейся печи.

В процессе воздухоструйного воздействия тепловой поток с поверхности охлаждения вращающейся печи воспринимается рециркулирующей газовоздушной средой, в связи с чем справедлива зависимость

^ = ^(тп - О = ^Фп - О. 0)

Уравнение теплового баланса системы отбора теплоты по газовоздушному контуру в процессе охлаждения печи представляется в общем виде:

Q = Qп + Qнп, (2)

где Qп - тепловой поток, воспринятый с охлаждаемой поверхности вращающейся печи, Вт; Qнп - тепловой поток, поступающий от низкопотенциального источника, Вт.

Передача теплоты, воспринятой с поверхности печи, происходит в рекуперативных теплообменниках РТ1, РТ2, а также в испарителе И термотрансформаторного контура парокомпрессионного теплового насоса, в связи с чем

Q = Й>Т1 + &Т2 + ^, (3)

где QРТ1, QpТ2 - воспринятая теплота в утилизационных рекуперативных теплообменниках РТ1, РТ2, Вт; QИ - утилизируемый тепловой поток в испарителе И термотрансформаторного контура, Вт.

При этом утилизируемый тепловой поток в догревающем рекуперативном теплообменнике РТ1 определяется соответствующим расходом воздуха и перепадом температур:

^Т1 СпС1(їп ^піХ

(4)

где Gп - расход газовоздушной среды в циркуляционном контуре охлаждения печи, кг/с;

- температура газовоздушного потока после укрытия печи, °С; tп1 - температура циркуляционного потока после рекуперативного теплообменника РТ1, °С; с\ - средняя теплоемкость газовоздушной среды, Дж/(кг ^°С).

Аналогично тепловой поток, воспринятый в рекуперативном теплообменнике РТ2, определяется по зависимости

где їп2 - температура воздушного потока после регенеративного теплообменника РТ2, °С; с2 - средняя теплоемкость газовоздушной среды, Дж/(кг -°С).

Тепловой поток, воспринятый в испарителе И термотрансформаторного контура, может быть представлен в виде:

где ^х - температура доохлажденного газовоздушного потока после испарителя И, °С; сИ -средняя теплоемкость газовоздушной среды, Дж/(кг -°С).

Тепловой поток, поступающий от низкопотенциального источника, запишем в виде:

а энергию доохлаждения исходной холодной воды ^в сбросной частью газовоздушного потока Qcб в теплый период года в диапазоне температур (7хв - ^х1), °С, представим аналогично в следующей форме:

где у - часть газовоздушного потока, поступающая от низкопотенциального источника в компенсацию равновесной сбросной части общего рециркуляционного потока; ^ -температура воды, поступающей в рекуперативный теплообменник РТ3, °С; Лt -температурный перепад недоохлаждения исходной холодной воды относительно температуры сбросной части рециркуляционного потока, определяемый установленной поверхностью теплообменника РТ3, °С; ^п - температура газовоздушной среды, поступающей от низкопотенциального источника, °С; снп, свх - средняя теплоемкость газовоздушной среды при соответствующей температуре, Дж/(кг -°С).

Тепловой поток охлаждения печи и низкопотенциального источника в газовоздушном циркуляционном контуре системы теплоснабжения на основе зависимости (2) с учетом (4)-(8) записывается в обобщенном виде:

Температура доохлаждаемого газовоздушного потока после испарителя И термотрансформаторного контура определяется из зависимости (6) в следующем виде:

^Т2 СпС2(їп1 ^п2),

(5)

QИ = СпСИ (їп2 ївх ),

(6)

Q = уС с (ї - ї ),

кС-нп ✓ п нп V нп вх/’

(7)

^б = УСпСвх(їх1 -Аї - О

(8)

^в = Qп + Qнп = СпС1 (їп - їп1) + Спс2 (їп1 - їп2) + СпСИ (їп2 - Ґвх ) - уСпСвх (їх1 - - ївх ) + уСпСнп (їнп - ївх ).

(9)

Принимая во внимание, что воспринятый тепловой поток в конденсаторе Qк определяется тепловой мощностью испарителя QИ и приводной мощностью компрессора N

Qк = Qи + N, (11)

а коэффициент преобразования представляет отношение

ф=N (I2)

откуда N = —.

Ф

В результате воспринятый тепловой поток в испарителе согласно (11) представляется в следующем виде:

а,=а- а=а (1 -ф) (13)

С учетом зависимостей (10), (13) и соотношения (9) и принимая во внимание, что с1-2 ~ снп-вх, зависимость определения отбираемого общего теплового потока в рециркуляционном газовоздушном контуре анализируемой системы теплоснабжения (2) упрощается до вида:

а = ап + анп = Gпc[(tп - tп2) + y(tнп - tх1 + Дt)] + & ^ - ф) (14)

Тепловой поток, воспринятый нагреваемой водой в конденсаторе теплонасосной

установки, определяется мощностью тепловых потоков нагрева прямоточной воды и ее

рециркуляционной части из системы горячего водоснабжения, а с учетом того, что Gгв = PGхви Gрец = ^гв, приобретает следующий вид:

а = Gхвcв к: - tгв2 ) + ^Р(г1гв1 - tрец)], (15)

где Gхв - расход исходной холодной воды, нагреваемой в конденсаторе, кг/с; Gрец -расход рециркуляционной части абонентского теплоносителя, кг/с; tтъl - температура воды после конденсатора теплонасосного контура, °С; ^в2 - температура воды после регенеративного теплообменника РТ2, °С; ^ец - температура рециркуляционного потока из системы горячего водоснабжения, °С; д - коэффициент рециркуляции воды в системе горячего водоснабжения; св - средняя теплоемкость воды, Дж/(кг -°С).

Энергетическую эффективность преобразования сопряженных энергетических потоков в анализируемой системе теплоснабжения представим в виде зависимости коэффициента преобразования относительно определяющих исходных и режимных параметров.

Общий тепловой поток, отбираемый с поверхности печи и воспринятый от низкопотенциального источника согласно зависимости (2) с учетом (1) и (7), представим в виде:

а = ^с0п - О + У^Жп - О. (16)

Из равенства зависимостей (16) и (14) с учетом (15) после соответствующих преобразований зависимость действительного коэффициента преобразования приобретает окончательный вид:

ф = -

1 -

СпФп2 ~ ~ УГвх + Ух1 ~ УА*)

^хвСв [(Ггв1 - ^гв2) + ^Р(*гв1 - ^рец)]

(17)

Графическая интерпретация зависимости (17) представлена на рис. 2 при следующих исходных данных и режимных условиях работы системы:

с

- = 0,25; *н = 10 °С; ^ = 35 °С; у = 0,2; ^ =- 10 °С; ^ = 5 °С; & = 3 °С;

Гга1 = 50 °С; гтв2 = 35 °С; р = 1,0 °С; Грец = 30 °С. ф

Gп/Gх

Рис 2. Зависимость коэффициента преобразования от соотношения расходов греющего теплоносителя и нагреваемой среды:

- при ц = 0,2; — — - при ц = 0,25; — ■ — - при ц = 0,3

Заключение

1. Разработана новая рекуперативно-трансформаторная система с переохлаждением рециркуляционного потока охлаждения печи, которая повышает теплотехнологическую и энергетическую эффективность печных агрегатов, расширяя технико-экономическую эффективность промышленного теплоснабжения в совместном процессе интеграции теплоты охлаждения вращающейся печи и низкопотенциальных источников.

2. В результате аналитического исследования предложенной системы установлена новая обобщенная зависимость оценки эффективности преобразования интегрированных потоков, позволяющая анализировать и производить оценку индивидуального влияния исходных и режимных параметров и их рационального сочетания для достижения высокоэффективной работы предложенной системы теплоснабжения.

3. Установлено, что увеличение расхода газовоздушного потока при заданной мощности отбора теплоты с охлаждаемой поверхности печи приводит к возрастанию коэффициента преобразования в зависимости от реальных значений изменения рециркуляционной части теплоносителя в системе горячего водоснабжения.

4. Результаты исследования рациональной взаимосвязи исходных и режимных параметров создают основу для инженерной разработки предложенных систем теплоснабжения на основе стабилизирующего охлаждения вращающейся печи.

в

Литература

1.Петраш, В. Д. Теплоснабжение на основе утилизации энергии регулируемого охлажления вращающихся печей / В. Д. Петраш. - Одесса : ВМВ, 2006. - 288 с.

2. Петраш, В. Д. Патент на винахід № 88327. Система стабілізуючого охолодження печі на основі термотрансформації теплоти, яка утилізується / В. Д. Петраш, І. В. Сорокіна, Д. В. Басіст // Бюл. № 19, 2009 р. ДП «Український ін-т промислової власності», К.

3. Петраш, В. Д. Повышение энерготехнологической эффективности вращающейся печи и качества теплоснабжения на основе термотрансформаторного цикла утилизации теплоты / В. Д. Петраш, И. В. Сорокина, Д. В. Басист // Энерготехнология и ресурсосбережение : науч.-техн. журн. Ин-та газа НАН Украины. - К., 2008. - № 4. - С. 22-25.

4. Петраш, В. Д. Патент на корисну модель № 61472. Система теплопостачання на основі термотрансформації енергії стабілізуючого охолодження печі та низько потенціальних джерел / В. Д. Петраш, І. В. Чернишова // Бюл. № 14, 2011 р. - ДП «Український ін-т промислової власності», К.

5. Петраш, В. Д. Теплоснабжение на основе интеграции термотрансформированной энергии охлаждения печи и низкопотенциальных источников / В. Д. Петраш, И. В. Чернышева // Вентиляція, освітлення та теплогазопостачання : наук.-техн. зб. КНУБА. - Київ : КНУБА. - 2012. - Вип. № 16. - С. 84-92.

6. Дорофєєв, В. С. Патент на винахід № 101512. Система теплопостачання на основі термотрансформованої енергії охолодження печі та переохолодження теплоносія низькопотенціальних джерел / В. С. Дорофєєв [та інш.] // Бюл. № 7. - 2013 р. -ДП «Український ін-т промислової власності», К.

Получено 14.10.2013 г.