ПІДВИЩЕННЯ ЕНЕРГОЕФЕКТИВНОСТІ ТЕС НА ПРИРОДНОМУ ГАЗІ ШЛЯХОМ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ

Кавун, Роман Олександрович

Please use this identifier to cite or link to this item: https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7179

Title:	ПІДВИЩЕННЯ ЕНЕРГОЕФЕКТИВНОСТІ ТЕС НА ПРИРОДНОМУ ГАЗІ ШЛЯХОМ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ
Authors:	Калейніков, Геннадій Євгенійович Кавун, Роман Олександрович
Keywords:	ТЕС;димові гази
Issue Date:	30-Jan-2026
Abstract:	Метою дослідження є розробка ефективної технології утилізації тепла димових газів ТЕС на природному газі з використанням повітря як середовища, що нагрівається, для підвищення повноти утилізації. Завдання дослідження: 1. Розробити нову технологію утилізації тепла димових газів із використанням повітря як нагріваного середовища. 2. Розробити алгоритм розрахунку та оптимізації конструкцій установок глибокої утилізації тепла димових газів. 3. Розробити методику проєктування установок глибокої утилізації тепла димових газів і запропонувати варіанти конструкцій для широкого діапазону продуктивності з визначенням сфер застосування й оцінкою економічної ефективності.
URI:	https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7179
Appears in Collections:	144 Теплоенергетика (Теплоенергетика)

Files in This Item:

File	Description	Size	Format
Кавун.pdf Restricted Access		4.61 MB	Adobe PDF	View/Open Request a copy

Show full item record

Extracted text

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Черкаський державний технологічний університет
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування
Кафедра енерготехнологій

„ЗАТВЕРДЖУЮ”
Завідувач кафедри Енерготехнологій
_______________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ
“___” ___ 2025 р.

МАГІСТЕРСЬКА КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА
на тему:
« ПІДВИЩЕННЯ ЕНЕРГОЕФЕКТИВНОСТІ ТЕС НА
ПРИРОДНОМУ ГАЗІ ШЛЯХОМ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ
ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ»

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА
код роботи МКР 25.144.88 ПЗ
Спеціальність 144 - Теплоенергетика

Виконавець роботи:
_________________________ Кавун Роман Олександрович ______________________
(підпис, дата)
Науковий керівник:
_________________Калейніков Г.Є., к.т.н., доц.__________________________
(підпис, дата)
Рецензент:
____________________________________________________________________
(підпис, дата)

Черкаси, 2025 р.

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Черкаський державний технологічний університет
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування
Кафедра енерготехнологій

„ЗАТВЕРДЖУЮ”
Завідувач кафедри Енерготехнологій
________________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ
“____” _____ 2025 р.

ЗАВДАННЯ
до магістерської кваліфікаційної роботи____ Кавун Роман Олександрович _______________
(прізвище, ім’я та по-батькові студента)
1. Тема «ПІДВИЩЕННЯ ЕНЕРГОЕФЕКТИВНОСТІ ТЕС НА ПРИРОДНОМУ ГАЗІ
ШЛЯХОМ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ»

затверджена наказом ректора університету від “15”вересня 2025 р., № 261/03-03

2. Термін здачі студентом завершеної роботи __12.12.2025____________________________
3. Вихідні дані: Технологія спалювання пилоподібного вугілля
4. Перелік питань, які повинні бути розроблені в роботі: 1. Розробити нову технологію
утилізації тепла димових газів із використанням повітря як нагріваного середовища.
2.Розробити алгоритм розрахунку та оптимізації конструкцій установок глибокої утилізації
тепла димових газів. 3. Розробити методику проєктування установок глибокої утилізації
тепла димових газів і запропонувати варіанти конструкцій для широкого діапазону
продуктивності з визначенням сфер застосування й оцінкою економічної ефективності.
5. Перелік графічного матеріалу: тема роботи, теоретичний потенціал утилізації тепла
димових газів, залежності витрати конденсату та потужності від кінцевої температури,
технологія глибокої утилізації тепла димових газів, параметри роботи установки з
регулюванням витрати димових газів, залежність потужності теплоутилизатора від
температури зовнішнього повітря при різних режимах регулювання, удосконалена технологія
глибокої утилізації тепла , висновки.
6. Консультанти з роботи з зазначенням розділів роботи, які їх стосуються
Підпис, дата
Розділ Консультант завдання видав завдання прийняв
Розділи 1-3 Калейніков Г.Є..
ОП та безпека в НС Цікановський В.Л.

7. Дата видачі завдання “_____”______. 2025 р.

Керівник _____________________
Завдання прийняв до виконання _________________
РЕФЕРАТ

Кваліфікаційна робота магістра Кавуна Романа Олександровича на тему
«ПІДВИЩЕННЯ ЕНЕРГОЕФЕКТИВНОСТІ ТЕС НА ПРИРОДНОМУ ГАЗІ
ШЛЯХОМ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ» містить 128
сторінок текстового документа, 43 використаних джерел, 35 малюнків.
Керівник – Калейніков С.А. к.т.н., доц.
Метою дослідження є розробка ефективної технології утилізації тепла
димових газів ТЕС на природному газі з використанням повітря як середовища,
що нагрівається, для підвищення повноти утилізації.
Завдання дослідження:
1. Розробити нову технологію утилізації тепла димових газів із
використанням повітря як нагріваного середовища.
2. Розробити алгоритм розрахунку та оптимізації конструкцій
установок глибокої утилізації тепла димових газів.
3. Розробити методику проєктування установок глибокої утилізації
тепла димових газів і запропонувати варіанти конструкцій для широкого
діапазону продуктивності з визначенням сфер застосування й оцінкою
економічної ефективності.

ЗМІСТ
ВСТУП 4
1.1. Енергетичний ресурс глибокої утилізації тепла димових газів 11
1.2. Аналіз існуючих технологій глибокої утилізації тепла димових газів 19
1.3. Використання повітря як середовища, що нагрівається, при глибокій
утилізації тепла димових газів 24
РОЗДІЛ 2. ТЕХНОЛОГІЯ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ
ГАЗІВ ІЗ ВИКОРИСТАННЯМ ПОВІТРЯ ЯК СЕРЕДОВИЩА, ЩО
НАГРІВАЄТЬСЯ 27
2.1. Опис технології 27
2.2. Аналіз режимів роботи 31
РОЗДІЛ 3. ОПТИМІЗАЦІЯ КОНСТРУКЦІЇ ЕЛЕМЕНТІВ УСТАНОВКИ
ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ 39
3.1. Оптимізація конструкції теплоутилізатора (зони конденсації) 39
3.2. Оптимізація конструкції рекуперативного теплообмінника 55
3.3. Удосконалення технології глибокої утилізації тепла димових газів 56
РОЗДІЛ 4. АЛГОРИТМ РОЗРАХУНКУ УСТАНОВКИ ГЛИБОКОЇ
УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ 60
4.1. Опис алгоритму розрахунку 60
4.2. Оцінка методів розрахунку коефіцієнта тепловіддачі та його вплив на
загальний коефіцієнт теплопередачі 67
РОЗДІЛ 5. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ АДЕКВАТНОСТІ
АЛГОРИТМУ РОЗРАХУНКУ 74
5.1. Дослідження на лабораторній установці 74
5.2. Обробка результатів експерименту 80
5.3. Дослідження на експериментальній установці ТЕЦ 85

МКР 25.144.88 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Кавун Зміст Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Калейніков
Реценз. магістерської роботи
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 6. МЕТОДИКА ТА РЕЗУЛЬТАТИ ПРОЄКТУВАННЯ
УСТАНОВОК ДЛЯ ГАЗОВИХ КОТЛІВ РІЗНОЇ ПОТУЖНОСТІ 90
6.1. Методика проєктування конденсаційних поверхневих пластинчастих
установок глибокої утилізації тепла димових газів із підігрівом повітря 90
6.2. Результати проєктування установок для великих, середніх і малих газових
котлів 91
РОЗДІЛ 7. ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА В НАДЗВИЧАЙНИХ
СИТУАЦІЯХ
7.1 Загальні вимоги безпеки під час експлуатації тепломеханічного
обладнання електростанцій, теплових мереж і тепловикористовувальних
установок
7.1.1. Територія, приміщення та робочі місця
7.1.2. Вимоги до обладнання
7.1.3. Вимоги до розпізнавального кольору трубопроводів і написів на них
7.1.4. Обслуговування обладнання
7.2 Вимоги безпечного обслуговування пристроїв теплової автоматики,
тепломеханічних вимірювань та захистів
ВИСНОВКИ 101
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ 102

ВСТУП
Актуальність теми. Утилізація тепла відхідних газів є одним з основних
способів підвищення ефективності енергетичних котлів ТЕС. Із початком
масового використання природного газу в котельних установках завдання
ефективного використання тепла димових газів набуло особливої важливості.
Однією з особливостей роботи теплової електростанції на природному газі або
іншому вуглеводневому паливі є підвищений вміст водяної пари в продуктах
згоряння.
В умовах конкурентного ринку частина станцій працює на зниженій
потужності, відповідно, об’єм димових газів значно менший за проєктний, а
швидкість їх руху в трубі зменшується. Низька швидкість димових газів у
газоходах та димовій трубі спричиняє конденсацію водяної пари (зволоження та,
взимку, промерзання стінок, утворення льоду). Це різко знижує надійність та
термін служби конструкцій. Щоб уникнути цієї небезпеки, доводиться
підвищувати температуру відхідних газів, що, на жаль, збільшує теплові втрати
котла.
Рішенням є глибока утилізація тепла, яка передбачає охолодження димових
газів нижче точки роси для цілеспрямованої конденсації пари. Цей процес
дозволяє утилізувати значну частину прихованого тепла пароутворення, а
отриманий конденсат може бути очищений та використаний для поповнення води
в енергетичному циклі або тепломережі. Осушення димових газів знижує точку
роси залишкової водяної пари й запобігає випадінню вологи в димовій трубі, що
призводить до зменшення витрат на її ремонт і подовження терміну служби.
Зазначений підхід можна застосовувати практично на будь-якому підприємстві,
де відбувається спалювання природного газу або іншого вуглеводневого палива.
Попри велику кількість наукових публікацій щодо утилізації тепла димових
газів та наявність розроблених конденсаційних теплоутилізаторів, більшість
газових котелень і енергетичних підприємств продовжують втрачати тепло й
рідко використовують його глибоку утилізацію. Це зумовлено низкою причин:
− відсутність універсальних методик розрахунку й проєктування
конденсаційних теплоутилізаторів;
− відсутність ефективних технологій утилізації тепла димових газів при
високій глибині утилізації (температура вихідних газів після конденсатора —
нижча за 20 °C);
− недостатнє опрацювання можливостей використання альтернативних
середовищ (не води) як теплоносія;
− недостатньо вивчене питання вибору оптимальної глибини утилізації
(температури охолодження димових газів);
− відсутність типових конструкторських розробок конденсаційних
поверхневих теплоутилізаторів пластинчастого типу, які є значно простішими й
дешевшими за оребрені біметалеві теплообмінники.
Ступінь дослідженості проблеми. Питанням утилізації тепла димових газів
почали активно займатися в Україні та за кордоном після широкого впровадження
котлів на природному газі в промисловості. Продукти згоряння природного газу
містять велику кількість водяної пари й мають значний потенціал для утилізації
тепла.
Утворилося кілька наукових шкіл, що вивчають процес конденсації пари з
парогазової суміші. Дослідження проводилися Київським НДІСТ — основна
увага приділялася контактним теплоутилізаторам. На сьогодні найбільше
поширення в Україні та за кордоном отримали контактні теплоутилізатори з
активним насадженням (КТАН).
Контактні та поверхневі теплообмінні апарати, які застосовуються для
глибокої утилізації тепла димових газів, як правило, використовують воду для
відведення теплоти. Наразі проєктовані та експлуатовані конденсаційні
теплоутилізатори мають невелику глибину утилізації: температура газів у
конденсаційній зоні знижується до 30–40 °C.
У Харківському політехнічному інституті розробляються поверхневі
пластинчасті теплоутилізатори з підігрівом повітря. Відомі роботи, які
запропонували використання оригінальної конструкції теплообмінника зі
спіральними гофрованими пластинами для газових котлів малої потужності.
Метою дослідження є розробка ефективної технології утилізації тепла
димових газів ТЕС на природному газі з використанням повітря як середовища,
що нагрівається, для підвищення повноти утилізації.
Завдання дослідження:
4. Розробити нову технологію утилізації тепла димових газів із
використанням повітря як нагріваного середовища.
5. Розробити алгоритм розрахунку та оптимізації конструкцій
установок глибокої утилізації тепла димових газів.
6. Розробити методику проєктування установок глибокої утилізації
тепла димових газів і запропонувати варіанти конструкцій для широкого
діапазону продуктивності з визначенням сфер застосування й оцінкою
економічної ефективності.
Наукова новизна:
1. Запропоновано й обґрунтовано нову ідею, що розвиває наукову
концепцію утилізації тепла димових газів ТЕС на природному газі, яка
відрізняється підвищеною глибиною утилізації завдяки використанню повітря як
нагріваного середовища.
2. Створено й апробовано оригінальний алгоритм розрахунку
установки утилізації тепла, який дає змогу визначати оптимальну глибину
утилізації залежно від кліматичних та економічних умов регіону, а також
розраховувати основні параметри установок заданої продуктивності.
3. За новими експериментальними та розрахунковими даними
отримано критеріальне рівняння подібності для визначення коефіцієнта
тепловіддачі при конденсації водяної пари в пластинчастих теплоутилізаторах.
Теоретична і практична значущість роботи
1. Розроблена технологія дозволяє підвищити коефіцієнт використання
палива котлів на природному газі на 15–17%. Для ТЕС можливо повне покриття
власних потреб у теплі навіть при утилізації тепла лише чверті обсягу димових
газів. Максимальна ефективність досягається при утилізації всього об'єму
димових газів, наприклад, на газових котельнях або ТЕЦ промислових
підприємств, де можливо організувати повітряне опалення виробничих цехів.
2. Створений програмний продукт, що реалізує алгоритм оптимізації та
розрахунку установки, призначений для проєктування промислових установок
глибокої утилізації тепла димових газів і може використовуватись науковими,
проєктними та виробничими організаціями (свідоцтво про держреєстрацію
програм для ЕОМ №2016610134).
3. Доведена економічна доцільність застосування конденсаційних
теплоутилізаторів.
4. Отримане критеріальне рівняння подібності придатне для
визначення коефіцієнта тепловіддачі від парогазової суміші до поверхні
теплообміну при конденсації водяної пари в пластинчастих теплоутилізаторах.
Методологія і методи дослідження. Основу теоретичних досліджень
склали класичний метод теплового балансу системи та її елементів, а також
методи розрахунку тепло- і масообміну. Оптимізаційні розрахунки базуються на
методі техніко-економічних розрахунків в енергетиці. Експериментальною базою
слугували лабораторна установка кафедри АТЕС ТПУ та експериментальна
установка, змонтована на ТЕЦ.

РОЗДІЛ 1. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ РЕСУРС І СТУПІНЬ ОПРАЦЮВАНОСТІ
ТЕМИ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ
МКР 25.144.88 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Кавун Розділ 1 Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Калейніков
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 1. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ РЕСУРС І СТУПІНЬ
ОПРАЦЮВАНОСТІ ТЕМИ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ
ГАЗІВ
1.1. Енергетичний ресурс глибокої утилізації тепла димових газів

При глибокій утилізації тепла димових газів якість отриманого конденсату
не дозволяє його корисне використання через наявність сірчаної та азотної
кислот, що утворюються при розчиненні у воді оксидів сірки та азоту. Більше
того, чинні методичні вказівки [4] щодо попередження низькотемпературної
корозії поверхонь нагріву та газоходів котлів (РД 34.26.105-84), прямо вказують
на неприпустимість зниження температури вихідних газів твердопаливних і
мазутних котлів нижче точки роси сірчаної кислоти — а ця температура вища,
ніж точка роси водяної пари. Саме тому до 1960-х років глибока утилізація тепла
димових газів не знайшла широкого застосування.
Актуальність утилізації тепла димових газів значно зросла як в Україні, так
і за кордоном, після того, як котли на природному газі набули широкого
поширення в промисловості. Це пов'язано з тим, що продукти згоряння
природного газу містять значну кількість водяної пари, що відкриває величезний
потенціал для рекуперації тепла. [1,5,6].
Теплову енергію, яка залишилась в димових газах, умовно можна поділити
на дві частини:
1. Явне тепло (або відкрите) — це теплова енергія, обумовлена високою
температурою відхідних газів. Його утилізація відбувається шляхом зниження
температури димових газів через передачу енергії іншому робочому середовищу
(наприклад, воді або повітрю). Температуру димових газів у процесі утилізації
можна знижувати аж до точки роси водяної пари, що міститься в них.
2. Сховане тепло — це теплота конденсації водяної пари. Для її
утилізації необхідно конденсувати водяну пару, при цьому виділене тепло
використовується для нагріву води, повітря або іншого середовища. У
загальноприйнятій термінології такий тип утилізації називається глибоким.
Утилізація явного тепла відбувається шляхом охолодження димових газів до
їхньої точки роси. Це охолодження є необхідним етапом, що передує власне
конденсації водяної пари. Обсяг утилізованого тепла залежить від початкової
температури димових газів (tg), яка, як правило, є досить високою.:
− 135 °C — для ТЕС і місцевих котелень,
− 155 °C — для середніх районних котелень,
− 170 °C і вище — для невеликих водогрійних котлів.
Кінцева температура димових газів дорівнює температурі точки роси
водяної пари.
Для подальшого аналізу доцільніше перейти до показників витрат і
потужності. Для порівняння взято розрахунок для витрати V₀ димових газів, що
дорівнює 1 м³/с, що приблизно відповідає газовому котлу потужністю 2,6 МВт
(2,2 Гкал/год).
Максимальна теплова потужність утилізатора Q₀, яка досягається за рахунок
охолодження відхідних газів до температури точки роси водяної пари t₁s,
обчислюється за рівнянням теплового балансу.
Qo = V0 · сv.g · (tg – t1s) ,
де сv.g — об’ємна теплоємність димових газів, Дж/(м³·К).
При коефіцієнті надлишку повітря α=1,2, температура точки роси водяної
пари в димових газах t1s дорівнює 56,7 °C.
Результати розрахунків в таблиці 1.1.
Таблиця 1.1 – Енергетичний ресурс для утилізації тепла за рахунок
охолодження до температури точки роси водяної пари димових газів
Початкова температура димових газів, tg (°С) 130 150 170
Максимальна теоретична теплова потужність

утилізатора за рахунок до температури точки 100 126 153
роси водяної пари охолодження димових
газів, QоQ (кВт)
% від теплової потужності котла 3,7 4,7 5,7

Теоретичний потенціал охолодження димових газів до їхньої точки роси
полягає в отриманні 3–6% додаткової теплової потужності.
Наявність водяної пари в димових газах визначається складом палива, що
спалюється, його вологістю та коефіцієнтом надлишку повітря [8,2].
При спалюванні газоподібного палива, наприклад природного газу, що
містить переважно метан, утворюється велика кількість водяної пари.
CH4 + 2O2 = CO2 + 2H2О
Вологість димових газів становить від 145 до 103 грамів на кілограм сухих
газів (г/кг.с.г) залежно від коефіцієнта надлишку повітря ( = 1÷1,4) [3].
Вологість d визначає точку роси водяної пари в димових газах. Початкова
вологість димових газів d1 залежить від складу палива, коефіцієнта надлишку
повітря та початкової вологості повітря. Зазвичай ця величина відома. Вологість
і температура насиченої водяної пари [9,10] пов’язані між собою при
атмосферному тиску залежністю
10�� 156 + 8.12 ∗ ��
��(��) = �� ∗ , де �� = .
760 − 10�� 236 + ��
100∗����.г. 99,24+622∗��
�� = = (1.1)
���� 0,199+��
Глибина утилізації визначатиметься кількістю сконденсованої вологи, тобто
різницею вологості димових газів до і після утилізації.
Конденсація водяної пари починається при охолодженні нижче температури
точки роси t1s димових газів.
Нижня межа температури конденсації водяної пари теоретично становить t₀
= 0°С. При більш низьких температурах конденсат буде замерзати. Вологість
димових газів при 0°С складає d₀ = 3,7 (г/кг сухих газів).
На практиці, звичайно, потрібен запас у кілька градусів для запобігання
утворенню льоду. Теоретично можливе кількість сконденсованої вологи Dk буде
визначатися різницею початкової вологості d₁ і d₀ [9].
Dk = (d1 – d0) / 1000 (кг/кг.с.г).
З розрахунку складу димових газів обчислюються об’ємні та масові витрати
сухих димових газів Gs і водяної пари Gw (кг/с). Максимально можлива витрата
конденсату Gk = Dk · Gs (кг/с).
Масова витрата залишкових водяних парів у відхідних димових газах
Gp = G –3
s · d0 · 10 (кг/с). (1.2)
Утилізована теплова потужність при конденсації водяної пари обчислюється
за тепловим балансом.
Qk = Qs + Qw – Qp (1.3)
Теплота, отримувана за рахунок охолодження сухих димових газів.
Qs = Gs · сp.s · (t1s – t0) , (1.4)
де ср.s – теплоємність сухих димових газів.
Теплота вихідної водяної пари.
���� = ���� ∗ ℎ1′′ (1.5)
де, ℎ ''
1 – ентальпія насиченої водяної пари при температурі t1s.
Теплота залишкових водяних парів у димових газах.
Qp = Gp  ℎ
''
0 , (1.6)
де – ℎ ''
0 ентальпія насиченої водяної пари за температури t₀.
Під час складання балансового рівняння (1.3) було прийнято припущення, що
втрати тепла через підвищену температуру конденсату відсутні.
Підстановка виразів (1.2, 1.4, 1.5, 1.6) у вираз (1.3) дає:
�� = �� ∗ �� ∗ (�� − �� ) + �� ∗ ℎ" − �� ∗ �� ∗ ℎ" ∗ 10−3
�� �� ��.�� 1�� �� �� 1 �� 0 0 (1.7)

У таблиці 1.2 наведено розрахунки для різних значень коефіцієнта надлишку
повітря. Прийнято: t0 = 0°С, d0 = 3,7 г/кг.с.г, h'' = 2501,1 кДж/кг.
Таблиця 1.2. Енергетичний ресурс для утилізації тепла димових газів з
витратою 1 м³/с за рахунок конденсації водяної пари.
Коефіцієнт надлишку повітря,  1 1,1 1,2 1,3 1,4
Початкова вологість, d1 (г/кг.с.г) 150,51 136,88 125,67 116,27 108,29
Початкова температура точки 59,49 57,84 56,35 54,98 53,73
роси, t1s (°С)
Ентальпія насичених водяних
парів при певній температурі, t1s, 2608,7 2605,7 2603 2600,6 2598,3
h'' (кДж/кг)
Масова витрата сухих димових 1,0676 1,0842 1,0982 1,1103 1,1207
газів, Gs (кг/с)
Масова витрата водяної пари, Gw 0,1607 0,1484 0,1380 0,1291 0,1214
(кг/с)
Витрата конденсату, Gk (кг/c) 0,157 0,143 0,139 0,129 0,171
Максимальна теоретична 472,66 439,17 410,74 386,3 365,07
потужність конденсатора, Qk (кВт)
% від теплової потужності котла 17,4 16,2 15,3 14,3 13,5

Таким чином, максимальна теоретична потужність теплоутилізатора лише
за рахунок конденсації водяної пари становить від 472 до 365 кВт залежно від
коефіцієнта надлишку повітря. Це додатково отримана корисна потужність, яка
становить 13–17% потужності котла [1,11].
Загальна корисна потужність теплоутилізатора складається з потужності,
отриманої під час охолодження до температури точки роси димових газів та
конденсації водяної пари, що міститься в них. Додаткова теплова потужність
котла може становити від 13 до 21%. Теоретичний потенціал утилізації тепла
показано на рисунку 1.1.

21%
87%
Корисна потужність газу Втрати з виходящими газами

Структура втрат
Прихована теплота конленсації водяних парів
Підвищена температура виходящих газів

Рис. 1.1. Теоретичний потенціал утилізації тепла димових газів котлів
на природному газі.
На практиці теплоутилізатори не можуть конденсувати всю водяну пару.
Коефіцієнт осушення димових газів Kо — це відношення витрати конденсату до
його максимально можливого (теоретично вилученого) значення.
При Kо=1 спостерігається максимально можлива теоретична конденсація водяної
пари, а при Kо=0 — конденсація відсутня.
Ключовим параметром є кінцева температура димових газів, оскільки вона
дорівнює точці роси тієї водяної пари, що залишається у газах.
Коефіцієнт глибини утилізації тепла (Kг) являє собою відношення
фактичної теплової потужності системи утилізації до теоретично можливої
(максимальної) потужності.Цей коефіцієнт вважається найбільш інформативним
для порівняння ефективності різних теплоутилізаторів, оскільки він враховує всі
аспекти процесу:
Тепло, отримане від охолодження перегрітих димових газів (явне тепло).
Втрати тепла, що йдуть разом з утвореним конденсатом.
Втрати тепла із водяною парою, яка залишилася несконденсованою.
У таблиці 1.3 представлено різну глибину утилізації для димових газів з
витратою 1 м³/с при коефіцієнті надлишку повітря α = 1,2 (інші параметри див. у
таблиці 1.2).
Таблиця 1.3. Вплив температури охолодження димових газів на глибину
утилізації.
Кінцева температура
охолодження димових газів, t0 0 10 20 30 40 50
(°С)
Витрата конденсату, Gk (кг/c) 0,1339 0,1296 0,1219 0,1082 0,0845 0,0436
Потужність конденсатора, Qk 410,8 389,1 358,3 312,0 239,5 121,7
(кВт)
Коефіцієнт осушення 1 0,97 0,91 0,81 0,63 0,33
димових газів, Kо

На рисунку 1.2 зображені залежності витрати конденсату та потужності
теплоутилізатора від кінцевої температури димових газів.

Рис. 1.2. Залежності витрати конденсату та потужності від кінцевої
температури димових газів.
На рисунку 1.3 зображені залежності коефіцієнта осушення димових газів
від їх кінцевої температури при різних коефіцієнтах надлишку повітря.

Рис. 1.3. Залежності коефіцієнта глибини осушення від кінцевої
температури димових газів за різних коефіцієнтів надлишку повітря [1, 2].
За характером кривої можна виділити три області. Перша розташована в
діапазоні кінцевих температур від 40 до 55°С. Тут відбувається конденсація
основної частини водяної пари (більше половини при  < 1,6). При зниженні
кінцевої температури до 10°С продовжується інтенсивна конденсація з
виділенням корисної потужності. Третя область лежить нижче 10°С. Зниження
кінцевої температури нижче 10°С не призводить до значного збільшення витрати
конденсату і зростання потужності. Оптимальне значення кінцевої температури
димових газів має бути розташоване в районі 10÷30°С, що приблизно відповідає
коефіцієнту осушення 0,95÷0,75. Однак аналіз існуючих технологій глибокої
утилізації тепла свідчить про те, що більшість установок проєктується і працює
з вищою кінцевою температурою димових газів.

1.2. Аналіз наявних технологій глибокої утилізації тепла димових газів

Історично склалося кілька наукових шкіл, що вивчали конденсацію водяної
пари з димових газів, які мають високу частку неконденсованих компонентів.
Головна увага цих досліджень була зосереджена на розробці контактних
теплоутилізаторів (КТУ). Значний внесок у розвиток цієї теми зробив І.З.
Аронов, який розробив методику розрахунку КТУ, проаналізував їхні конструкції
та принципи роботи, а також узагальнив досвід експлуатації апаратів із пасивною
насадкою. У КТУ конденсація водяної пари відбувається або на зрошуваній
поверхні, або на краплях розпилюваної води. Вивільнене при цьому тепло
нагріває зрошувальну воду, яка потім використовується у технологічному
процесі. Ці апарати зазвичай мають вертикальний циліндричний корпус, де
димові гази подаються знизу, а холодна вода розбризкується зверху протитечією.
Розрізняють три типи КТУ: без насадки (конденсація на краплях), з пасивною
насадкою (конденсація на зрошуваній поверхні, наприклад, керамічних кільцях)
та з активною насадкою (КТАН), де тепло відводиться водою додаткового
контуру. Головною перевагою КТУ є їхня висока теплова ефективність і простота,
завдяки чому вони стали широко застосовуватися з 60-х років минулого століття.
Випробування контактних економайзерів (наприклад, на Київській ТЕЦ-2)
показали зниження температури димових газів до 37–48C із коефіцієнтом
осушення 0.3–0.5 та коефіцієнтом глибини утилізації 0.4–0.8. Наразі КТАН є
найбільш поширеними, як в Україні, так і за кордоном, і можуть охолоджувати
гази до 40C (коефіцієнт осушення 0.6). У Північній Європі також застосовується
«конденсерна» технологія, що підвищує температуру нагріваної води через
зволоження дуттьового повітря. Основний недолік усіх КТУ — це обмеження
температури нагріву води точкою роси димових газів та низький коефіцієнт
осушення (не вище 0.7). На противагу цьому, у поверхневих теплообмінних
апаратахтеплообмін і конденсація відбуваються на розділеній поверхні, де тепло
зазвичай передається холодній воді для підживлення мережі. Конструктивно це
газохід із вбудованим пучком горизонтальних оребрених трубок (наприклад,
калорифери КСк). Найбільша складність у проєктуванні поверхневих апаратів
полягає у визначенні коефіцієнта тепловіддачі від вологих димових газів при
конденсації, оскільки універсальної методики розрахунку досі не існує. Усі
відомі методики ґрунтуються на обробці експериментальних даних і мають
обмежену сферу застосування. Для подолання цієї проблеми була запропонована
нова методика розрахунку коефіцієнта теплопередачі для поверхневих
конденсаційних теплоутилізаторів, що базується на обробці експериментальних
даних діючих апаратів з оребреними трубками та виведенні критеріального
рівняння за принципом подібності.
Проведено випробування поверхневих теплоутилізаторів ТЕЦ [11]. Аналіз
глибини утилізації цих теплоутилізаторів наведено в таблиці 1.4.
Таблиця 1.4. Аналіз глибини утилізації поверхневих теплоутилізаторів ТЕЦ
[11].
Витрата димових газів, м³/год 2,59 1,77 1,57
Коефіцієнт надлишку повітря 1,25 1,25 1,25
Температура димових газів на вході, °С 134 134 129
Температура димових газів на виході, 48 47 45
°С
Потужність теплоутилізатора, кВт 518,1 468,7 404,7
Коефіцієнт осушення (Ко) 0,38 0,42 0,49
Коефіцієнт глибини утилізації (Кг) 0,40 0,52 0,52

Запропоновано методику для розрахунку коефіцієнта тепловіддачі від
пароповітряної суміші до стінки поверхні теплообміну. Також розглянуто
способи інтенсифікації процесу теплообміну шляхом впорскування води на
оребрені трубки та додаткової турбулізації потоку димових газів. Об'єктом
дослідження був поверхневий теплоутилізатор із горизонтальним пучком
оребрених труб із нержавіючої сталі. Під час інтенсифікації теплообміну з
впорскуванням води на поверхню труб було досягнуто охолодження димових
газів до 42°С.
Численні публікації закордонних авторів демонструють схожий підхід.
Проводяться експерименти на чинних або лабораторних зразках
теплоутилізаторів. За результатами досліджень виводяться критеріальні рівняння
за принципом подібності та розраховуються необхідні коефіцієнти.
Узагальнення даних щодо застосовуваних теплоутилізаторів свідчить про їх
невисоку ефективність, оскільки охолодження димових газів зазвичай
відбувається лише до 35-45 C, а коефіцієнти осушення та глибини утилізації є
низькими. Цей недолік зумовлений використанням води як теплоносія, що
нагрівається. Теплообмінні апарати, які застосовуються для глибокої утилізації,
включаючи тепло конденсації водяної пари, використовують воду для відведення
тепла. Однак при використанні мережної води необхідна температура зворотного
контуру повинна бути нижчою за 40C, що суперечить стандартним для України
високотемпературним графікам теплових мереж 150-70C, 90-65C. Тому такі
схеми придатні лише для низькопотенційних систем опалення, поширених за
кордоном. Нагрів води для потреб ГВП використовується рідко через малі
витрати та значну нерівномірність. Найчастіше глибока утилізація тепла
застосовується для підігріву підживлювальної води в діапазоні від 10C до 40C.

1.3. Використання повітря як середовища, що нагрівається, при глибокій
утилізації тепла димових газів

Можна збільшити ефективність (глибину) утилізації тепла, застосувавши
інше нагрівальне середовище з негативною робочою температурою, наприклад,
холодне повітря.
Особливо це актуально, оскільки в зимовий період на значній території
України зазвичай спостерігаються мінусові температури.
Порівняння температурних показників (графіків) для конденсаційних
теплоутилізаторів при використанні води та повітря представлено на рисунку 1.4.

Рис. 1.4. Порівняння температурних графіків теплоутилізаторів
поверхневого типу при використанні води і повітря.
Традиційно підігрів повітря димовими газами застосовується для подачі
цього повітря в топку котла. Це забезпечує більш ефективний процес горіння
палива.
Для цього використовується штатний (стандартний) повітропідігрівач котла
(зазвичай пластинчастий або трубчастий). У цьому типі повітропідігрівача
температура димових газів не знижується до "точки роси" водяної пари, тому
конденсація не відбувається.
Відомі конструкції пластинчастих теплообмінних апаратів, попри
складність конструкції у зв'язку зі спіральною геометрією оребрених пластин,
низка машинобудівних заводів налагодила їх виробництво. Такі теплообмінники
можуть бути використані, зокрема, для підігріву повітря димовими газами. У
Харківському політехнічному інституті співробітниками під керівництвом
професорів Єфімова А.В. і Гончаренка Л.В. розглянуто можливість використання
подібної конструкції теплообмінників як конденсаційних повітропідігрівачів для
утилізації тепла димових газів [40]. Розроблено метод теплового розрахунку та
розрахунку конструкції конденсаційного повітропідігрівача пластинчастого типу,
що входить до складу теплоутилізаційної системи «котел – теплоутилізатори».
Спільною особливістю всіх установок глибокої утилізації тепла димових
газів є те, що основна частина водяної пари конденсується і, відповідно, падає
вологовміст, але на виході з теплоутилізатора відносна вологість димових газів
близька до 100%. Це неминуче призведе до подальшої конденсації водяної пари
в димоходах і димовій трубі. Щоб цього не відбувалося, потрібно нагріти відхідні
димові гази. Найпростішим і найпоширенішим способом нагріву є обведення
частини вихідних димових газів повз теплоутилізатор і їх підмішування до
осушених димових газів, що знижує ефективність утилізації. Іншим способом є
рекуперація – нагрів осушених димових газів вихідними в поверхневому
теплообміннику.
Ще одним способом зниження відносної вологості димових газів є
підмішування до них підігрітого повітря [14]. Однак такий спосіб не знижує
вологовмісту димових газів, і його доцільно використовувати як додатковий до
глибокої утилізації тепла.

1.4. Висновки до розділу 1
1. Визначено енергетичний потенціал глибокої утилізації тепла
димових газів котлів на природному газі. Максимально можлива утилізація тепла
з продуктів згоряння природного газу коливається від 13% до 21% потужності
котла. Цей показник залежить від температури димових газів та коефіцієнта
надлишку повітря. Значна частина утилізованого тепла (до 17%) – це прихована
теплота конденсації водяної пари.
2. Аналіз наявних технологій глибокої утилізації тепла свідчить про те,
що в нашій країні та за кордоном використовуються контактні та поверхневі
теплоутилізатори різних конструкцій. Коефіцієнт глибини осушення відхідних
газів наявних установок становить від 0,3 до 0,7. Більшість установок
використовують воду як робоче середовище.
3. Використання повітря як середовища, що нагрівається, дає змогу
знизити кінцеву температуру точки роси димових газів до граничних значень і
наблизити коефіцієнт глибини утилізації до 1.

РОЗДІЛ 2. ТЕХНОЛОГІЯ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ
ГАЗІВ З ВИКОРИСТАННЯМ ПОВІТРЯ ЯК СЕРЕДОВИЩА, ЩО
НАГРІВАЄТЬСЯ

МКР 25.144.88 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Кавун Розділ 2 Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Калейніков
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 2. ТЕХНОЛОГІЯ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ
ГАЗІВ З ВИКОРИСТАННЯМ ПОВІТРЯ ЯК СЕРЕДОВИЩА, ЩО
НАГРІВАЄТЬСЯ
2.1. Опис технології

Запропоновано нову технологію глибокої утилізації тепла димових газів, де
в якості нагрівального середовища використовується повітря (Рисунок 2.1) .
Спочатку вихідні димові гази охолоджуються у газо-газовому поверхневому
пластинчастому рекуперативному теплообміннику (ТО), де вони нагрівають
осушені димові гази, що рухаються протитечією, з метою запобігання можливій
конденсації водяної пари в наступних газоходах та димовій трубі. Подальше
охолодження димових газів та конденсація водяної пари відбувається у газо-
повітряному поверхневому пластинчастому теплоутилізаторі (ТУ), де одночасно
відбувається нагрівання повітря, яке подається блоком вентиляторів (В).
Додатковий димосос (Д) встановлюється для компенсації аеродинамічного опору
газового тракту теплообмінників. Перед димососом Д по газоходу рециркуляції
підводиться невелика кількість (5–10%) підігрітих осушених димових газів для
виключення конденсації залишкової вологи на його лопатях. Конденсат після
обробки використовується для поповнення втрат у тепломережі або
паротурбінному циклі. Нагріте повітря подається для вентиляції та опалення
виробничого приміщення котельного цеху, а згодом з цього приміщення
потрапляє в котел для забезпечення більш ефективного процесу горіння [42].
Регулювання температури нагрітого повітря здійснюється шляхом зміни витрати
осушуваних димових газів або витрати повітря за допомогою зміни кількості
обертів димососа або вентиляторів залежно від температури зовнішнього
повітря. Зниження витрати вологих димових газів зменшує аеродинамічний опір
газового тракту, що компенсується зниженням кількості обертів димососа.
Димосос також забезпечує необхідну різницю тисків димових газів і повітря в
конденсаторі з метою запобігання потраплянню димових газів у підігріте повітря.

Рис. 2.1. Технологія глибокої утилізації тепла димових газів.
Теплообмінник ТО і теплоутилізатор ТУ являють собою поверхневі
пластинчасті теплообмінники, виконані з уніфікованих модульних пакетів
(Рисунок 2.2), які скомпоновані таким чином, щоб рух теплоносіїв здійснювався
протитечією (Рисунок 2.3).
Залежно від обсягу осушуваних димових газів, підігрівач і конденсатор
формуються з розрахункової кількості пакетів. Блок вентиляторів для подачі
повітря може складатися з одного або декількох вентиляторів. Теплоутилізатор
на виході осушених димових газів має інерційний краплевловлювач, виконаний
у вигляді вертикальних жалюзі.

Рис. 2.2. Уніфікований теплообмінний модуль (пакет).

Рис. 2.3. Приблизна компоновка теплоутилізатора і теплообмінника.
До переваг використання повітря належить те, що його кінцева температура
30°С цілком достатня для повітряного опалення виробничих приміщень. Частина
нагрітого повітря подається в котел, забезпечуючи процес горіння газу [44].
Балансові розрахунки показують, що для утилізації тепла димових газів з
витратою 1 м³/с витрата повітря становить 7,5 м³/с. Процес горіння вимагає
витрати повітря приблизно 0,75 м³/с. Решта нагрітого повітря опалює виробничі
приміщення, повністю покриваючи власні потреби в теплі. При цьому водяне
опалення цехів може бути повністю відключене.
Надлишковий тиск, що створюється, унеможливлює підсмоктування
холодного повітря в приміщення. Штатні дахові вентилятори для подачі повітря
на дуття в котел також можуть бути відключені. Зниження власних потреб
визнано одним із найважливіших способів підвищення ефективності ТЕС [45-
50]. Власні потреби енергопідприємства в теплі складаються із витрат тепла на
підігрів дуттьового повітря, що забезпечує процес горіння палива, та опалення
виробничих і адміністративних приміщень. Згідно із запропонованою
технологією передбачається перехід із водяного опалення на повітряне.
Однією з ключових переваг є можливість подачі підігрітого повітря
безпосередньо в димову трубу. Це стає важливим, оскільки через ринкові умови
багато електростанцій і газових котлів часто працюють не на повну потужність,
внаслідок чого витрата та швидкість димових газів у трубі падають нижче
проєктних значень. Коли гази охолоджуються біля стінок труби нижче точки роси
водяної пари, починається конденсація, що призводить до зволоження стінок, а
взимку — до їх промерзання та утворення криги. Ці явища суттєво знижують
надійність і термін служби газоходів та димових труб, а щорічні обстеження і
ремонт створюють значні фінансові витрати для енергопідприємств. Через
небезпеку конденсації часто доводиться підвищувати температуру відхідних
газів, що, однак, збільшує теплові втрати котла. Закачування сухого повітря в
трубу є ефективним способом запобігання конденсації, оскільки це збільшує
швидкість потоку та знижує його вологовміст. Також застосовуються методи
вентилювання повітрям внутрішніх стінок димової труби. Проте, недоліком
використання повітря є те, що значний обсяг нагрітого повітря не завжди
знаходить корисне застосування, наприклад, у невеликих модульних газових
котельнях з обмеженими приміщеннями. У таких випадках більш доцільно
утилізувати тепло лише частини димових газів, необхідної для підвищеного
нагріву дуттьового повітря. Балансові розрахунки показали, що для великих
енергетичних котлів ТЕС достатньо використовувати для утилізації лише чверть
витрати димових газів. Навіть при такому частковому підході, підігрітого повітря
вистачає для дуття в котел і опалення приміщень, забезпечуючи підвищення
ефективності газового котла на 3-5%. Максимальна ефективність цієї технології
досягається на газових котельнях або ТЕЦ, розташованих на території
промислових підприємств, де існує можливість здійснити повітряне опалення
прилеглих виробничих цехів, складських та адміністративних приміщень. У
цьому випадку можна утилізувати тепло всієї витрати димових газів.

2.2. Аналіз режимів роботи

Проєктована установка, призначена для утилізації тепла, може працювати в
кількох режимах, що дозволяє гнучко регулювати її продуктивність. Для
подальшого аналізу цих режимів була розроблена установка з розрахунковою
витратою димових газів 1 м³/с (розрахункова схема представлена на Рисунку 2.4).
Установка була спроєктована на базовий режим роботи, який відповідає середній
температурі зовнішнього повітря опалювального періоду, що становить мінус
8,5C. Цей базовий режим забезпечує максимальний потік повітря через
теплоутилізатор. Такий потік, у свою чергу, гарантує достатній рівень
тепловідбору при збереженні прийнятного аеродинамічного опору повітряного
тракту (до 1кПа).

Рисунок 2.4. Розрахункова схема установки.
Параметри роботи установки при зміні зовнішньої температури повітря без
регулювання витрат димових газів і повітря наведені в таблиці 2.1. Прийнято такі
загальні вихідні параметри: Початкова температура димових газів tg = 170 C.
Коефіцієнт надлишку повітря α = 1,2. Початковий вміст вологи в димових газах
d1 = 125,7 г/кг.с.г сухих газів. Температура точки роси водяної пари в початкових
димових газах t1s = 56,7 °C. Через газохід рециркуляції направлено 10% витрати
осушених димових газів.
Робота установки при постійній витраті димових газів можлива у разі, якщо
вона спроєктована на витрату димових газів котла при мінімальній його
продуктивності, що відповідає початку або закінченню опалювального періоду.
Тоді при роботі котла на максимальну потужність буде утилізовуватися тепло
лише частини димових газів.
Експлуатація установки, яка працює з постійною витратою повітря, стає
неможливою при зовнішній температурі, що опускається нижче -15C, оскільки
це призводить до замерзання конденсату на поверхні теплообміну. Для усунення
цієї проблеми необхідно або зменшити витрату повітря, або застосувати часткову
рециркуляцію повітря, коли частина вже підігрітого повітря повертається на вхід
вентиляторів. Згідно з конструктивним рішенням, рециркуляція повітря
здійснюється у нижній частині установки, де розташовані конденсатозбірники.
Таким чином, тепле рециркульоване повітря обтікає ці ємності, запобігаючи
замерзанню зібраного конденсату.

Таблиця 2.1. Параметри роботи установки без регулювання.
Технічні характеристики установки Вхідна температура повітря txv, °C
5,0 0,0 -5,0 -8,5 -10,0 -15,0
Вихідна температура повітря tgv, °C 38,3 35,7 32,7 30,3 29,2 25,2
Витрата повітря Vv, м
3/с 9,0 9,0 9,0 9,0 9,0 9,0
Витрата димових газів V0, м
3/с 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0
Температура димових газів на вході 125,4 123,6 121,2 119,2 118,2 115,6
в теплоутилізатор t1, °C
Температура охолодження димових 32,2 26,3 19,1 13,2 10,4 3,0
газів t0, °C
Теплова потужність 383,9 410,8 433,7 446,7 451,0 463,5
теплоутилізатора Qty, кВт
Теплова потужність рекуператора 60,4 62,8 66,0 68,8 70,1 73,6
Qto, кВт
Температура підігрітих осушених 89,3 86,8 83,6 80,9 79,6 76,2
димових газів t4, °C

За зниження вхідної температури повітря зменшується його вихідна
температура і зростає потужність теплоутилізатора. Режим роботи з постійною
витратою димових газів та регулюванням витрати повітря наведено в таблиці 2.2.
Такий режим можливий у разі проєктування установки для утилізації тепла
певної частини загального об’єму димових газів. Температура повітря на виході
з теплоутилізатора підтримується на рівні 30 °C.
Таблиця 2.2. Параметри роботи установки з регулюванням витрати
повітря.
Технічні характеристики Вхідна температура повітря txv, °C
установки 5,0 0,0 -5,0 -8,5 -10,0 -15,0 -20,0
Вихідна температура повітря 30,3 30,3 30,3 30,3 30,3 30,3 30,3
tgv, °C
Витрата повітря Vv, м
3/с 13,5 11,4 9,9 9,0 8,7 7,8 7,0
Витрата димових газів V0, м
3/с 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0
Температура димових газів на

вході в теплоутилізатор t1, °C 120,4 120,2 119,4 119,2 119,1 118,7
118,3
Температура охолодження 17,5 16,1 13,8 13,2 12,9 11,8 10,5
димових газів t0, °C
Теплова потужність 438,5 441,0 445,6 446,7 447,3 449,1 450,8
теплоутилізатора Qty, кВт
Теплова потужність 66,8 67,4 68,5 68,8 68,9 69,4 70,0
рекуператора Qto, кВт
Температура підігрітих

осушених димових газів t4, °C 82,8 82,2 81,1 80,9 80,7 80,2
79,6

За такого режиму роботи рециркуляцію повітря можна застосовувати за
нижчих температур, оскільки зменшення витрати повітря перешкоджає
замерзанню конденсату. Однак усе ж не слід допускати температуру повітря на
вході в теплоутилізатор нижчу за –20 °C.
За додатних температур зовнішнього повітря для забезпечення достатнього
тепловідбору потрібне збільшення витрати повітря, що спричиняє квадратичне
зростання аеродинамічного опору повітряного тракту. Такі режими є
небажаними.
Режим роботи з постійною витратою повітря та регулюванням витрати
димових газів наведено в таблиці 2.3. Такий режим можливий під час
проєктування установки для утилізації тепла частини витрати димових газів.
Температура повітря на виході з теплоутилізатора підтримується на рівні 30 °C.
Таблиця 2.3. Параметри роботи установки з регулюванням витрати
димових газів.
Технічні характеристики Вхідна температура повітря txv, °C
установки 5,0 0,0 -5,0 -8,5 -10,0 -15,0 -20,0
Вихідна температура повітря 30,3 30,1 30,2 30,3 30,3 30,0 30,2
tgv, °C
Витрата повітря Vv, м
3/с 9,0 9,0 9,0 9,0 9,0 9,0 9,0
Витрата димових газів V , м3
0 /с 0,66 0,78 0,91 1,00 1,04 1,16 1,30
Температура димових газів на 117,0 117,7 118,7 119,2 119,6 120,4 121,6
вході в теплоутилізатор t1, °C
Температура охолодження 14,0 13,1 13,4 13,2 13,6 13,9 15,6
димових газів t0, °C
Теплова потужність 292,4 346,7 405,7 446,7 463,9 517,6 577,3
теплоутилізатора Qty, кВт
Теплова потужність 47,4 55,3 63,2 68,8 71,0 77,9 85,2
рекуператора Qto, кВт
Температура підігрітих 84,6 82,8 81,7 80,9 80,7 80,0 79,9
осушених димових газів t4, °C

З результатів розрахунку видно, що при низьких температурах зовнішнього
повітря потрібна більша витрата димових газів. Якщо установка була
спроєктована на витрату димових газів 1 м³/с, і це граничне значення при
максимальній потужності котла, то такі режими неможливі.
Найдоцільнішим режимом є режим з регулюванням витрати димових газів
при додатних температурах зовнішнього повітря та регулюванням витрати
повітря в мороз. Приклад такого режиму наведено в таблиці 2.4.
Таблиця 2.4. Параметри роботи установки з регулюванням витрати
димових газів та витрати повітря.
Технічні характеристики Вхідна температура повітря txv, °C
установки 5,0 0,0 -5,0 -8,5 -10,0 -15,0 -20,0
Вихідна температура повітря 30,3 30,1 30,2 30,3 30,3 30,3 30,3
tgv, °C
Витрата повітря Vv, м
3/с 9,0 9,0 9,0 9,0 8,7 7,8 7,0
Витрата димових газів V0, м
3/с 0,66 0,78 0,91 1,0 1,0 1,0 1,0
Температура димових газів на

вході в теплоутилізатор t1, °C
117,0 117,7 118,7 119,2 119,1 118,7 118,3
Температура охолодження 14,0 13,1 13,4 13,2 12,9 11,8 10,5
димових газів t0, °C
Теплова потужність 292,4 346,7 405,7 446,7 447,3 449,1 450,8
теплоутилізатора Qty, кВт
Теплова потужність 47,4 55,3 63,2 68,8 71,0 77,9 85,2
рекуператора Qto, кВт
Температура підігрітих 84,6 82,8 81,7 80,9 80,7 80,0 79,9
осушених димових газів t4, °C

Порівняльний аналіз режимів наведено на рисунку 2.5.

Рисунок 2.5. Залежність потужності теплоутилізатора від температури
зовнішнього повітря при різних режимах регулювання.
При аналізі графіків видно, що при постійній витраті димових газів
спостерігається невелика зміна потужності, однак достатній тепловідбір при
додатних температурах утруднений через необхідність збільшення витрати
повітря. При низьких температурах найбільш доцільним є збільшення витрати
димових газів, якщо існує їх запас до 30 %. Це можливо при проєктуванні
теплоутилізатора для частини димових газів. Якщо такого запасу немає,
необхідно знижувати витрату повітря для запобігання замерзанню конденсату.
При проєктуванні теплоутилізатора на весь об’єм димових газів режим
роботи відповідатиме останньому варіанту. При додатних температурах витрата
палива в котлі зменшується, відповідно знижується витрата димових газів і
потужність теплоутилізатора. При низьких температурах зменшується витрата
повітря, оскільки немає додаткової витрати димових газів.

2.3. Висновки до розділу 2
1. Розроблено нову технологію утилізації тепла димових газів ТЕС на
природному газі з використанням повітря як нагріваючого середовища.
2. Для ТЕС можливе повне заміщення власних потреб у теплі навіть при
утилізації тепла четвертої частини об’ємної витрати димових газів. Технологія
може бути застосована на будь-яких підприємствах, які використовують
спалювання газу, і здатна підвищити коефіцієнт використання палива.
3. Максимальна ефективність досягається для газових котелень або
ТЕЦ, розміщених на території промислових підприємств, де є можливість
організувати повітряне опалення виробничих цехів, при цьому утилізується весь
об’єм димових газів.
4. Аналіз режимів роботи установок, що реалізують запропоновану
технологію, показує доцільність застосування регулювання їх продуктивності як
витратою повітря, так і витратою димових газів залежно від умов проєктування.
Установки передбачають безперервну роботу протягом усього опалювального
сезону.

РОЗДІЛ 3. ОПТИМІЗАЦІЯ КОНСТРУКЦІЇ ЕЛЕМЕНТІВ УСТАНОВКИ
ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ
МКР 25.144.88 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Кавун Розділ 3 Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Калейніков
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 3. ОПТИМІЗАЦІЯ КОНСТРУКЦІЇ ЕЛЕМЕНТІВ
УСТАНОВКИ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ
3.1. Оптимізація конструкції теплоутилізатора (конденсаційної зони)

Оптимізацією конструкцій різних теплоутилізаторів займалися багато
авторів. Загальні підходи базуються на методиці техніко-економічних
розрахунків в енергетиці. Кожну захід з енергозбереження слід оцінювати за
величиною прибутку, який вона може принести. В загальному вигляді прибуток
EEy є функцією двох основних факторів, що його визначають – додаткових
приведених витрат на енергозберігаючий захід C та зниження витрат Ey,
пов’язаних з ним.
EEy = Ey – С . (3.1)
Річні приведені витрати залежать від капітальних вкладень в установку K,
нормативного коефіцієнта ефективності капітальних вкладень Enc та поточних
експлуатаційних витрат Co.
С = Enc · K + Co (3.2)
Експлуатаційні витрати для теплоутилізаторів в основному визначаються
витратами енергії на подолання додаткового гідравлічного (або аеродинамічного)
опору теплообмінників і газоходів. Компоновка теплоутилізаційної установки
здійснюється у вигляді компактного енергоблоку, в якому все обладнання
(вентилятори, димосос, конденсатор і теплообмінник) розташоване максимально
(наскільки можливо) близько одне до одного, і тому теплова потужність
утилізатора, визначена витратою димових газів (як джерело тепла), визначає
витрату повітря (споживача тепла). Звідси пропорційна залежність
експлуатаційних енергетичних витрат від теплової продуктивності установки. Як
показав аналіз додаткових витрат енергії на експериментальній установці [42], в
енергетичному еквіваленті вони становлять не більше 3÷5% від збереженого
тепла і не більше 10÷12% в економічному еквіваленті, який можна подати через
коефіцієнт Cco. Тоді
Co = Ey · Cco . (3.3)
Капітальні витрати в загальному випадку можна подати як функцію
величини площі теплообміну F (м²) та питомих витрат на її створення Cf (грн/м²).
K = F · Cf (3.4)
Зниження витрат джерела за рахунок глибокої утилізації тепла димових газів
при незмінній величині відпуску тепла споживачам призведе до відповідного
зниження річної витрати палива ΔВ та витрат на нього Ey.
∆����
∆В = �� �� (3.5)
���� ∗����
Тут: ∆���� – річна кількість тепла, отриманого від теплоутилізатора (МДж);
��
����
�� – ККД котла нетто; ���� – об’ємна теплота згоряння палива (МДж/м³). Якщо
відома ціна газоподібного палива Сg (грн/м³), то
∆����∗����
���� = ∆�� ∗ ���� = �� �� (3.6)
���� ∗����
З рівняння (3.1) видно, що прибуток тим більший, чим більшою є різниця
між зниженням витрат і додатковими приведеними витратами.
Капітальні вкладення визначаються розрахунковою продуктивністю
теплоутилізатора Qk.
Поточні експлуатаційні витрати, що залежать від поточної продуктивності
теплоутилізатора, пов’язані з річним зниженням витрат за прийнятою
залежністю (3.3). Тоді вираз (3.1) після підстановки (3.2, 3.3, 3.4) набуває вигляду:
EEy = Ey – (Enc · F · Cf + Ey · Cco) = Ey · (1 – Cco) – Enc · F · Cf
або з урахуванням (3.5, 3.6)
∆����∗����
������ = �� �� ∗ (1 − ������) − ������ ∗ �� ∗ ���� (3.7)
���� ∗����
У цьому рівнянні є дві величини, що безпосередньо залежать від
розрахункової продуктивності теплоутилізатора Q , — це ∆Qy
k та F.
Необхідну (розрахункову) площу теплообміну можна визначити за рівнянням
теплопередачі, де вихідною приймається розрахункове теплове навантаження.
����∗103
�� = (3.8)
����∗∆��?̅?
Тут: kt – загальний коефіцієнт теплопередачі (Вт·м²/К);
∆��?̅? – середній температурний напір.
У загальному випадку: Qk = f(Gs, α, d₁, d₀, ��1��, t₀),
де: Gs – масова витрата сухих димових газів, кг/с; α – коефіцієнт надлишку
повітря; d₁, d₀ – початкове та кінцеве вологовміст димових газів у грамах на
кілограм сухих газів (г/кг.с.г); ��1��, t₀ – початкова та кінцева температура димових
газів.
Вираз (1.7) можна подати як функцію потужності теплоутилізатора від
кінцевої температури димових газів:
����(��0) = ���� ∗ ����.�� ∗ (��1�� − ��0) + ���� + ℎ"
1 − �� ∗ �� ∗ ℎ"
�� 0 0 ∗ 10−3 (3.9)
Інші параметри обчислюються згідно з (1.1.–1.6.) (див. таблицю 1.2).
При проєктуванні поверхневих конденсаційних теплоутилізаторів із підігрівом
повітря [34] важливо враховувати оптимальну глибину утилізації та приймати
відповідну температуру димових газів на виході t₀. Ці параметри безпосередньо
впливають на площу теплообміну та вартість установки.
Середній температурний напір Δ��?̅? знаходимо з умови протитечійного руху
теплоносіїв. Температура нагріваного повітря підвищується від ��хв до ��гв а
димові гази, що віддають тепло, охолоджуються в процесі конденсації пари від
��1 до ��0 (°С). Повітря для опалення приміщень доцільно нагрівати лише до
25÷30 °C, тоді як початкова температура конденсації пари в димових газах
значно вища. Задамо деяке значення недогріву повітря tn = t1s – tgv.
�� −�� −∆��
Тоді ∆�� = 0 ���� ��
?̅? �� −�� (3.10)
���� 0 ����
∆����
Як видно, ∆tc = f (t0 , ∆tn ,txv ). Якщо врахувати, що незалежні змінні Δtn і
txv не пов'язані між собою функціонально, то можна прийняти: ∆tc = f (t0 ).
У даному випадку була прийнята середньологарифмічна залежність, хоча
ця залежність не завжди застосовна для розрахунку теплоутилізаторів. У
роботах [30–31] проаналізовано процеси конденсації водяної пари з газових
сумішей. Ним були розроблені методики розрахунку розподілу температур по
площі теплообміну. Така точність розрахунків доцільна для газо-водяних
поверхневих конденсаційних теплоутилізаторів. У цій роботі подібні
залежності розподілу температур не розглядалися.
Найскладніше визначити величину коефіцієнта теплопередачі від димових
газів до повітря kₜ. Очевидно, що його значення визначає площу теплообміну і
прибутковість установки практично в лінійній залежності. Значно збільшити
його можна лише шляхом підвищення коефіцієнта тепловіддачі від стінки до
повітря. Як відомо, інтенсифікація цього теплообміну пов’язана з необхідністю
збільшення швидкості руху повітря, що, своєю чергою, обмежується
квадратичним зростанням втрат напору.
У межах прийнятих значень відносних поточних витрат Cco = 0,1
розрахунки показують, що коефіцієнт тепловіддачі від стінки до повітря
α₂ неможливо підтримувати на рівні вище 100 Вт/(м2·К).
За умов, коли недостатньо точно визначається і коефіцієнт тепловіддачі від
димових газів до стінки α₁, який, як показують попередні експерименти, значно
вищий, ніж зі сторони повітря α₂ через процес конденсації водяної пари,
доцільно для спрощення задачі приймати в розрахунках значення kₜ у межах
40÷60 Вт/(м²·К). Детальніше ця тема розглянута в [58].
Тоді для визначення поверхні теплообміну рівняння (3.8) після
підстановки (3.9, 3.10) набуде вигляду:

Ентальпія насиченої пари ℎ"
0 в межах температур від 0 до 60 °C з
достатньою точністю апроксимується лінійною функцією.
h"
0(t0) =1,809t0 + 2501,1 (3.12)
У рівняннях (3.9, 3.11) всі величини або задаються у вихідних даних,
або визначаються як функції від t0. Графіки функцій (3.9) і (3.11) наведені на
рисунку 3.1.

Рисунок 3.1. Залежність теплової потужності теплоутилізатора та площі
теплообміну від кінцевої температури димових газів.
Нелінійність залежності потужності зумовлена нелінійністю функції
волаговмісту dn(t) від температури (1.1). Нелінійність залежності площі
теплообміну зумовлена нелінійністю потужності (3.9), а також нелінійністю
середнього температурного напору (3.10).

Річна кількість тепла, отриманого від теплоутилізаційної установки,
визначається за усередненим за період роботи витратою димових газів через неї.
Витрату підігрітого повітря також приймають сталою. За тривалістю
перебування температур зовнішнього повітря визначається середня температура
����
ℎ�� опалювального періоду τₕₚ.
Якщо при визначенні площі теплообміну F (3.11) обчислювати середній
температурний напір Δtₛ, виходячи з того, що вхідна температура повітря
дорівнює середній температурі опалювального періоду ����1 = ����
ℎ�� tv₁, то теплова
потужність теплоутилізатора Qₖ(t₀) буде близька до середньої потужності
ℎ��
установки за опалювальний період ���� .
Таким чином, річну виробітку тепла цією установкою з достатнім ступенем
точності можна визначити
∆���� ℎ��
= 3,6 ∗ ���� ∗ τₕₚ=3,6* Qₖ(t₀)* τₕₚ (3.13)
і тоді рівняння (3.6) набуває вигляду
3,6∗��ₖ(��0)∗ ��ₕₚ∗����
���� = �� �� (3.14)
����∗����
Цільова функція оптимізації кінцевої температури димових газів t₀ з
урахуванням (3.7, 3.11, 3.13, 3.14) має наступний вигляд

або після підстановки виразів (3.9, 1.1, 3.12)

Оптимізований параметр — t₀, критерій оптимізації
��
ЕЕу = ������ЕЕу(��0,����, ���� , ��ℎ��, ������, ���� , ����,������,������).
Строк окупності теплоутилізатора обчислюється як відношення капітальних
витрат до різниці між річним зниженням витрат і річними експлуатаційними
витратами.
��
���� = .
Еу−С0
У таблиці 3.1 представлено розрахунок цільової функції для витрати
димових газів 1 м³/с. Параметри продуктів згоряння взято з таблиці 1.1. У
наведених розрахунках прийнято значення, які є найбільш придатними для
проєктування теплоутилізатора, що працює в кліматичних та економічних
умовах.
Тривалість опалювального періоду τₕₚ = 5352 години при середній
температурі зовнішнього повітря tₓᵥ = –8,5 °С [59]. Холодне повітря нагрівається
до 30 °С.
Для розрахунку прийнято ціну газу [60]: ���� = 8 грн./м³ за розрахункової
��
об’ємної теплоти згоряння ���� = 33,08 МДж/м³. ККД газового котла (нетто) ηₖⁿ =
0,95.
Розглянута конструкція поверхневого пластинчастого конденсаційного
теплоутилізатора з підігрівом повітря, описаного раніше [12, 42], має за досвідом
проєктування питомі витрати на площу теплообміну ���� = 3300 грн./м².
Коефіцієнт теплопередачі від димових газів до повітря, згідно з розглянутими
вище положеннями, прийнято рівним kₜ = 50 Вт/(м²·К).
Під час проєктування енергетичного обладнання нормативний коефіцієнт
ефективності капітальних вкладень приймається рівним Еₙc = 0,15. Коефіцієнт
експлуатаційних витрат прийнято Cₑₓ = 0,1. Розрахунки, проведені при
проєктуванні реальних установок тепловою потужністю від 1 до 15 МВт,
підтверджують, що коефіцієнт експлуатаційних витрат не перевищує прийняте
значення.
Таблиця 3.1. Економічні показники глибокої утилізації тепла.
Розрахунковий параметр Кінцева температура точки роси, t₀ (°С)
0 10 20 30 40 50
Витрата конденсату, Gₖ 0,134 0,130 0,122 0,108 0,085 0,044
(кг/с)
Потужність конденсатора, 411,2 389,5 358,7 312,5 240,0 122,1
Qₖ (кВт)
Річна економія палива, 252134 238808 219938 191571 147115 74843
ΔВ (м³)
Річне зниження витрат, 945,5 895,5 824,8 718,4 551,7 280,7
Еу (тис. грн.)
Температурний напір у 15,9 22,4 27,6 32,3 36,5 40,6
конденсаторі,
Δtс (°С)
Площа теплообміну 517 348 260 194 131 60
конденсатора, F (м²)
Капітальні витрати, 2218,1 1494,7 1115,2 831,2 563,5 258,3
К (тис. грн.)
Річні приведені витрати, 427,3 313,8 249,8 196,5 139,7 66,8
C (тис. грн.)
Очікуваний річний 518,2 581,8 575,0 521,9 412,0 213,9
прибуток, EEy (тис. грн.)
Строк окупності, роки 2,6 1,9 1,5 1,3 1,1 1

Графіки залежностей Ey(t0), C(t₀) та EEy(t0) з урахуванням
вищезазначених факторів Cg, Cf, Cco, kt, Enc показані на рисунку 3.2.

Рисунок 3.2. Графіки залежностей річного зниження витрат на виробництво
тепла Ey, річних приведених витрат C та очікуваного річного прибутку EEy від
кінцевої температури димових газів t₀ при глибокій утилізації тепла.
Для визначення оптимального значення кінцевої температури димових газів
знаходять похідну цільової функції (3.15) і значення t₀, при якому ця похідна
дорівнює нулю:
ЕЕ"
��(��0) = 0
Формула похідної була отримана за допомогою пакету MathCad і виглядає
досить громіздко, тому наочніше подати графік (Рисунок 3.3).

Рисунок 3.3. Графік похідної функції очікуваного річного прибутку ЕЕ"
�� віyд
кінцевої температури димових газів t₀ при глибокій утилізації тепла.
Оптимальне значення кінцевої температури димових газів для наведених
вище факторів становить 13 °С. При цьому строк окупності склав 1,7 року.
Важливо зазначити, що знайдена температура дозволяє обчислити оптимальну
площу конденсації, на яку слід проектувати теплоутилізатор. Після проектування
розраховуються режими роботи цього теплоутилізатора при різних температурах
зовнішнього повітря. Протягом опалювального періоду вона буде змінюватися,
впливаючи на глибину утилізації та потужність установки. Під час експлуатації
необхідне регулювання подачі холодного повітря та часткова його рециркуляція
з метою запобігання замерзанню конденсату.
Пологий характер цільової функції біля точки максимуму визначає досить
широкий діапазон температур із незначним відхиленням від максимально
очікуваного прибутку.
Так, при відхиленні оптимальної точки на 5 °С очікуваний прибуток
зменшується на 1%, а строк окупності скорочується до 1,5 року.
Оцінка впливу кожного з факторів на оптимальне значення дає наступні
результати. Загальний коефіцієнт теплопередачі безпосередньо впливає на
площу теплообміну і, як наслідок, на капітальні витрати. Збільшення коефіцієнта
знижує оптимальну температуру. При зміні коефіцієнта від 30 до 70 Вт/(м²·К)
оптимальна температура коливається від 20 до 10 °С.
Зниження питомої вартості площі теплообміну зменшує капітальні витрати
на утилізацію тепла, збільшуючи очікуваний річний прибуток. У розрахунках
досліджувалося як зниження, так і збільшення питомої вартості площі
теплообміну. Наприклад, при застосуванні нержавіючої сталі замість
оцинкованих сталевих листів вона може збільшитися вдвічі або більше. Значення
питомої вартості варіювалося від 2 до 6 тис. грн. за квадратний метр площі
теплообміну, при цьому точка оптимуму зміщувалася від 8 до 20 °С (Рисунок 3.4).

Рисунок 3.4. Зміщення максимуму цільової функції при зміні питомої
вартості площі теплообміну.
Якщо замість сталого значення Сf взяти лінійну функцію, яка збільшує
питому вартість при зменшенні площі теплообміну, то зміщення точки оптимуму
не відбувається, оскільки ця точка розташована ближче до області максимальних
значень потужності теплоутилізатора.
Експлуатаційні витрати розраховуються з застосуванням коефіцієнта (3.3).
Оцінка його впливу на оптимум цільової функції показана на рисунку 3.5.
Значення коефіцієнта експлуатаційних витрат змінювалося від 0,05 до 0,3, при
цьому точка оптимуму цільової функції зсунулася незначно — від 13 до 16 °С.

Рисунок 3.5. Зміщення максимуму цільової функції при зміні значення
коефіцієнта експлуатаційних витрат.
Зростання вартості палива (природного газу) Сg призводить до збільшення
економічного ефекту від його економії, зростання річного прибутку і знижує
значення оптимальної температури. Значення варіювалося від 2,5 до 6 грн. за
кубометр газу, при цьому точка оптимуму зміщувалась від 19 до 8 °С.
Вплив кліматичних факторів слід розглядати комплексно, оскільки для
кожного регіону змінюються середня температура опалювального періоду та
його тривалість. При виборі різних регіонів — точка оптимуму зміщувалась від
2 до 28 °С.
Всі перелічені фактори змінювались у межах реальних діапазонів значень.
Виявлено незначний вплив цих факторів на значення оптимальної температури,
яка не перевищувала 28 °С.
Найбільш коректно розглядати взаємний вплив кліматичних і економічних
факторів для різних регіонів. Для різних регіонів змінюється оптова ціна газу, що
суттєво впливає на ефективність застосування установок. На рисунку 3.6
показані графіки цільової функції для всього розглянутого діапазону регіонів
України.

Рисунок 3.6. Залежність графіка цільової функції від регіону при
взаємному впливі кліматичних та економічних факторів.
Видно, що максимальний ефект дасть робота утилізаційних установок у
найхолодніших і віддалених районах, де порівняно висока ціна на газ. У таких
регіонах установка глибокої утилізації тепла працюватиме практично весь
тривалий опалювальний період на максимальну потужність. Строк окупності
капітальних витрат становитиме менше одного опалювального періоду.
Найменш вигідною є експлуатація установок у теплих регіонах півдня.
Висока ціна палива не компенсує зниження витрат через короткий опалювальний
період з високою середньою температурою повітря. Оптимальна кінцева
температура охолодження димових газів для таких регіонів становить близько 25
°С, а строк окупності — майже 3 роки.
Результати оптимізаційних розрахунків для деяких міст наведені у таблиці
3.2. Міста розташовані у порядку зменшення значення приведеного річного
прибутку від впровадження установки глибокої утилізації тепла.
Таблиця 3.2. Результати оптимізаційних розрахунків для деяких міст.
Місто Опалювальний період Ціна на газ Оптимальна Строк
Середня Тривалість температура окупності
температура
��в,°С ��от,час Сг, грн/м3 ��0,°С Ток,год
Луганськ -7,7 5304 4,04 14 1,6
Київ -3,1 4943 4,37 15 1,7
Донецьк -5,4 5544 3,821 15 1,7
Чернігів -8,5 5352 3,75 13 1,7
Черкаси -1,8 4796 4,215 17 1,7
Одеса 2 2682 4,46 25 2,8

Найбільша ефективність теплоутилізаторів (Рисунок 3.7) спостерігається в
південних районах, тоді як у холодніших північних регіонах традиційно низькі
ціни на природний газ знижують ефект від його економії. Значення оптимальної
кінцевої температури охолодження димових газів є досить близькими та
становлять від 13 до 15 °С, однак строк окупності для південних районів менший
на 3–4 місяці.

Рисунок 3.7. Графіки цільової функції для Південних регіонів.
У Центральному та Північно-Західному регіонах (Рисунок 3.8) взаємний
вплив факторів є максимальним, що свідчить про високу ефективність
застосування утилізації тепла.

Рисунок 3.8. Графіки цільової функції для Центрального та Північно-
Західного регіонів.

Спостерігається економічна привабливість Центрального регіону у зв’язку з
високою ціною на газ. Найбільш цікавим є порівняння ефективності
застосування теплоутилізаторів у регіонах Західного та Центрального. При
накладанні графіків (Рисунок 3.9) видно, що установки матимуть близьку
ефективність у Києві, трохи нижчу — в Одесі.

Рисунок 3.9. Порівняння графіків цільових функцій для регіонів для
Центрального та Північно-Західного регіонів.
Значення оптимальної кінцевої температури охолодження димових газів
становлять від 14 до 16 °С, строк окупності — 1,7–1,75 року. Очікуваний
приведений річний прибуток енергопідприємства від впровадження
теплоутилізаційної установки буде близьким за величиною, незважаючи на різні
кліматичні умови.
Отримані дані доводять перспективність Центрального та Північно-
Західного регіонів для проєктування та застосування установок глибокої
утилізації тепла.

3.2. Оптимізація конструкції рекуперативного теплообмінника

Технологічно рекуперативний теплообмінник призначений для
попереднього охолодження вихідних димових газів та нагріву осушених, які
виходять із конденсаційної зони теплоутилізатора з температурою насичення
залишкових водяних парів. Для подачі осушених димових газів у димову трубу
їх необхідно нагріти на величину, яку визначають теплові втрати у газохо́дах і
самій трубі. Тобто потрібно створити температурний запас для запобігання
можливої конденсації водяних парів. Це розрахункова величина, що залежить від
стану газохо́дів і труби на конкретному енергопідприємстві. Задача розрахунку
охолодження димових газів у димовій трубі вирішена авторами у роботах [61-62].
При мінімізації температурного запасу необхідно, щоб температура димових
газів на виході з димової труби не опускалась нижче точки роси залишкових
водяних парів. Температура нагріву визначає площу теплообміну
рекуперативного теплообмінника, його потужність і, відповідно, за тепловим
балансом — температуру охолодження вихідних димових газів. Як показали
розрахунки, у більшості випадків на рекуперацію витрачається 10–13% теплової
потужності теплоутилізаційної установки. При цьому температура охолоджених
димових газів не досягає точки роси через високу початкову температуру
димових газів (130–170 °С і вище). Це призводить до утворення в
теплоутилізаторі сухої зони та суттєвого зменшення конденсаційної зони.
Коефіцієнт теплопередачі в сухій зоні у кілька разів нижчий, ніж у
конденсаційній, що суттєво знижує ефективність використання поверхні
теплообміну.

3.3. Удосконалення технології глибокої утилізації тепла димових газів

Подальше удосконалення технології глибокої утилізації тепла передбачає
встановлення додаткового елемента для доохолодження димових газів (Рисунок
3.10). Якщо охолодити димові гази до температури, близької до точки роси, то на
всій поверхні теплоутилізатора відбуватиметься конденсація.

Рисунок 3.10. Удосконалена технологія глибокої утилізації тепла
димових газів.
Розглянуто три варіанти конструкції додаткового теплообмінника для
доохолодження димових газів.
Поверхневий теплообмінник з оребреними біметалічними трубками для
нагріву води має великі розміри, високу металомісткість та вартість.
Поверхневий пластинчастий теплообмінник з нагрівом повітря дешевший, але
менш ефективний через низький коефіцієнт теплопередачі та відсутність потреби
у додатковому нагріві повітря.
Найбільш ефективним є контактний газо-водяний теплообмінник —
водонагрівач ВП. На вході у водонагрівач димові гази мають достатньо високу
температуру (130–90°С), що дозволяє нагрівати воду до 50–65°С із частковим її
випаровуванням.
На виході з водонагрівача температура димових газів відповідає точці роси
парів води, що підвищує ефективність використання поверхні теплообміну в
конденсаторі, усуває утворення сухих зон і збільшує коефіцієнт теплопередачі.
В якості нагрітої води доцільно використовувати конденсат, отриманий у
теплоутилізаторі.
Для зниження аеродинамічного опору по димових газах конструкція
водонагрівача може бути без насадки, з розпиленням конденсату у вільному
об’ємі. У разі високих швидкостей димових газів передбачено комплектування
водонагрівача насадкою у вигляді пластинчастих осередків для стікання
конденсату, щоб запобігти унесенню крапель у теплоутилізатор.
В окремих випадках можна розглядати конструкції водонагрівача з активною
насадкою або барботажним шаром.
Проведені патентні дослідження підтвердили патентоспроможність
запропонованої удосконаленої технології. У таблиці 3.3 наведені результати
перевірочного розрахунку варіанту виконання установки для котла на
природному газі потужністю 11 МВт. Розрахунки проводились для температури
зовнішнього повітря –20°С.
Розрахунок показує, що використання водонагрівача призводить до
зникнення сухої зони в конденсаторі, інтенсифікує теплообмін і збільшує
потужність установки.
Відсоток утилізованого тепла зростає з 14,52% до 15,4%, при цьому
температура точки роси водяних парів у осушених димових газах знижується до
17°С. Приблизно 2% теплової потужності не утилізується, а використовується
для рекуперації — нагрівання осушених димових газів до температури 70°С.
Таблиця 3.3. Порівняльні характеристики виконань теплоутилізаційної
установки.
Обчислювані параметри без водопідігрівача з
водопідігрівачем
Витрата димових газів, м³/с 4 4
Температура початкових 150 150
димових газів, °С
Витрата повітря, м³/с 30 30
Площа поверхні теплообміну 826 826
теплоутилізатора, м3
Площа сухої зони конденсатора, 307 0
м3
Температура нагрітого повітря, 21 23
°С
Теплова потужність 1597 1664
теплоутилізатора, кВт
Витрата отриманого конденсату, 0,46 0,5
кг/с
Теплова потужність 0 30
водопідігрівача, кВт
Температура конденсату, °С 45 60
Теплова потужність 202 217
рекуперативного
теплообмінника, кВт
Площа поверхні теплообміну 200 200
теплообмінника, м3
Температура осушених димових 74 70
газів, °С
Температура точки роси водяної 20 17
пари в осушених димових газах,
°С
Загальний % утилізованого 14,52 15,4
тепла
% на підігрів повітря 14,52 15,13
% на підігрів конденсату 0 0,27
% тепла на рекуперацію 1,84 1,97

3.4. Висновки по главі 3
1. Отримана цільова функція очікуваного прибутку енергопідприємства
від кінцевої температури димових газів на виході з конденсатора ( t_0 ) має
максимум і залежить від багатьох факторів: середньої температури та тривалості
опалювального періоду, вартості природного газу, загального коефіцієнта
теплопередачі, питомої вартості площі теплообміну.
2. Для прийнятих у роботі значень перелічених факторів у кліматичних
та економічних умовах оптимальна кінцева температура димових газів на виході
з конденсатора склала 13°С. Розрахунковий термін окупності становив 1,7 року.
3. Отримані дані доводять перспективність Центрального та Північно-
Західного регіонів для проектування і застосування установок глибокої утилізації
тепла. Значення оптимальної кінцевої температури охолодження димових газів
становлять від 14 до 16°С, термін окупності — 1,7–1,75 року. Очікуваний
приведений річний прибуток енергопідприємства від впровадження
теплоутилізаційної установки буде близький за величиною, незважаючи на різні
кліматичні умови.
4. Пологий характер цільової функції в області її максимуму розширює
діапазон температур при проектуванні теплоутилізаторів.
5. Оптимізація конструкції рекуперативного теплообмінника вимагає
його мінімізації. Площа теплообміну залежить від необхідного температурного
запасу, такого щоб температура димових газів на виході з димової труби не
опускалася нижче точки роси залишкових водяних парів.
6. Використання додаткового контактного водопідігрівача для
доохолодження димових газів перед теплоутилізатором призводить до зникнення
сухої зони в конденсаторі, інтенсифікує теплообмін і збільшує потужність
установки.

РОЗДІЛ 4. АЛГОРИТМ РОЗРАХУНКУ УСТАНОВКИ ГЛИБОКОЇ
УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ

МКР 25.144.88 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Кавун Розділ 4 Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Калейніков
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 4. АЛГОРИТМ РОЗРАХУНКУ УСТАНОВКИ ГЛИБОКОЇ
УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА ДИМОВИХ ГАЗІВ
4.1. Опис алгоритму розрахунку
Загальна структурна схема установки наведена на рисунку 4.1. Даний
алгоритм дозволяє виконувати розрахунки як при використанні для утилізації
тепла всього об'єму димових газів, так і певної його частини.
Для підігрітого повітря можна задати необхідний витрату дуттьового
повітря, що подається до котла. Решта об'єму повітря після опалення приміщень
може відводитись у димову трубу.
Можливий розрахунок схеми як з водопідігрівачем (ВП), так і без нього.

Рисунок 4.1. Структурна схема установки глибокої утилізації тепла
димових газів.
Теплоутилізатор (ТУ) — газо-повітряний поверхневий пластинчастий
теплообмінник, конструктивно єдине пристрій, умовно поділений на дві частини:
охолоджувач (ОХ) — суха зона, та власне конденсатор (К). Повітря подається в
конденсатор за допомогою блоку вентиляторів (В).
У загальному випадку алгоритм розрахунку установки можна представити
як функцію вихідних параметрів від комплексу вхідних параметрів:
���� = ��(���� , ����)
Вхідні параметри ( ���� ) є постійними для конкретної установки:
• геометричні параметри теплообмінних модулів;
• компоновка рекуперативного теплообмінника та теплоутилізатора;
• склад димових газів;
Вхідні параметри ( ���� ) можуть змінюватися:
• параметри димових газів: ( ����) — витрата, ( ����) — температура;
• параметри повітря: ( ���� ) — витрата, ( ������ ) — температура;
• температурний запас для рекуперації ( ���� );
Вихідними параметрами (����) є всі інші розрахункові параметри схеми.
Нижче наведено основні з них:
• температура димових газів на виході з теплоутилізатора (����0) та
рекуперативного теплообмінника ( ��4 );
• температура нагрітого повітря ( ������ );
• параметри конденсату: ( ���� ) — витрата, ( ���� ) — температура;
• потужність теплоутилізатора (������ + ����), водопідігрівача (������) та
рекуперативного теплообмінника ( ���� ).
Алгоритм розрахунку передбачає попереднє задання геометрії
теплообмінних апаратів [64–65]. Теплообмінник ТО та теплоутилізатор ТУ
складаються з пластинчастих теплообмінних модулів — пакетів. Для пакета
задаються: довжина, ширина, товщина листа, коефіцієнт теплопровідності,
кількість листів і зазор між ними. Для кожного теплообмінника задається
кількість пакетів і кількість ходів теплоносія. Геометрія пакетів теплообмінника
ТО і теплоутилізатора ТУ може відрізнятися, однак для установок великої
потужності (понад 1 МВт) доцільно застосовувати уніфіковані пакети.
Так, для установки потужністю 10 МВт (витрата димових газів 33 м³/с)
було розроблено [42] уніфікований пакет із 72 листів розміром 2500 х 1250 мм і
вагою 1,2 тонни (див. Рисунок 2.2). Для такої витрати димових газів кількість
пакетів становила: 16 — для теплообмінника та 24 — для теплоутилізатора (див.
Рисунок 2.3).
Вихідними даними є температура холодного повітря ������ і масова витрата
димових газів з температурою ����, що складається з сухих димових газів ���� і
водяної пари ��в. Також, у разі відсутності водопідігрівача, вважаємо відомою
температуру димових газів на виході з охолоджувача ОХ ������, яка дорівнює
температурі насичення водяної пари при початковій вологості. Якщо
водопідігрівач присутній, то охолоджувач ОХ відсутній (тобто в теплоутилізаторі
немає "сухої зони", і ��1 = ��1��).
Інші параметри обчислюються методами послідовних наближень [66–67].
Блок-схема структури моделі показана на рисунку 4.2.
Блок 1 включає задання вихідних параметрів та початкових значень
шуканих величин у першому наближенні. У цьому ж блоці відбувається
розрахунок площ поверхні теплообміну всіх елементів (підігрівача ���� і
теплоутилізатора ����) та обчислення еквівалентних діаметрів прохідних перерізів
теплообмінників. У першому наближенні задається максимально низька кінцева
температура димових газів на виході з конденсатора ��0 (наближена до 0°C для
від’ємних температур повітря).
Блок 2 призначений для розрахунку складу димових газів (����, ����) і
визначення очікуваної витрати конденсату ���� [68, 69]. Для проведення
подальших розрахунків, виходячи зі швидкостей газових потоків, задається
значення коефіцієнта теплопередачі ������ підігрівача ТО в першому наближенні,
яке надалі уточнюється методом простих ітерацій.

Рис. 4.2. Блок-схема алгоритму розрахунку установки по глибокій утилізації
тепла димових газів.

У блоці 3 розраховується тепловий баланс підігрівача за рівняннями [70–
75]:

де ���� — теплова потужність підігрівача, ���� — масова витрата залишкової
водяної пари у відхідних газах, ������ і ������ — теплоємності сухих димових газів і
водяної пари відповідно, а Δ���� — температурний напір підігрівача.
Температурний напір задається у першому наближенні та уточнюється методом
ділення навпіл (дихотомії).
У блоці 4 виконується розрахунок теплопередачі підігрівача і обчислюється
уточнене значення (чергове наближення) коефіцієнта теплопередачі ������.
1
������ = 1 �� 1 (4.1)
+ ст+
��1 ��ст ��2
де α₁, α₂ — коефіцієнти теплообміну від нагрівального середовища до стінки
та від стінки до нагріваного середовища; δст, λст — товщина та коефіцієнт
теплопровідності стінки.
Для повітряного потоку, як і для димових газів без конденсації водяної пари
за атмосферного тиску, критеріальне рівняння має вигляд [75]:
Nu = 0,018·Re����0,8, где число Рейнольдса Re = w · D / v . (4.2)
Тут w — швидкість потоку, D — еквівалентний діаметр каналу, а ν —
кінематична в’язкість повітря або димових газів. Коефіцієнт теплообміну від
стінки до потоку визначається за формулою:
α = Nu · λ / D, де λ — коефіцієнт теплопровідності середовища. (4.3)
Якщо відносна похибка чергового наближення перевищує 0,1%,
відбувається повернення до блоку 3. В іншому випадку вважається, що підігрівач
умовно розрахований при заданій кінцевій температурі димових газів на виході з
конденсатора t₀.
Блок 5 виконує розрахунок теплового балансу водопідігрівача, якщо він
наявний:
������ = ����·������·(t₂ – t₁) + ����·����″ – (���� + ��������)· ����″ = ����·������·���� – (���� +
��������)· ������·������
Тут: ������ — температура конденсату перед водопідігрівачем; cpv —
теплоємність води; ����″, ����″ — ентальпія насиченої водяної пари на вході та
виході з водопідігрівача відповідно.
Методом послідовних наближень обчислюється кількість нагрітого (����) і
випаруваного (��������) конденсату, його усталена температура насичення t₁, а також
коригується вологовміст димових газів. Для забезпечення збіжності циклу
використовується градієнтний метод.
Блок 6 виконує розрахунок теплового балансу охолоджувача і конденсатора
з метою визначення температур повітря ������ та ������ за рівняннями [76–79].

Тут ������ і ���� — теплова потужність сухої та конденсаційної зон
теплоутилізатора відповідно, ���� — масова витрата повітря,
���������� — теплоємність повітря, ������ — температура повітря на виході з
конденсаційної зони, ����″, ����″ — ентальпія насиченої водяної пари на вході та
виході з конденсаційної зони.
Далі, за рівняннями теплопередачі (4.1, 4.2, 4.3), визначається коефіцієнт
теплопередачі охолоджувача �������� і обчислюється площа сухої зони — за її
наявності.
������ = ������/(�������� ∗ Δ������)

Тоді конденсаційна площа теплоутилізатора ���� = ���� – ������.
При цьому, якщо в схемі присутній водопідігрівач, то суха зона відсутня, і
��1 = ��1��, ������ = ������ , ������ = ������ = 0
У блоці 7 виконується розрахунок теплопередачі конденсаційної зони.
З боку потоку повітря коефіцієнт теплообміну обчислюється згідно з рівняннями
(4.2, 4.3).
Як уже згадувалося (у розділі 1.2), основну складність становить визначення
коефіцієнта теплообміну від вологих димових газів до стінки поверхні
теплообміну α₁ під час конденсації водяної пари, що в них міститься.
Оцінка методів розрахунку коефіцієнта теплообміну та його вплив на
загальний коефіцієнт теплопередачі розглянута нижче (розділ 4.2).
Розглянута модель дозволяє обирати різні методики для обчислення цього
коефіцієнта теплообміну.
За результатами розв’язання рівнянь теплопередачі визначається теплова
потужність конденсатора ����. Якщо вона менша, ніж потужність, обчислена з
балансових рівнянь, тоді кінцева температура димових газів на виході з
конденсатора t₀ коригується в бік збільшення на 0,01°C;
в іншому випадку — в бік зменшення на ту ж величину.
Далі відбувається повернення до блоку 2. При цьому виконується перевірка,
що температура не опускається нижче 0°C — інакше виводиться повідомлення
про можливість замерзання конденсату при заданих параметрах.
Зовнішній цикл завершується при досягненні збіжності теплової потужності
в межах 1%. Таким чином реалізується градієнтний метод, що забезпечує
збіжність циклу. Застосування інших методів не дало змоги отримати стійке
рішення через високу чутливість обчислюваних значень до змінюваних
параметрів.
Блок 8 завершує необхідні обчислення. Виконуються розрахунки втрат
тиску повітря та димових газів у теплообміннику та теплоутилізаторі.
У цьому ж блоці здійснюється розрахунок параметрів основного потоку, що
надходить у димову трубу після змішування з осушеними димовими газами та
підігрітим повітрям.
Розроблений алгоритм розрахунку реалізовано у вигляді програмного
продукту (додатку), який дозволяє підібрати оптимальні геометричні параметри
установок різної продуктивності та провести перевірочні розрахунки їхньої
роботи. Додаток розроблено в середовищі програмування Borland Delphi.
Інтерфейс програми зображено на рисунку 4.3.
Отримано свідоцтво про державну реєстрацію програми для ЕОМ
№2016610134 «Розрахунок установки з глибокої утилізації тепла димових газів»
[80] (Додаток 3).

Рисунок 4.3. Інтерфейс застосунку «Розрахунок установки з глибокої
утилізації тепла димових газів».

4.2. Оцінка методів розрахунку коефіцієнта теплообміну та його вплив
на загальний коефіцієнт теплопередачі

Для теплообмінників, у яких обидва газоподібні середовища не зазнають
фазового переходу (відсутня конденсація водяної пари), коефіцієнти теплообміну
розраховуються стандартним методом [74] і залежать переважно від швидкості
газів. Це справедливо для розрахунку коефіцієнта теплопередачі
рекуперативного теплообмінника ТО та охолоджувальної частини ОХ
теплоутилізатора.
При розрахунку коефіцієнта теплопередачі конденсаційної частини К
теплоутилізатора таким же чином розраховується коефіцієнт теплообміну від
стінки до повітряного потоку (α₂).
Для повітряного потоку за атмосферного тиску критеріальне рівняння має
вигляд (4.2). Залежність цього коефіцієнта теплообміну від швидкості повітря
показано на рисунку 4.4.

Рисунок 4.4. Залежність коефіцієнта теплообміну від стінки до повітряного
потоку α₂ від швидкості повітря.
Швидкість повітря обмежується квадратично зростаючим аеродинамічним
опором повітряного тракту. Для розглянутих повітряних каналів, при швидкості
понад 18 м/с в теплообміннику, аеродинамічний опір перевищує 1 кПа, що є
небажаним через обмеження в характеристиках вентиляторів, які нагнітають
повітря.
Турбулентний режим повітряного потоку починається при швидкості понад
3 м/с. Для забезпечення прийнятного теплообміну швидкість повітря має
становити 13 ÷ 18 м/с, при цьому коефіцієнт теплообміну α₂ досягає 57 ÷ 75
Вт/(м²·К).
Основну складність становить визначення коефіцієнта теплообміну від
вологих димових газів до стінки теплообмінної поверхні — α₁ — під час
конденсації водяної пари, що міститься в газах.
Виходячи з співвідношення (4.1), при відомому термічному опорі
теплообмінної поверхні та коефіцієнті теплообміну від стінки до повітряного
потоку α₂, можна оцінити вплив α₁ на загальний коефіцієнт теплопередачі kt [58].
Залежності наведені на рисунку 4.5.

Рисунок 4.5. Вплив α₁ на коефіцієнт теплопередачі.

При малих значеннях α₁ (α₁ << α₂) коефіцієнт теплопередачі переважно
залежить від теплообміну зі сторони конденсованих парів у потоці димових газів
(α₁). При великих значеннях α₁ (α₁ >> α₂, α₁ > 500) коефіцієнт теплопередачі
більшою мірою залежить від теплообміну зі сторони повітря (α₂). У розглянутому
теплоутилізаторі α₂ не перевищує 100 Вт/(м²·К). Внаслідок конденсації парів
теплообмін зі сторони вологих димових газів значно вищий, особливо за умови
турбулентного режиму.
Відомі роботи [81], присвячені вивченню конденсації пари з парогазової
суміші.
Моделюванням такого процесу, як уже зазначалося раніше, займаються
кілька наукових шкіл. Однією з останніх фундаментальних праць є роботи [30–
31], у якій задача описується системою диференціальних рівнянь і розв’язується
аналітичними та чисельними методами. Застосування таких методик особливо
важливе для розрахунку теплоутилізаторів, що використовують нагрів води,
оскільки в цьому випадку точність обчислення теплообміну зі сторони вологих
димових газів визначає точність розрахунку загального коефіцієнта
теплопередачі [82–88].
Використання цієї методики для розрахунку теплоутилізатора з нагрівом
повітря виявляється не цілком виправданим через складність і необхідність
застосування спеціалізованого програмного забезпечення. Деякі інші автори
використовують подібні підходи до розробки методик розрахунку
теплоутилізаторів [89–93].
Під час проєктування теплоутилізаторів для розрахунку теплопередачі
зручніше використовувати критеріальні рівняння, що ґрунтуються на принципі
подібності.
Ця методика базується на обробці експериментальних даних, отриманих під
час випробувань діючих теплоутилізаторів. Для виведеного на основі принципу
подібності критеріального рівняння були розраховані відповідні коефіцієнти.
���� = 4,55 ∗ ����0,315 ∗ ��0,388 ∗ ����2/3, a=Nu* ��/D
Тут Nu - критерій Нуссельта Nu=a* ��/D;
Re – критерій Рейнольдса Re=�� ∗ ��/��;
Pr – критерій Прандтля Pr=v/a;
K – критерій зрошення K=W*D/ ��
Критеріальне рівняння отримано при 875 ≤ Re ≤ 3500; 0,55 ≤ K ≤ 1,0; 0,5 ≤
Pr ≤ 1,0. Дана методика розроблена для розрахунку теплоутилізаторів з
оребреними трубками та не передбачає по зонного розрахунку з виділенням
сухих зон.
Інша методика запропонована вченими МЕІ для розрахунку
теплоутилізаторів з оребреними трубками при інтенсифікації теплообміну
шляхом упорскування води [24–26]. Ця методика також не передбачає по зонного
розрахунку з виділенням сухих зон, оскільки суха зона відсутня завдяки
впорскуванню води. Основні рівняння наведено нижче.
�� = 0,56 ∗ а̅̅ ̅ ∗ ��0,0032∗����−0,4007
см ��
0,1 0,5 2 ∗ �� −0,5
а�� = 19 ∗ П ∗ а���� ∗ ( ) ∗ ��̅̅ 0̅̅,1̅̅5
����
П=(���� ∗ ��2
��)/( ���� ∗ �� ∗ 2 ∗ ��)
��3
��∗��2
��∗��∗��
������ = 0,725*( )
����∗������−��∗��∗2∗��
Де асм — коефіцієнт теплообміну від парогазової суміші до стінки,
Вт/(м²·К); ���� — питоме парове навантаження конденсатора, кг/(м²·год); а̅̅��̅ —
середній коефіцієнт теплообміну при конденсації чистої водяної пари, Вт/(м²·К);
���� — густина пари, кг/м³; ���� — швидкість пари, м/с; ����, ����, ���� —
теплопровідність, густина та коефіцієнт динамічної в'язкості конденсату,
відповідно Вт/(м·К), кг/м³, (Н·с)/м²; r — прихована теплота пароутворення
(конденсації), Дж/кг; g — прискорення вільного падіння, м/с²; Δ����−�� —
температурний напір між парою та стінкою, К; s = f / F, де f — площа проходного
перерізу для пари, м²; F — площа поверхні теплообміну пластини, м²; l — зазор
між пластинами для проходу газів; ε — вміст неконденсованих газів.
Найбільш близька до розглядуваного теплоутилізатора методика розрахунку
описана співробітниками Харківського політехнічного інституту [40]. При цьому
передбачається розрахунок з поділом теплоутилізатора, який нагріває повітря, на
суху та конденсаційну зони. Основні рівняння для конденсаційної зони наведені
нижче.
Для визначення коефіцієнта теплообміну від газів до поверхні плівки
конденсату ��г використовується критеріальне рівняння.
̅̅ ̅̅ ̅ 0,73 0,43 �� ∗��
����г = 0,032 ∗ (1 + 0,011 ∗ П��) ∗ ����г ∗ ���� , П�� = �� е
����∗��г∗��
де ���� — теплова потужність конденсаційної зони; ��е — еквівалентний
діаметр каналу; ���� — площа поверхні теплообміну в конденсаційній зоні; ��г —
динамічний коефіцієнт в’язкості парогазової суміші; r — питома теплота
пароутворення та конденсації.
Коефіцієнт тепловіддачі від зовнішньої поверхні конденсатної плівки до
стінки визначається за формулою:
апл = С�� ∗ ��н
Коефіцієнт тепловіддачі під час конденсації повільно рухомої пари
визначається за формулою:
4 ��∗��2
к ∗��3
а = 1,15 ∗ √ к∗��
н ,
��к∗����р∗∆����.��
де ρₖ, λₖ, μₖ – густина, коефіцієнт теплопровідності та коефіцієнт динамічної
в’язкості конденсату; ����р – приведена (еквівалентна) довжина каналу; ∆����.�� –
температурний напір «пара – стінка»; g – прискорення вільного падіння.
Урахування ефекту руху парогазової суміші здійснюється відповідно до
рівнянь
2
С = 28,3 ∗ П0,08(�� ∗ �� /�� )−0,5 �� ∗��
�� �� н е �� П = �� г
�� ,
��∗��е∗����
де wₛ – швидкість руху газів на вході в зону конденсації.
Результуючий коефіцієнт тепловіддачі від газів до поверхні теплообміну
α₁ визначається за співвідношенням:
1 1 1
= р −Р + .
�� �� ∗(��∗�� ∆�� )∗ п ГР
1 �� ���� Г ср +аг апл
��Г −��ГР
Тут p — коефіцієнт масовіддачі. Розраховані за цими методиками
коефіцієнти тепловіддачі від парогазового середовища до стінки показали досить
великі розбіжності. Однак, згідно з аналізом залежностей за рисунком 4.4, при
великих значеннях а1 загальний коефіцієнт теплопередачі ���� в основному
визначається значенням а2, і це не призводить до значних похибок.
За певного коефіцієнта тепловіддачі від стінки до повітряного потоку а2 =
80 Вт/(м²·К) можливі два граничні випадки: коефіцієнт тепловіддачі з боку
конденсованих парів має таке ж саме значення або значення на порядок більше.
Реальне значення коефіцієнта тепловіддачі знаходиться між ними. У першому
випадку загальний коефіцієнт теплопередачі ���� становитиме близько 40
Вт/(м²·К), у другому — близько 73 Вт/(м²·К). Як видно, розкид значень а1
становить 300%, тоді як для ���� — уже не перевищує 30%.
Таким чином, за обраних параметрів потоків повітря і димових газів, якщо
коефіцієнт тепловіддачі від вологих димових газів до стінки поверхні
теплообміну а1 перевищує 200 Вт/(м²·К), то вирішальний вплив на загальний
коефіцієнт теплопередачі ���� має коефіцієнт тепловіддачі від стінки до повітря а2.
Запропонований у роботі алгоритм розрахунку теплообміну в
теплоутилізаторі побудований на визначенні коефіцієнта теплопередачі через
розрахунок тепловіддачі від парогазової суміші до стінки, яка охолоджується з
іншого боку повітрям. Коефіцієнт тепловіддачі від парогазової суміші до стінки
а1, за вибором користувача, може розраховуватись за різними методиками.

4.3. Висновки до розділу 4
1. Алгоритм розрахунку поверхневого пластинчастого конденсаційного
теплоутилізатора, який використовує повітря як нагріту середу, містить необхідні
балансні рівняння та рівняння теплопередачі з можливістю вибору різних
методик розрахунку. Розв’язання систем рівнянь здійснюється чисельними
методами, що забезпечують прийнятну точність результату.
2. Визначальний вплив на коефіцієнт теплопередачі в газоповітряному
теплообміннику при підігріві повітря теплом димових газів із конденсацією
водяної пари має коефіцієнт тепловіддачі від стінки до повітря а2.
3. Програмний продукт, що реалізує алгоритм розрахунку, дає змогу
проєктувати установки на різну продуктивність, виконувати перевірочні
розрахунки та підбирати оптимальну конструкцію. Додаток буде корисним для
проєктних організацій енергетичної галузі.

РОЗДІЛ 5. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ АДЕКВАТНОСТІ
АЛГОРИТМУ РОЗРАХУНКУ

МКР 25.144.88 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Кавун Розділ 5 Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Калейніков
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 5. ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ АДЕКВАТНОСТІ
АЛГОРИТМУ РОЗРАХУНКУ
5.1. Дослідження на лабораторній установці
Експериментальні дослідження процесів теплообміну при конденсації
водяної пари з газових сумішей лежать в основі багатьох методик розрахунку
коефіцієнта тепловіддачі. Основним недоліком таких методик є обмеження
області їх застосування. Виведені залежності можна використовувати лише для
певних типів поверхонь теплообміну та в межах досліджених діапазонів зміни
параметрів теплоносіїв. Методики, розроблені для проєктування
теплоутилізаторів з оребреними [98] або гладкими трубками [99], можуть
виявитися непридатними для плоскої поверхні теплообміну.
Для перевірки адекватності математичної моделі необхідне
експериментальне підтвердження правильності обчислення коефіцієнта
теплопередачі при конденсації водяної пари. Через нестачу експериментальних
даних для конденсаційних поверхневих пластинчастих теплообмінників було
поставлено завдання – провести серію експериментів з конденсації водяної пари
на вертикальній поверхні теплообміну при низхідному русі парогазової суміші
на лабораторній установці за близьких параметрів швидкості та вологості потоку
[100–101].
Метою експериментів є визначення коефіцієнта тепловіддачі від парогазової
суміші до вертикальної поверхні теплообміну при конденсації на ній водяної
пари. Схема експериментальної установки наведена на рисунку 5.1.
Як парогазову суміш використовували потік повітря, нагнітаємий
вентилятором F, зволожений водяною парою, яка надходить до камери
змішування C з електричного парогенератора SG. Вологовміст отриманої суміші
розраховується на основі вологовмісту вихідного повітря та кількості
випаруваної води в парогенераторі.
Пароповітряна суміш подається у вертикальний теплообмінник H, який має
газовий канал прямокутного перерізу 10×2 см, оточений охолоджуваним водяним
каналом.
Довжина теплообмінника — 1 м, площа теплообміну — 0,24 м²,
еквівалентний діаметр для потоку води — 0,064 м, еквівалентний діаметр для
потоку пароповітряної суміші — 0,033 м, товщина стінки — 0,5 мм,
теплопровідність стінки — 16 Вт/(м·К).
Застосування води як охолоджуваного теплоносія обумовлене тим, що
коефіцієнт тепловіддачі від стінки до води значно вищий, ніж від пароповітряної
суміші до стінки, що дає змогу визначити останній з більшою точністю.

Рисунок 5.1. Схема лабораторної установки.
Вимірювання проводились у встановленому режимі, виконувалися 5 вимірювань
кожного параметра, обчислювалося середнє значення та випадкова похибка
вимірювань при довірчій імовірності 0,95. Коефіцієнт Стьюдента прийнято
рівним 2,766. Похибка непрямих вимірювань обчислювалася згідно з
співвідношенням:
����
якщо F=F(��1, ��2 … ����) то ∆�� = √∑��
��=1(∆���� ∗ )2. (5.1)
������
Початкові параметри повітря вимірювалися психрометричним гігрометром
за показаннями сухого і вологого термометрів при швидкості аспірації 0,1 м/с.
Термометри з ціною поділу 0,2°С забезпечували відносну похибку вимірювання
температури 0,2% та відносну похибку непрямого вимірювання вологості
повітря 2,8% згідно зі співвідношеннями.
Швидкість потоку та витрата повітря розраховувалися за значеннями
динамічного тиску, виміряного диференціальним мікроманометром МКВ-250-
0,02, який має клас точності 0,02. Для вимірювання повного тиску
використовували трубку Піто. Відносна похибка непрямих вимірювань малих
швидкостей повітря становила 10%.
Кількість доданої до повітря пари визначали за кількістю випарованої в
електричному парогенераторі води, за формулою Gp = U · I · R (кг/с), де R —
питома теплота пароутворення (Дж/кг). Потужність електричного
парогенератора регулювалась реостатом та вимірювалась за показаннями
вольтметра і амперметра з класом точності 1,5. Відносна похибка непрямих
вимірювань кількості випарованої води становила 2,5%.
Масова витрата пари у пароповітряній суміші на вході в теплообмінник
розраховувалась як сума початкової витрати пари, що міститься у повітрі, і
витрати пари з парогенератора. Відносна похибка визначення початкової
вологості суміші становила менше 9%.
Температура суміші вимірювалась вбудованим у потік термометром з
похибкою вимірювання 0,5°С. Середня швидкість потоку суміші у каналі
теплообмінника обчислювалась як відношення об’ємної витрати до площі
поперечного перерізу каналу. Відносна похибка розрахунку швидкості становила
менше 7%.
Вологість пароповітряної суміші на виході з теплообмінника обчислювалася
за показаннями термометра згідно зі співвідношенням (1.1). Слід зазначити, що
показання сухого і вологого термометрів були однаковими. Це означає, що водяна
пара на виході з теплообмінника знаходиться в стані насичення. Відносна
похибка непрямих вимірювань вологості не перевищила 3%.
Різниця вологості суміші на вході та виході з теплообмінника, помножена на
масовий витрат сухого повітря, дає теоретичний витрат отриманого конденсату.
Фактичний витрат конденсату вимірювався ваговим методом: відношення маси
зібраного конденсату за час досвіду до тривалості цього часу. Відносна похибка
визначення витрати конденсату не перевищила 22%.
З боку води параметри потоку вимірювалися вбудованими в потік
термометрами з похибкою вимірювання 0,5°С. Витрату води спочатку
вимірювали водолічильником, однак через його велику похибку (10%) витрата
була уточнена ваговим методом як відношення маси води до часу досвіду.
Відносна похибка визначення витрати води не перевищила 0,1%.
За рівняннями теплового балансу була визначена теплова потужність
теплообмінника з відносною похибкою до 32%.
Загальний коефіцієнт теплопередачі k визначається за рівнянням
теплопередачі (3.8). Коефіцієнт тепловіддачі а2 від поверхні теплообміну до води
обчислюється добре відомими методами [70–74]. Коефіцієнт тепловіддачі а1 від
парогазової суміші до поверхні теплообміну обчислюється при відомому
термічному опорі стінки δ/λ та коефіцієнті тепловіддачі від неї до води а2 за
рівнянням (4.1). Відносна похибка визначення а2 становила 20–40%. Велика
похибка пояснюється значною кількістю розрахункових формул при визначенні
кінцевого значення і, як наслідок, накопичувальною похибкою обчислень.
Передусім були проведені досліди без додавання пари до потоку повітря.
Визначений коефіцієнт тепловіддачі від повітря до стінки добре узгоджувався з
розрахунками за критеріальним рівнянням (4.2).
При додаванні до повітря пари і виникненні процесу її конденсації на
поверхні теплообміну коефіцієнт тепловіддачі збільшувався у кілька разів.
Результати експериментів наведені у таблицях 5.1–5.4. Швидкість потоку суміші
в каналі змінювалась від 1,8 до 3,7 м/с. Початкова вологість суміші змінювалась
від 0,01 до 0,2 кг/кг сухої газової суміші.
Таблиця 5.1. Результати експериментів при швидкості суміші в каналі
1,8±0,1 м/с.
Початковий вміст вологи 0,011 0,034 0,058 0,098 0,133 0,21
суміші, кг/кг сухої газової ±0,0007 ±0,002 ±0,004 ±0,007 ±0,008 ±0,02
суміші
Температура суміші на 26 38,5 50 59 64 69
вході в теплообмінник, °С ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5
Температура суміші на 17 27 34 42 45 49
виході з теплообмінника, ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5
°С
Кінцевий вміст вологи 0,011 0,023 0,035 0,056 0,066 0,083
суміші, кг/кг сухої газової ±0,0007 ±0,001 ±0,001 ±0,002 ±0,002 ±0,003
суміші
Витрата конденсату, мг/с 0 44 86 147 218 368
±10 ±16 ±27 ±30 ±70
Загальний коефіцієнт 12 29 34 45 62 100
теплопередачі k, Вт/(м²·К) ±8 ±9 ±9 ±10 ±10 ±19
Коефіцієнт тепловіддачі 135 172 188 204 217 236
від стінки до води а2, ±1 ±1 ±1,1 ±1,2 ±1,3 ±1,4
Вт/(м²·К)
Коефіцієнт тепловіддачі 13 34 42 58 87 174
від суміші до стінки а1, ±9 ±12 ±12 ±17 ±14 ±70
Вт/(м²·К)
Далі досліджувався вплив швидкості потоку на значення коефіцієнта
тепловіддачі. Швидкість потоку змінювалась від 1,8 до 3,7 м/с.
Таблиця 5.2. Результати експериментів при швидкості суміші в каналі
2,7±0,1 м/с.
Початковий вміст вологи 0,025 0,040 0,062 0,081 0,106 0,130
суміші, кг/кг сухої газової ±0,001 ±0,002 ±0,002 ±0,003 ±0,004 ±0,005
суміші
Температура суміші на вході 33,5 41,5 49 54 58 60
в теплообмінник, °С ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5
Температура суміші на 25 31 36,5 40,5 44 46
виході з теплообмінника, °С ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5
Кінцевий вміст вологи 0,020 0,029 0,040 0,051 0,062 0,070
суміші, кг/кг сухої газової ±0,001 ±0,001 ±0,002 ±0,002 ±0,002 ±0,002
суміші
Витрата конденсату, мг/с 31 62 123 163 229 298
±10 ±10 ±16 ±20 ±20 ±30
Загальний коефіцієнт 29 31 48 55 71 90
теплопередачі k, Вт/(м²·К) ±10 ±9 ±9,7 ±10 ±11 ±12
Коефіцієнт тепловіддачі від 168 179 198 207 218 227
стінки до води а2, Вт/(м²·К) ±1 ±1 ±1,2 ±1,2 ±1,3 ±1,3
Коефіцієнт тепловіддачі від 36 38 63 75 107 150
суміші до стінки а1, ±13 ±12 ±16 ±18 ±24 ±35
Вт/(м²·К)
Таблиця 5.3. Результати експериментів при швидкості суміші в каналі 3±0,1
м/с.
Початковий вміст вологи 0,012 0,025 0,038 0,061 0,078 0,114
суміші, кг/кг сухої газової ±0,0004 ±0,001 ±0,002 ±0,002 ±0,003 ±0,004
суміші
Температура суміші на 27 32,5 40,5 48 52 57
вході в теплообмінник, °С ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5
Температура суміші на 18 25 30 36 40 44
виході з теплообмінника, ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5
°С
Кінцевий вміст вологи 0,012 0,020 0,028 0,039 0,050 0,062
суміші, кг/кг сухої газової ±0,0004 ±0,001 ±0,001 ±0,002 ±0,002 ±0,002
суміші
Витрата конденсату, мг/с 0 33 69 133 169 288
±10 ±10 ±16 ±19 ±26
Загальний коефіцієнт 17 33 39 55 60 94
теплопередачі k, Вт/(м²·К) ±9 ±10 ±10 ±10 ±10 ±12
Коефіцієнт тепловіддачі 144 169 183 200 207 226
від стінки до води а2, ±1 ±1 ±1,1 ±1,2 ±1,3 ±1,4
Вт/(м²·К)
Коефіцієнт тепловіддачі 20 42 50 75 84 163
від суміші до стінки а1, ±11 ±15 ±15 ±18 ±20 ±38
Вт/(м²·К)

Таблиця 5.4. Результати експериментів при швидкості суміші в каналі 3,7 м/с.
Початковий вміст вологи 0,023 0,035 0,050 0,063 0,085 0,091
суміші, кг/кг сухої газової ±0,001 ±0,001 ±0,002 ±0,002 ±0,002 ±0,002
суміші
Температура суміші на вході 32 39 45,5 48,5 53 53,5
в теплообмінник, °С ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5
Температура суміші на 24,5 30 35 37 41 42
виході з теплообмінника, °С ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5 ±0,5
Кінцевий вміст вологи 0,020 0,028 0,037 0,042 0,052 0,056
суміші, кг/кг сухої газової ±0,001 ±0,001 ±0,001 ±0,002 ±0,002 ±0,002
суміші
Витрата конденсату, мг/с 28 57 103 157 235 263
±10 ±13 ±16 ±20 ±20 ±20
Загальний коефіцієнт 26 29 39 58 78 88
теплопередачі k, Вт/(м²·К) ±10 ±10 ±10 ±10 ±11 ±12
Коефіцієнт тепловіддачі від 163 174 189 212 217 221
стінки до води а2, Вт/(м²·К) ±1 ±1 ±1,1 ±1,2 ±1,2 ±1,3
Коефіцієнт тепловіддачі від 31 34 49 81 123 148
суміші до стінки а1, ±14 ±14 ±15 ±20 ±27 ±34
Вт/(м²·К)

На рисунку 5.2 показані залежності коефіцієнта тепловіддачі від початкової
вологості суміші при різних швидкостях потоку.
Отримані дані показали, що коефіцієнт теплопередачі k (за винятком точок
без конденсації водяної пари) лежить у межах від 26±1026 до 100±19100
Вт/(м²·К) і при заданому термічному опорі стінки суттєво залежить не стільки від
швидкості пароповітряної суміші, скільки від її початкової вологості.
Процес конденсації водяної пари із суміші збільшує коефіцієнт тепловіддачі
від суміші до поверхні теплообміну в 1,5÷10 разів. Це означає, що зниження
конвективної складової коефіцієнта тепловіддачі а1 з лишком компенсується
масообміном при конденсації водяної пари.

Рисунок 5.2. Залежність коефіцієнта тепловіддачі від початкової
вологості суміші при різних швидкостях потоку.
5.2. Обробка результатів експерименту
Під час проведення інженерних розрахунків теплообмінних апаратів зручно
використовувати критеріальні рівняння. На основі експериментальних
досліджень та фізичних уявлень відомо, що коефіцієнт тепловіддачі від
пароповітряної суміші до поверхні теплообміну при конденсації водяної пари є
функцією наступних фізичних величин:
а = f (D, w, ��, �� , ��, c, W), де
D — геометричний параметр, еквівалентний діаметр каналу (м);
w — швидкість потоку суміші (м/с);
��, �� , ��, c — відповідно густина (кг/м³), кінематична в’язкість (м²/с),
теплопровідність (Вт/(м·К)) та теплоємність пароповітряної суміші (Дж/(кг·К));
W — густина зрошення поверхні теплообміну конденсуючимися водяними
парами (кг/(м²·с)).
При використанні методу аналізу розмірностей відповідно до висновків,
зроблених у роботах [7, 11, 95], критеріальне рівняння подібності має вигляд:
���� = В ∗ ������ ∗ ������ ∗ ����, (5.2)
Тут Nu - критерій Нуссельта, Nu=a* D/ ��;
Re – критерій Рейнольдса, Re=�� ∗ ��/��;
Pr – критерій Прандтля, Pr=v/a;
K – критерій зрошення, K=W*D/ ��;
W =����*F, ���� — витрата конденсату, F — площа теплообміну.
Визначення показників степеня m, n, R та коефіцієнта BBB проводилось,
спираючись на наведені вище результати експериментів, за методикою,
викладеною в [11]. Логарифмуючи рівняння (5.2), отримуємо:
lg(Nu)= lg(B*������ ∗ ����) +m* lg(Re).
Якщо позначити Y= lg(Nu), X= lg(Re) та ��1 = lg (�� ∗ ������ ∗ ����), то з
рівняння
Y=C+m⋅X можна знайти m як тангенс кута нахилу цієї прямої до осі абсцис
(Рисунок 5.3). Результати зведені в таблицю 5.5.

��2 − ��1
�� = ����(��2) =
��2 − ��1
Рисунок 5.3. Залежність lg(Nu) від lg(Re).
Таблиця 5.5. Результати обчислень для визначення показника mmm,
значення наведені для критерію зрошення K=1,5.
Швидкість пароповітряної суміші w, м/с 1,8 2,8 3 3,7
Середня температура суміші, °С 54 49 47 45
Кінематична в’язкість ν×10−6, м²/с 17,45 16,97 16,78 16,59
Теплопровідність λ, Вт/(м·К) 0,0259 0,0256 0,0254 0,0253
Re 3404 5444 5899 7358
lg(Re) 3,532 3,736 3,771 3,867
Коефіцієнт тепловіддачі ��1, Вт/(м²·К) 80 91 102 102
Nu 102 118 133 132
lg(Nu) 2,007 2,070 2,124 2,122
2,122 − 2,007
�� = = 0,34
3,867 − 3,532
Для визначення показника (R) рівняння (5.2) записується у вигляді:
���� ����
= (�� ∗ ������) ∗ ����, lg( = lg(�� ∗ ������) + �� ∗ lg(��).
������ ������

��2 − ��1
�� = ����(��2) =
��2 − ��1
Рисунок 5.4. Залежність lg(Nu/������) от lg(K).
Таблиця 5.6 — Результати обчислень для визначення показника R, значення
наведені для швидкості потоку пароповітряної суміші w = 2,7 м/с.
Густина зрошення W, г/(м²·с) 0,13 0,26 0,515 0,682 0,956 1,244
Середня температура суміші, 29 36 43 47 51 53
°С
Re 5498 5498 5498 5498 5498 5498
������ 18,69 18,69 18,69 18,69 18,69 18,69
Коефіцієнт тепловіддачі α₁, 35,7 37,8 63,1 74,8 106,6 150
Вт/(м²·К)
Теплопровідність λ, Вт/(м·К) 0,024 0,025 0,025 0,025 0,026 0,026
Nu 48,7 50,5 82,6 97,1 136,8 191,1
Nu/������ 2,61 2,70 4,42 5,20 7,32 10,22
Lg(Nu/������) 0,416 0,432 0,646 0,716 0,864 1,009
Динамічна в’язкість �� ∗ 17,24 17,52 17,79 18,02 18,20 18,29
10−6, кг·м⁻¹·с⁻¹
Критерій зрошення K 0,248 0,490 0,956 1,251 1,733 2,245
lg(K) -0,605 -0,310 -0,020 0,097 0,239 0,351
Pr 0,6508 0,6619 0,6739 0,6879 0,6958 0,7038

1,009 − 0,416
�� = = 1,14
0,351 − (−0,605)
Показник степеня при критерії Прандтля n приймається рівним 2/3,
виходячи з міркувань його слабо змінного значення в розглянутому діапазоні
температур і відповідно до рекомендацій попередніх досліджень та публікацій [1,
7, 11, 13].Рівняння (5.1) набуло вигляду:
2
���� = �� ∗ ����0,34 ∗ ����3 ∗ ��1,14.
Для знаходження BBB запишемо його у вигляді
����
�� = 2 .
����0,34∗����3∗��1,14
Значення критеріїв приймаємо з таблиці 5.6
82,6
�� = 2 =5,9.
54980,34∗0,6739 ⁄3∗0,9561,14
Слід зазначити, що при виборі різних стовпців таблиці 5.6 коефіцієнт BBB
змінює свої значення від 5,9 до 4,9. Обираємо середнє значення B=5,4.
2
���� = 5,4 ∗ ����0,34 ∗ ����3 ∗ ��1,14.
Критеріальне рівняння отримано при
3400 ≤ Re ≤ 7350; 0,8 ≤ К ≤ 2,7; 0,6 ≤ Pr ≤ 0,7.
Порівняння значень коефіцієнта тепловіддачі ��1, розрахованих за
критеріальним рівнянням (5.3) та отриманих експериментально, наведено в
таблиці 5.7 та на рисунку 5.5.
Таблиця 5.7. Порівняння розрахункових значень коефіцієнта тепловіддачі ��1
(Вт/(м²·К)) з експериментальними даними.
№ w, W, г/( Re K За За Відносна
м/c м²·с) розрахунком експериментом похибка,
а1 а1е %
1 3,7 0,430 7453 0,802 51 49±15 3,0
2 3,7 0,658 7453 1,219 83 81±20 2,5
3 3,7 0,979 7453 1,793 132 123±27 6,6
4 3,7 1,096 7453 2,007 150 148±34 1,4
5 2,7 0,683 5498 1,251 79 75±18 5,0
6 2,7 0,956 5498 1,733 116 107±24 8,5
7 2,7 1,244 5498 2,245 158 150±35 5,2
8 1,8 0,611 3471 1,109 60 58±17 3,6
9 1,8 0,909 3471 1,634 95 87±25 7,8
10 1,8 1,534 3471 2,728 173 174±70 0,6

Рисунок 5.5. Порівняння розрахункових залежностей коефіцієнта
тепловіддачі з експериментально отриманими точками.
Недоліком проведених експериментів була недостатня потужність
парогенератора, яка не дозволила отримати великі значення вологості вихідної
пароповітряної суміші при високих швидкостях вхідного потоку. Уточнення
розрахункових залежностей процесу теплообміну вимагає модернізації
лабораторної установки та проведення додаткових експериментів.

5.3. Дослідження на експериментальній установці ТЕЦ

На базі ТЕЦ була створена експериментальна установка, яка реалізує
запропоновану технологію глибокої утилізації тепла димових газів [102].
Установка створювалась з метою перевірки працездатності технології,
визначення параметрів потоків теплоносіїв та вивчення можливих шляхів
удосконалення як самої технології, так і конструкцій її елементів [103].
Зовнішній вигляд установки наведено на рисунку 5.6.

Рисунок 5.6. Експериментальна установка на ТЕЦ.
До особливостей реалізації експериментальної установки належить те, що її
розташування у котельному цеху дозволило використовувати для утилізації тепла
димові гази не з основного димоходу, а з технологічного димоходу лінії
рециркуляції. Це зумовило інші параметри вихідних димових газів — нижчу
температуру та підвищений коефіцієнт надлишку повітря. Через підсмоктування
повітря коефіцієнт надлишку повітря у потоці димових газів виявився рівним 2,1.
Відповідно знизилась вологість та температура точки роси водяних парів.
Було проведено серію з п’яти експериментів, кожен тривалістю від 30 до 50
хвилин, з метою дослідного визначення коефіцієнта теплопередачі та
коефіцієнтів тепловіддачі. Вимірювались вхідні та вихідні параметри потоків
повітря, димових газів та отриманого конденсату.
Вимірювання проводились у встановленому режимі, виконувалось 10
вимірювань кожного параметра, обчислювалось середнє значення та випадкова
похибка вимірювань при довірчій ймовірності 0,95. Коефіцієнт Стьюдента
прийнято рівним 2,262. Похибка непрямих вимірювань обчислювалась
відповідно до співвідношення (5.1).
Температури вимірювались ртутними термометрами, вбудованими в
установку, з похибкою вимірювання 0,5°С. Випадкова похибка вимірювань
становила 3%. Швидкість потоків повітря та димових газів вимірювалась за
допомогою крильчатого анемометра АТТ-1002-К2 з відносною похибкою 5%.
Витрати потоків обчислювались, виходячи з площі проходного перерізу.
Склад димових газів визначався штатним газоаналізатором ТЕЦ-3 марки
АГМ-510, відносна похибка вимірювань якого складає 5%. Витрата конденсату
вимірювалась ваговим методом, випадкова похибка вимірювань становила 3%.
Проводився розрахунок загального коефіцієнта теплопередачі за
балансними рівняннями та відомою площею теплообміну. Похибка визначення
коефіцієнта теплопередачі в цій серії дослідів становить близько 15%.
За результатами експериментів було отримано коефіцієнт теплопередачі
����=62±9 Вт/(м²·К).
Коефіцієнт тепловіддачі від поверхні теплообміну до повітря обчислювався
за співвідношеннями (4.2, 4.3). На основі розрахунків за експериментальними
даними він становив ��2 = 82 ± 10 Вт/(м²·К).
Знаючи тепловий опір стінки, можна визначити коефіцієнт тепловіддачі від
парогазової суміші до стінки за рівнянням (4.1). Останній з урахуванням похибки
виявився рівним ��1 = 251 ± 50 Вт/(м²·К).
У таблиці 5.8 наведені результати обробки проведених експериментів у
порівнянні з результатами розрахунків процесу теплообміну в конденсаторі за
алгоритмом розрахунку установки. Вихідними даними для розрахунку були
параметри проведення експерименту та геометричні характеристики площ
теплообміну експериментальної установки.
У програму було закладено геометрію експериментальної установки та
вихідні параметри димових газів і повітря, що відповідають умовам
експерименту. У таблиці ці параметри позначені зірочкою *.
Таблиця 5.8. Порівняння результатів експерименту з розрахунками у
програмному продукті.
Найменування величини Середні Розрахункові Відносна
значення за значення за похибка, %
дослідами програмою
*Коефіцієнт надлишку повітря α 2,1±0,1 2,1
*Температура повітря на вході в 3,8±0,5 3,8
конденсатор ������, °С
Температура повітря на виході з 29±0,5 25,1 13.4
конденсатора ��вих, °С
*Температура димових газів на 56,5±0,5 56,5
вході в конденсатор ��1, °С
Температура димових газів на 37±1 36 2,7
виході з конденсатора ��0, °С
*Початковий вміст вологи в 74,4±4 74,4
димових газах ��1, г/кг с.г.
Кінцевий вміст вологи в 36,5±3 38,7 6
димових газах ��0, г/кг с.г.
*Об’ємна витрата димових газів 0,1±0,005 0,1
��0, м³/с
Теоретична витрата конденсату 0,0046 0,0042 8,7
����, кг/с ±0,0005
*Об’ємна витрата повітря ����, 0,49±0,02 0,49
м³/с
Теплова потужність 13,0±1,5 13,4 13,1
теплоутилізатора ������, кВт
Температурний напір Δt, °С 30,3±1 31,8 5
Коефіцієнт теплопередачі ������, 61,8±9 58,8 4,9
Вт/(м²·К)

Експериментальна установка на ТЕЦ підтвердила ефективність
запропонованої технології глибокої утилізації тепла димових газів з підігрівом
повітря.
Розбіжності значень, отриманих за моделлю та за результатами
експерименту, не перевищували 15%.
На основі проведених експериментів були внесені коригувальні зміни у
технологію та конструкцію елементів установки.

5.4. Висновки до розділу 5
1. Експерименти, проведені на лабораторній установці, показали, що
коефіцієнт тепловіддачі від повітря до вертикальної плоскої поверхні
теплообміну добре узгоджується з розрахунками за відомими критеріальними
рівняннями. При додаванні до повітря пари і виникненні конденсації коефіцієнт
тепловіддачі збільшувався у 1,5–10 разів. Похибка отриманих значень
коефіцієнта тепловіддачі становила 18–40%.
2. Проведені експерименти підтверджують, що в конденсаційній зоні
теплоутилізатора коефіцієнт тепловіддачі від димових газів до поверхні
теплообміну ��1 буде значно більшим, ніж від поверхні до потоку повітря ��2. Це
означає, що загальний коефіцієнт теплопередачі k буде в основному визначатися
останнім — ��2.
3. Обробка експериментальних даних дозволила отримати
критеріальне рівняння для знаходження коефіцієнта тепловіддачі від димових
газів до поверхні теплообміну ��1α1 при конденсації водяної пари: ���� = 5,4 ∗
2
����0,34 ∗ ����3 ∗ ��1,14 в діапазонах зміни параметрів: 3400≤����≤7350; 0,8≤K≤2,7;
0,6≤Pr≤0,7. Отримане критеріальне рівняння дозволяє розраховувати коефіцієнт
тепловіддачі з відносною похибкою менш ніж 10% при вказаних вище умовах.
4. Експериментальна установка на ТЕЦ підтвердила ефективність
запропонованої технології глибокого використання тепла димових газів з
попереднім нагріванням повітря і показала необхідність внесення коригувальних
змін у технологію та конструкцію елементів установки.
5. Проведені експерименти підтвердили адекватність алгоритму
розрахунку установки. Розбіжності значень, отриманих за моделлю та за
результатами експериментів, не перевищували 15%.

РОЗДІЛ 6. МЕТОДИКА ТА РЕЗУЛЬТАТИ ПРОЕКТУВАННЯ УСТАНОВОК
ДЛЯ ГАЗОВИХ КОТЛІВ РІЗНОЇ ПОТУЖНОСТІ

МКР 25.144.88 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Кавун Розділ 6 Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Калейніков
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 6. МЕТОДИКА ТА РЕЗУЛЬТАТИ ПРОЕКТУВАННЯ УСТАНОВОК
ДЛЯ ГАЗОВИХ КОТЛІВ РІЗНОЇ ПОТУЖНОСТІ
6.1. Методика проектування конденсаційних поверхневих
пластинчастих установок глибокого використання тепла димових газів з
попереднім нагріванням повітря

За досвідом розрахунків і створення конденсаційних поверхневих
пластинчастих установок глибокого використання тепла димових газів з
попереднім нагріванням повітря була розроблена методика проектування, що
включає такі етапи:
1. Визначення вихідних параметрів димових газів. Етап включає:
розрахунок складу продуктів згоряння газоподібного палива; визначення
витрати димових газів, що відбираються для утилізації тепла; визначення
витрати дуттьового повітря.
2. Попередній розрахунок конденсаційної площі теплообміну з
оптимізацією очікуваного приведеного річного прибутку від глибини
утилізації (температури охолодження димових газів у конденсаторі) (Розділ 3.1).
3. Визначення необхідного нагріву димових газів у рекуперативному
теплообміннику та його площі теплообміну (Розділ 3.2).
4. Проектування конструкції уніфікованого пакету теплообміну:
− вибір матеріалу, товщини та геометрії листа;
− вибір кількості листів та зазору між ними.
5. Компоновка рекуперативного теплообмінника і теплоутилізатора.
6. Проектування конструкції контактного водонагрівача.
7. Розрахунок установки, аналіз результатів та корекція конструкції
елементів.

6.2. Результати проектування установок для великих, середніх та малих
газових котлів

За запропонованою методикою були спроектовані оригінальні конструкції
установок глибокого використання тепла димових газів на різну продуктивність
[104]. Порівняльні характеристики установок наведені в таблиці 6.1.
Таблиця 6.1. Порівняльні характеристики спроектованих установок.
Параметри установки Варіанти проектування установок на різну
продуктивність
Витрата димових газів, м³/с 20 10 7 4 1 0,5 0,07
Температура димових газів, 130 150 150 170 170 170 100
����, °С
Температура точки роси 56 56 56 56 56 56 56
водяної пари в димових
газах, °С
Площа теплообміну 1653 802 401 200 62 23 4
рекуперативного
теплообмінника, ����, м2
Теплова потужність 1133 586 390 241 66 28 2,5
рекуперативного
теплообмінника, ����, кВт
Площа поверхні 4960 2480 1653 1033 236 110 18
теплообміну
теплоутилізатора, �� 2
��, м
Витрата конденсату, ����, м/г 2,5 1,3 0,9 0,5 0,12 0,06 0,01
Витрата повітря, ����, м³/с 178 101 70 35 8 5 0,6
Нагрівання повітря від –8,5 +26 +24 +24 +30 +34 +26 +24
до ������, °С
Теплова потужність 7746 4174 2920 1732 425 222 26
теплоутилізатора, кВт
Температура охолодження 17 14 16 18 19 16 14
димових газів, ��0, °С
Температура відхідних 72 72 70 76 84 70 50
димових газів, ��4, °С
Капітальні вкладення, тис. 21820 10830 6780 4071 984 438 73
грн.
Термін окупності, рік 1,36 1,3 1,12 1,14 1,12 1 1,3
Очікуване підвищення ККД 15 16 16 17 17 17 15
котла при утилізації тепла
всього об’єму димових
газів, %

Великі установки для енергетичних котлів ТЕС.
Установки на витрату димових газів 20 м³/с застосовуються для енергетичних
котлів ТЕС. Конструктивно це найбільші установки; для утилізації тепла ще
більшого об’єму димових газів можна встановити кілька таких установок.
Уніфікований теплообмінний пакет великих установок конструюється зі
стандартних листів оцинкованої або нержавної сталі розміром 2500×1250 мм і
товщиною 0,5–0,6 мм. Кількість листів у пакеті складає 72 шт. із зазором між
ними 20 мм. Такий пакет має площу теплообміну 206,6 м² і важить 1203 кг
(Рисунок 2.2).
Теплоутилізатор установки компонується з 24 уніфікованих пакетів як 4-
ходовий по димових газах. Кількість пакетів по перерізу ходу повітря складає 6.
Загальна площа теплообміну становить 4959 м². Приблизні розміри: висота 9 м,
довжина 6 м, ширина 5 м.
Рекуперативний теплообмінник компонується з 8 уніфікованих пакетів як 4-
ходовий по осушених димових газах. Кількість пакетів по перерізу ходу газів
складає 2. Загальна площа теплообміну становить 1653 м². Приблизні розміри:
висота 6 м, довжина 6 м, ширина 3,5 м (Рисунок 2.3).
Необхідну витрату повітря не можна забезпечити одним вентилятором, тому
потрібно проектувати додаткову споруду – вентиляторну станцію. Виходячи з
номенклатури випускаємих вентиляторів, станція може містити до 6 потужних
вентиляторів і мати розміри, порівнянні з розмірами теплоутилізатора.
Установка додаткового димососа, газоводів і повітроводів до котельного
цеху також потребує значної площі та під’їзних шляхів для проїзду техніки.
Як правило, через великі розміри такі установки монтуються поза котельним
цехом між ним і димовою трубою, у безпосередній близькості до зовнішніх
димоходів і стіни котельного цеху. Монтаж установки вимагає проектування
фундаменту та зовнішнього корпусу, можливо з сендвіч-панелей.
Капітальні вкладення для створення таких установок перевищують 20 млн
грн., проте термін їх окупності не перевищує 1,5 року, точніше — 1,5
опалювальних періоди.
При розрахунку прибутку враховувалося лише зменшення витрати палива.
Насправді економічний ефект очікується вищий завдяки використанню
отриманого конденсату у технологічному процесі та значно більш надійній
роботі димової труби при відсутності конденсації водяних парів у ній.
До особливостей установок для енергетичних котлів ТЕС слід віднести те,
що вони використовують лише частину витрати димових газів. Проведені
балансні розрахунки показали, що достатньо використовувати для утилізації
лише четверту або п’яту частину витрати димових газів. При цьому підігрітого
повітря вистачить для подачі в котел і для опалення приміщень. Надлишок
повітря з опалюваних приміщень відводиться в димову трубу, підвищуючи
надійність її роботи.
Прикладом реалізації такої установки може служити проєкт для ТЕЦ.
Загальна компоновка установки показана на рисунку 6.1.

Рисунок 6.1. Проєкт промислової установки для ТЕЦ.

Установки середньої потужності
Установки середньої потужності розраховані на витрату димових газів 5–
10 м³/с. Можуть застосовуватися для районних котелень або ТЕС при великих
промислових підприємствах. Установки можуть бути спроектовані для утилізації
тепла повного або часткового витрату димових газів котлів потужністю 10–40
МВт, наприклад таких як:
− Котел водогрійний КВ-ГМ-30-150;
− Котел водогрійний VITOMAX 200-LW;
− Котел паровий КЕ-25-14-270ГМ;
− Котел паровий BOSCH Universal ZFR.
До особливостей котлів такої потужності слід віднести те, що температура
відхідних димових газів у них вища, ніж у великих енергетичних котлів.
Прикладом реалізації може служити ініціативний проєкт установки для
котельні заводу залізобетонних конструкцій ЖБК-100. У котельні працює кілька
котлів загальною тепловою потужністю 20 МВт. Розрахунковий об’єм димових
газів становить 7 м³/с. Температура відхідних димових газів — 150 °C.
Уніфікований теплообмінний пакет для теплоутилізатора обраний той
самий, що і для великих установок.
Теплоутилізатор установки компонується з 8 пакетів як 4-ходовий по
димових газах. Кількість пакетів по перерізу ходу повітря становить 2. Загальна
площа теплообміну становить 1653 м². Приблизні розміри: висота 6 м, довжина
6 м, ширина 3,5 м.
Пакет для рекуперативного теплообмінника — удвічі менший за висотою,
конструюється з половини стандартного листа оцинкованої або нержавної сталі
розміром 1250×1250 мм і товщиною 0,5–0,6 мм. Кількість листів у пакеті — 72
шт. із зазором між ними 20 мм. Пакет має площу теплообміну 100,3 м² і важить
600 кг.
Рекуперативний теплообмінник компонується з 4 пакетів як 4-ходовий по
осушених димових газах. Загальна площа теплообміну становить 401 м².
Приблизні розміри: висота 4,5 м, довжина 6 м, ширина 1,5 м.
Установка включає до свого складу додатковий димосос і вентиляторну
станцію. Загальні розміри установки також великі і вимагають розміщення поза
котельним цехом на додатково спроектованому фундаменті. Приблизна
компоновка установки показана на рисунку 6.2.
Основною особливістю розглянутої установки є використання для утилізації
тепла всього витрату димових газів. Це зумовлено тим, що технологічний процес
виробництва на підприємстві здатний спожити великий об’єм повітря для
опалення.
Розрахункова витрата підігрітого повітря становить 70 м³/с. З них для
процесу горіння в котлах необхідно 6 м³/с. Повітряне опалення більш ефективне
порівняно з водяним у складських приміщеннях, наприклад, у складах
металоконструкцій та арматури.
В основних цехах бетонного виробництва, через особливості технологічного
процесу, підвищена вологість повітря. Тут також переважніше опалення сухим
теплим повітрям.
Капітальні вкладення для створення установки склали 6,8 млн грн., термін
окупності не перевищує 1,2 опалювальних періоди.

Рисунок 6.2. Проєкт установки середньої потужності на витрату
димових газів 7 м³/с
Установки малої потужності
Установки малої потужності розраховані на витрату димових газів 0,5–4
м³/с. Можуть застосовуватися для локальних водогрійних і парових котелень при
промислових підприємствах. Установки можуть бути спроектовані для утилізації
тепла повного або часткового витрату димових газів котлів потужністю 1–10
МВт, наприклад таких як:
− Водогрійний газовий котел КВа 2,5
− Водогрійні котли Alphatherm серії ALPHA Е
− Опалювальний котел Buderus Logano S825L / S825L LN
− Водогрійні котли типу КСВ
− Котли водогрійні ТЕРМОТЕХНІК ТТ100
− Газові водогрійні котли RS-D2000
− Водогрійні газові котли КВГН
До особливостей котлів малої потужності слід віднести високу температуру
відхідних димових газів — 160–200 °C.
Прикладом реалізації може служити ініціативний проєкт установки для
котельні. У котельні працює кілька котлів загальною тепловою потужністю 3
МВт. Розрахунковий об’єм димових газів становить 1 м³/с.
Уніфікований теплообмінний пакет для теплоутилізатора конструюється з
листа оцинкованої або нержавної сталі розміром 1200×600 мм і товщиною 0,5
мм. Кількість листів у пакеті — 72 шт. із зазором між ними 10 мм. Пакет має
площу теплообміну 47,2 м².
Теплоутилізатор установки компонується з 4 пакетів як 5-ходовий по
димових газах. Загальна площа теплообміну становить 236 м². Приблизні
розміри: висота 1,8 м, довжина 3 м, ширина 1 м.
Пакет для рекуперативного теплообмінника конструюється з листа
оцинкованої сталі розміром 600×600 мм і товщиною 0,5 мм. Кількість листів у
пакеті — 48 шт. із зазором між ними 10 мм. Пакет має площу теплообміну 15,6
м².
Рекуперативний теплообмінник компонується з 4 пакетів як 4-ходовий по
осушених димових газах. Загальна площа теплообміну становить 62,3 м².
Приблизні розміри: висота 1,8 м, довжина 3 м, ширина 0,5 м.
Установка включає в свій склад вентилятор як додатковий димосос та
вентилятор для подачі повітря. Загальні розміри та вага установки дозволяють її
розміщення в котельні без проектування окремого приміщення та фундаменту,
проте можливо й розміщення поза котельнею. Приблизна компоновка установки
показана на рисунку 6.3.
Розрахункова витрата підігрітого повітря становить 8 м³/с. З них для процесу
горіння необхідно 0,8 м³/с. Пропонується застосовувати повітряне опалення у
складських приміщеннях та основних цехах механічного виробництва,
розташованих у безпосередній близькості до котельні.

Рисунок 6.3. Проєкт установки малої потужності на витрату димових
газів 1 м³/с
Основною особливістю розглядуваної установки є її мобільність та
можливість розміщення на наявних площах замовника.
Монтаж такої установки не потребує складної вантажно-розвантажувальної
техніки і може бути виконаний наявними засобами. Використання серійно
випускаються промисловістю вентиляторів замість димососа значно знижує
вартість установки.
Капітальні вкладення для створення установки склали 732 тис. грн., термін
окупності не перевищує 1,2 опалювальних періоди.

Установка мінімальної потужності
З метою демонстрації ефективності запропонованої технології та
проведення лабораторних досліджень була спроектована установка мінімальної
потужності, розрахована на витрату димових газів 0,07 м³/с.
Розрахункова потужність установки становить 26 кВт. Габарити та вага
установки дозволяють її використовувати у настільному та переносному
варіантах. Приблизна компоновка установки показана на рисунку 6.4.
Капітальні вкладення для створення установки склали 73 тис. грн. У
найближчий час планується її виготовлення.

Рисунок 6.4. Проєкт мобільної установки мінімальної потужності

Висновки за розділом 6
1. Розроблено методику проєктування конденсаційних поверхневих
пластинчастих установок глибокої утилізації тепла димових газів із підігрівом
повітря.
2. За розробленою методикою спроектовані оригінальні конструкції
установок, що підвищують ефективність використання палива газових котлів
(при утилізації тепла всього об’єму димових газів) на 15% та мають термін
окупності не більше 1,5 років.
3. Визначено сфери застосування установок різної потужності.

РОЗДІЛ 7. ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА В НАДЗВИЧАЙНИХ
СИТУАЦІЯХ

МКР 25.144.88 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Кавун Розділ 7 Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Цікановський
Реценз.
Н. Контр. ЧДТУ, МТЕ-45
Затверд. Калейніков
РОЗДІЛ 7. ОХОРОНА ПРАЦІ ТА БЕЗПЕКА В НАДЗВИЧАЙНИХ
СИТУАЦІЯХ
7.1 Загальні вимоги безпеки під час експлуатації тепломеханічного
обладнання електростанцій, теплових мереж і тепловикористовувальних
установок

1.1. На кожному підприємстві необхідно розробити і довести до відома всіх
працівників плани ліквідації аварій і пожеж та евакуації працівників на випадок
пожежі або аварійної ситуації. Плани ліквідації аварій і пожеж повинні
враховувати небезпечні особливості палива (вугілля, газу, мазуту, замінників), що
використовується на електростанціях і в теплових мережах.
1.2. Перебувати без супроводжувальних працівників на території або у
виробничих приміщеннях електростанції, теплової мережі, теплових пунктах,
паливних складах, золовідвалах працівникам, які не беруть участі в
обслуговуванні обладнання, заборонено.
1.3. На території підприємства необхідно розробити й установити на видних
місцях схеми руху транспорту для організації безпечних умов руху транспортних
засобів.
Не дозволяється рухатись на особистому транспорті всередині виробничих
приміщень.
На транспортних шляхах підприємства необхідно установлювати дорожні
знаки і наносити розмітку. Межі проїзної частини транспортних шляхів у
виробничих приміщеннях установлюються з урахуванням габаритів
транспортних засобів з вантажами, що підлягають переміщуванню. Відстань від
межі проїзної частини до елементів конструкцій будівель та обладнання повинна
бути більше 0,5 м, а на ділянках під час руху людей - більше 0,8 м.
На підприємстві необхідно встановити терміни контролю за станом
транспортних шляхів, порядок його проведення і обов'язки працівників, які його
проводять.
1.4. Усі проходи і проїзди, входи і виходи як усередині виробничих
приміщень і споруд, так і зовні на прилеглій до них території мають бути
освітлені, вільні і безпечні для руху пішоходів і транспорту.
Захаращувати проходи і проїзди або використовувати їх для складування
вантажів заборонено.
Проходи, проїзди, переходи, а також сходи, площадки і поручні до них
необхідно завжди тримати справними і чистими, а розміщені просто неба -
очищати від снігу й льоду і посипати піском. Територію мазутного господарства
всередині обвалування, а також зливні пристрої необхідно очищати після
кожного снігопаду.
Настили площадок і переходів, а також поручні до них необхідно надійно
закріпити. На період проведення ремонтних робіт замість знятих поручнів
необхідно установлювати тимчасові справні огородження.
1.5. Біля всіх воріт та дверей будівель у зоні руху залізничного і
автомобільного транспорту необхідно установлювати обгороджувальні
стовпчики і поручні, а також дорожні знаки або світлові табло, що вказують
максимально допустимий за умовами безпеки вертикальний габарит
транспортного засобу. На воротах необхідно установлювати фіксатори, щоб
перешкодити самочинному закриванню та відкриванню воріт під натиском вітру.
Для автомобілів та інших транспортних засобів необхідно установлювати
допустимі швидкості руху на території підприємства, а також усередині будівель.
Зони обмеженої швидкості руху, місця стоянки транспортних засобів і місця їх
розворотів повинні відмічатись відповідними дорожніми знаками, які має бути
добре видно вдень і вночі. У місцях проїзду автомобільного транспорту під
комунікаціями і спорудами необхідно установити знаки, що обмежують
габаритну висоту і ширину. Біля ворітниці з боковими стояками і на відстані
відкривання воріт для захисту їх від наїздів та ударів необхідно установлювати
обмежувальні стовпчики або надовби.
1.6. Територія підприємства повинна мати огорожу, освітлення і
утримуватись в чистоті і порядку.
1.7. Територію підприємства необхідно обладнати водовідводами і
водостоками. Люки водостоків та інших підземних комунікацій потрібно
тримати закритими. Під час проведення ремонтних, земляних та інших робіт на
території підприємства відкриті люки, траншеї та ями потрібно обгородити.
Вночі огорожі необхідно освітлювати. У місцях переходу через траншеї
необхідно установлювати перехідні містки завширшки понад 1 м з поручнями
заввишки не менше 0,9 м.
1.8. Стулчасті ворота виробничих приміщень повинні відчинятись назовні,
а ворота на території підприємства - всередину.
1.9. Під час руху поїздів, маневрових складів, локомотивів, якщо
відчіплюють вагони, треба заздалегідь відходити у безпечне місце - на узбіччя
або між коліями на відстань понад 2 м від крайньої рейки.
1.10. Майстерні, санітарно-побутові та інші приміщення не повинні
розміщуватись під газоходами та естакадами паливоподавання.
1.11. Міжповерхові перекриття, підлога, канали та приямки повинні бути у
справному стані. Усі отвори у підлозі необхідно обгородити. Кришки і кромки
люків колодязів, камер та приямків, а також перекриття каналів повинні бути
врівень з підлогою або землею і надійно закріплені.
1.12. У камерах і каналах необхідно підтримувати чистоту, регулярно
відкачувати воду з приямків і не допускати захаращування проходів.
1.13. Переробляти будівельні конструкції і пробивати отвори в них без
підтвердження розрахунком можливості виконання робіт - заборонено.
1.14. Не дозволяється влаштовувати в каналах глухі перегородки, що
перешкоджають вільному проходу обслуговуючих працівників.
У виняткових випадках, коли поділ каналу на окремі відсіки необхідний за
технологічними умовами, наприклад для улаштування залізобетонної щитової
нерухомої опори, до і після розподільної перегородки необхідно зробити виходи
на поверхню землі.
1.15. На кожному підприємстві (в цеху, на дільниці) повинен бути план з
позначенням ремонтних площадок і допустимих на них навантажень. У цехах (на
дільницях) необхідно чітко позначати межі площадок, а на табличках зазначати
допустимі навантаження на них.
1.16. Рівень освітленості, шуму й вібрацій на робочих місцях повинен
відповідати вимогам санітарних норм.
1.17. Для освітлення приміщень, до яких можливе проникнення горючого
газу, пари вибухонебезпечних речовин, необхідно використовувати
вибухозахищені електрообладнання та освітлювальну арматуру.
1.18. Системи вентиляції, кондиціювання повітря і повітряного опалення
повинні забезпечувати санітарно-гігієнічні вимоги до мікроклімату виробничих
приміщень згідно з вимогами ГОСТ 12.1.005-88 «ССБТ. Общие санитарно-
гигиенические требования к воздуху рабочей зоны».
1.19. Вміст шкідливих речовин у повітрі робочої зони виробничих
приміщень не повинен перевищувати встановлених ГДК.
1.20. На підприємствах, де технологічний процес, використовуване
обладнання, сировина та матеріали є потенційними джерелами шкідливих і
небезпечних виробничих факторів, необхідно проводити атестацію робочих
місць згідно з вимогами Порядку проведення атестації робочих місць за умовами
праці, затвердженого постановою Кабінету Міністрів України від 01 серпня 1992
року № 442.
1.21. Легкозаймисті матеріали необхідно зберігати в спеціальних складських
приміщеннях, розташованих поза виробничими приміщеннями. На дверях
складських приміщень мають бути вивішені знаки безпеки згідно з ДСТУ ISO
6309:2007 «Протипожежний захист. Знаки безпеки. Форма та колір» (далі - ДСТУ
ISO 6309:2007).
1.22. Луги і кислоти (крім плавикової) у невеликій кількості (від 2 до 3 л)
необхідно зберігати в скляній тарі (бутлях) з притертими пробками в окремих
приміщеннях, обладнаних вентиляцією.
Плавикову кислоту необхідно зберігати в поліетиленових посудинах або
парафінованих бутлях.
Бутлі необхідно розміщувати в корзинах або в дерев'яних латах. Простір між
бутлем і корзиною (латами) необхідно заповнити дерев'яною стружкою або
соломою.
Для зберігання бутлів із сірчаною та азотною кислотами дозволяється
використовувати дерев'яні матеріали тільки після оброблення їх вогнезахисною
сумішшю. Виймати бутлі з лат (корзин) необхідно тільки після їх випорожнення.
Корзини (лати) з бутлями, заповненими кислотою, необхідно установлювати
на підлозі в один ряд. Кожен бутель повинен мати бирку з назвою кислоти.
Порожні бутлі з-під кислот необхідно зберігати в аналогічних умовах.
1.23. У виробничих цехах необхідно передбачити місця для установлення
електрозварювального обладнання, а також централізоване розведення для
проведення газоелектрозварювальних робіт.
1.24. Матеріали, вироби, обладнання та його деталі, що знаходяться на місці
проведення ремонтних робіт поза приміщеннями, необхідно укладати на
вирівняних утрамбованих площадках, які взимку повинні очищуватись від снігу
та льоду.
Відстань від матеріалів і обладнання до бровок котлованів і траншей
необхідно визначати розрахунком на стійкість схилів, але у будь-якому разі вона
повинна бути більше 1 м.
1.25. Відкриті для виконання робіт камери і ділянки прокладеного під
землею трубопроводу повинні мати огородження, на яких необхідно встановити
застережні написи і знаки безпеки, а вночі - освітлення.
Сигнальні дорожні знаки і освітлення на щитах повинні забезпечувати
достатню видимість відгородженого місця з усіх боків можливого проїзду
автотранспорту і проходу пішоходів.
1.26. На підприємстві має бути перелік усіх газонебезпечних місць, а також
приміщень (у тому числі і підземних споруд) зі шкідливими речовинами,
затверджений керівництвом підприємства (структурного підрозділу).
Біля входу до таких приміщень необхідно вивісити знаки безпеки для
попередження про наявність шкідливих речовин і про можливість пожежі та
вибуху.
1.27. Двері приміщень без постійних обслуговувальних працівників
необхідно замкнути на замок. Ключі потрібно видавати на період виконання
робіт під підпис працівникам, які включені до списку, затвердженого керівником
підприємства, і після закінчення робіт щодня повертати. Видавання і повернення
ключів необхідно фіксувати в журналі довільної форми або в оперативному
журналі.
1.28. На території підприємства і у виробничих приміщеннях необхідно
підтримувати чистоту.
Рідини, що розлились або протекли, у разі потреби нейтралізувати і
видалити, а місця, де вони були розлиті, - витерти.
Пил зі стін, підвіконників, перекриттів, сходів, поверхонь обладнання та
інших місць його відкладення необхідно видаляти відсмоктувальними
пристроями або вологим прибиранням за графіком, установленим керівництвом
підприємства.
Для прибирання приміщень і обладнання не повинні використовуватись
горючі речовини (бензин, гас, ацетон тощо).
1.29. У виробничих приміщеннях необхідно встановити металеві ящики, що
закриваються, з відділами для чистого і брудного обтирального матеріалу.
Брудний обтиральний матеріал з ящиків необхідно прибирати щодня.
1.30. У виробничих приміщеннях повинні бути аптечки, укомплектовані
перев'язувальним матеріалом та медикаментами. У кожній аптечці мають бути
список необхідних матеріалів та медикаментів, а також вказівки щодо їх
використання.
Місцезнаходження аптечок визначає керівник цеху (району, дільниці) за
узгодженням з медпунктом (пунктом охорони здоров'я).
Аптечки необхідно утримувати в чистоті й порядку, а запас матеріалів і
медикаментів систематично поновлювати.
1.31. У виробничих приміщеннях необхідно вивішувати плакати, що наочно
ілюструють безпечні методи роботи і правила надання домедичної допомоги.
1.32. У виробничих приміщеннях поблизу робочих місць повинні бути
фонтанчики (або ємності) з питною водою.
1.33. Територія підприємства, а також будівлі, споруди, приміщення повинні
бути забезпечені відповідними знаками безпеки згідно з ДСТУ ISO 6309:2007 та
чинною частиною ГОСТ 12.4.026-76 «ССБТ. Цвета сигнальные и знаки
безопасности» (далі - ГОСТ 12.4.026-76).

7.2. Вимоги до обладнання
2.1. Усі гарячі частини обладнання, трубопроводи, баки та інші елементи,
торкання до яких може викликати опіки, повинні мати теплову ізоляцію.
Температура на поверхні ізоляції за температури навколишнього повітря +25°C
не повинна перевищувати +43°C.
2.2. Усі гарячі ділянки поверхонь обладнання і трубопроводів, що
розташовані в зоні можливого потрапляння на них легкозаймистих, горючих,
вибухонебезпечних або шкідливих речовин, необхідно покрити металевою
обшивкою для захисту теплової ізоляції від просочування цих речовин.
2.3. Трубопроводи агресивних, легкозаймистих, горючих,
вибухонебезпечних або шкідливих речовин повинні бути герметичними. У
місцях можливого витікання (крани, вентилі, фланцеві з'єднання, сальники тощо)
необхідно установлювати захисні кожухи, а за необхідності - спеціальні пристрої,
що дають змогу зливати з них продукти витікання у безпечне місце.
Елементи обладнання, арматуру та прилади, що потребують періодичного
огляду, необхідно розміщувати у зручних місцях, забезпечуючи вільний прохід
для їх обслуговування.
2.4. Елементи обладнання, арматуру, пристрої для вимірювання, керування і
регулювання, а також прилади, розміщені на висоті понад 1,3 м над рівнем
підлоги (робочої площадки), необхідно обслуговувати із стаціонарних площадок
із застосуванням огороджень та драбин.
Для обслуговування технологічного обладнання (котлів, теплообмінників,
турбоагрегатів, фільтрів тощо) необхідно установлювати постійні площадки і
сходи з поручнями заввишки понад 1,0 м із суцільною обшивкою поручнів по
низу понад 150 мм і одним проміжним горизонтальним елементом. Перехідні
площадки і сходи повинні мати поручні з обох боків. Площадки завдовжки понад
5 м повинні мати не менше двох сходів, розміщених у протилежних кінцях.
Відстань від рівня площадки до верхнього перекриття повинна
перевищувати 2 м.
Похилі (з кутом нахилу до горизонту понад 75°) і вертикальні сходи повинні
мати дугові огородження, починаючи з висоти 2 м від їх нижнього кінця. Дуги
цих огороджень повинні розміщуватись на відстані не більше 0,8 м одна від одної
і з'єднуватись не менше ніж трьома поздовжніми смугами. Відстань від сходів до
дуги повинна бути від 0,7 до 0,8 м для огороджень завширшки від 0,7 до 0,8 м.
2.5. Засувки і вентилі, для відкривання яких потрібні великі зусилля,
необхідно забезпечувати механічними або електричними приводами.
2.6. Усі пускові пристрої і арматуру необхідно пронумерувати і нанести
написи відповідно до технологічної схеми.
На маховиках керування арматурою повинні бути стрілки, що показують
напрямок обертання, і літери «В» - відкрито, «З» - закрито.
На пристроях керування арматурою з електричним (електромагнітним) або
механічним (пневматичним) приводом повинні наноситись написи щодо їх
призначення і слова, що показують напрямок ходу: «відкр.», «закр.».
Пристрої аварійного вимикання обладнання (кнопки, важелі) повинні бути
червоного кольору, мати написи про їх призначення і бути легкодоступними для
обслуговуючих працівників.
2.7. Рухомі частини обладнання повинні мати надійно і міцно закріплені
захисні огородження для унеможливлення випадкового торкання до них і
травмування працівників.
Захисні огородження повинні бути відкидними, розсувними або знімними,
виготовленими з окремих секцій. Огородження, що відкриваються уверх,
повинні мати фіксацію у відкритому положенні.
В огородженнях повинні передбачатись дверцята і кришки для зручності
обслуговування захищених частин машин і механізмів.
Огородження, дверцята і кришки повинні бути забезпечені пристроями для
надійного утримування їх у закритому (робочому) положенні, а у разі потреби їх
необхідно зблокувати з приводом машин і механізмів для вимкнення цих
пристроїв у разі знімання (відкривання) огороджень.
Виготовляти огородження з наварених на каркас машин і механізмів
дротиків та смуг заборонено.
Кожухи напівмуфт повинні мати таку конструкцію, щоб незакрита частина
обертового вала з кожного боку не перевищувала 10 мм.

7.3. Вимоги до розпізнавального кольору трубопроводів і написів на них

3.1. Розпізнавальний колір і цифрове позначення груп трубопроводів
повинні відповідати даним таблиці, наведеній у додатку 1 до цих Правил.
3.2. Розпізнавальний колір має бути або суцільним по всій поверхні
трубопроводів, або нанесеним окремими ділянками.
3.3. Розпізнавальне забарвлення трубопроводів, покритих ізоляцією з
обштукатуреною поверхнею або ізоляцією з корозійностійкою металевою
обшивкою, по всій довжині можна не виконувати. У цьому разі необхідно
наносити ділянки розпізнавального забарвлення і (за потреби) застережні
кольорові кільця.
3.4. Розпізнавальне забарвлення необхідно виконувати окремими ділянками
на трубопроводах, розміщених всередині виробничих приміщень, решту
поверхонь комунікацій рекомендується фарбувати в колір інтер'єру. Не
допускається фарбувати трубопроводи між ділянками розпізнавального
забарвлення кольорами, що використовуються для розпізнавання інших
укрупнених груп речовин.
3.5. Ділянки розпізнавального кольору необхідно наносити в найбільш
складних та небезпечних пунктах комунікацій (на відгалуженнях, біля місць
з'єднань, фланців, біля місць відбирання проб і установлення КВП, біля місць
проходження трубопроводів крізь стіни, перегородки, перекриття, на вводах і
виводах з будівель тощо) не рідше ніж через 10 м усередині виробничих
приміщень і на зовнішніх установках і через 30 - 60 м на зовнішніх магістральних
трасах.
3.6. Ширину ділянок розпізнавального кольору необхідно розраховувати
залежно від зовнішнього діаметра трубопроводів (з урахуванням ізоляції):
для труб діаметром до 300 мм - до чотирьох діаметрів;
для труб діаметром понад 300 мм - до двох діаметрів.
Дозволяється наносити ділянки розпізнавального кольору на трубопроводи
діаметром понад 300 мм у вигляді смуг заввишки не менше 1/4 кола
трубопроводу, ширина смуг повинна відповідати зазначеним вище розмірам.
3.7. Для позначення найбільш небезпечних за властивостями речовин, що
транспортуються, на трубопроводи необхідно наносити застережні кольорові
кільця. Колір, кількість кілець і відстань між ними наведено у додатку 2 до цих
Правил.
3.8. У разі великої кількості паралельно розміщених комунікацій застережні
кільця на всіх трубопроводах повинні бути однакової ширини і нанесеними з
однаковим інтервалом.
3.9. Для позначення трубопроводів із вмістом, особливо небезпечним для
здоров'я і життя людей або для експлуатації підприємства, додатково до
кольорових застережних кілець необхідно використовувати застережні знаки
безпеки згідно з ДСТУ ISO 6309:2007 та чинною частиною ГОСТ 12.4.026-76.
3.10. Застережними знаками безпеки необхідно позначати такі речовини:
отруйні, вогненебезпечні, вибухонебезпечні, радіоактивні, а також інші
небезпечні речовини.
3.11. Протипожежні трубопроводи незалежно від їх вмісту (вода, піна, пара
для гасіння пожежі тощо), спринклерні і дренчерні системи на ділянках запірно-
регулювальної арматури і біля місць приєднання шлангів та інших пристроїв для
гасіння пожежі необхідно фарбувати в червоний (сигнальний) колір згідно з
вимогами ГОСТ 14202-69 «Трубопроводы промышленных предприятий.
Опознавательная окраска, предупреждающие знаки и маркировочные щитки».
3.12. Відвідні і продувальні трубопроводи в атмосферу залежно від їх вмісту
повинні мати колір розпізнавального забарвлення, прийнятий для умовного
позначення укрупнених груп, з кільцями відповідного сигнального кольору,
розміщеними під кутом 45° до осі трубопроводу.
3.13. Якщо від дії речовин, що протікають, може змінитись відтінок
розпізнавального забарвлення, трубопроводи необхідно позначити за допомогою
маркувальних щитків.
3.14. Колір маркувальних написів і стрілок, що вказують напрямок потоку і
наносяться на трубопроводи й маркувальні щитки, повинен бути:
білий - у разі зеленого, червоного або коричневого кольору трубопроводів;
чорний - у разі синього, жовтого, оранжевого, фіолетового і сірого кольору
трубопроводів.
3.15. Написи на трубопроводах і маркувальних щитках необхідно
виконувати чітким шрифтом, вони не повинні містити термінів, що рідко
використовуються, і незрозумілих скорочень.
Не дозволяється позначати вид речовини за допомогою хімічних формул.

7.4. Обслуговування обладнання

4.1. На кожному постійному робочому місці повинні бути виробничі,
посадові інструкції та інструкції з охорони праці.
4.2. Перед початком проведення робіт необхідно перевірити підготовку
робочого місця і допуск бригади до роботи відповідно до вимог глави 4 розділу
V цих Правил, що стосуються майбутньої роботи. У разі невиконання цих вимог
і незабезпечення працівників необхідним спецодягом, спецвзуттям і засобами
індивідуального захисту працівники не мають права розпочинати роботу
незалежно від того, хто дав їм вказівку на її виконання.
У разі появи у процесі проведення роботи будь-якої небезпеки працівники
повинні припинити роботу і повідомити про це керівника робіт. Продовжувати
роботу дозволяється тільки після усунення виявлених порушень.
4.3. Обходити та оглядати обладнання дозволяється тільки після отримання
дозволу від оперативних працівників, які контролюють режим роботи цього
обладнання.
4.4. Перебування працівників поблизу люків, лазів, водовказівного скла, а
також біля запірної, регулювальної та запобіжної арматури і фланцевих з'єднань
трубопроводів, що перебувають під тиском, дозволяється тільки у разі
виробничої необхідності.
4.5. Не дозволяється ходити по трубопроводах, а також по конструкціях і
перекриттях, що не призначені для проходу по них, а також спиратись і ставати
на огородження площадок.
4.6. Під час пуску, обпресування та випробування обладнання і
трубопроводів під тиском поблизу них дозволяється перебувати тільки
працівникам, які безпосередньо проводять ці роботи.
Під час проведення гідравлічного випробування обладнання у разі
підвищення тиску до випробувального перебування працівників на цьому
обладнанні заборонено.
Дозволяється проводити огляд зварних швів випробовуваних трубопроводів
і обладнання тільки після зниження випробувального тиску до робочого без
простукування зварних швів.
Працівники, які не беруть участі у проведенні розшлаковування, обдування
котла та продування нижніх точок, а також у разі несталих та аварійних режимів
повинні бути виведені у безпечне місце.
4.7. Працівники будь-якого цеху у разі виявлення свищів у паропроводах,
камерах, колекторах та трубах котла, що не обігріваються, живильних
трубопроводах і корпусах арматури тощо повинні негайно повідомити про це
начальника зміни цеху (блоку, району) і керівника (виконавця) робіт для вжиття
необхідних заходів.
Небезпечну зону необхідно обгородити і вивісити застережний знак безпеки
«Обережно! Небезпечна зона», а біля входу до неї - заборонний знак безпеки
«Вхід (прохід) заборонено».
4.8. Заборонено проводити пуск, випробування і короткочасну роботу
механізмів або пристроїв за відсутності огороджень або у разі їх несправного
стану. Заборонено також прибирати поблизу механізмів, які не мають запобіжних
огороджень.
4.9. Під час чищення, прибирання і змащування обертових або рухомих
частин механізмів не дозволяється перелазити через огородження або
просовувати крізь них руки; не дозволяється також намотувати на руку або пальці
обтиральний матеріал під час обтирання зовнішньої поверхні працюючих
механізмів.
4.10. Для обтиральних матеріалів використовуються бавовняні або лляні
ганчірки.
4.11. Надягати і знімати рушійні паси, а також підсипати каніфоль та інші
матеріали під паси і стрічки конвеєрів дозволяється тільки після повного
зупинення обладнання.
У газонебезпечних зонах металеві частини механізмів з пасовими
приводами, де можлива поява статичної електрики, повинні бути заземлені.
4.12. Поправляти на ходу рушійні паси, зупиняти вручну обертові і рухомі
механізми заборонено.
4.13. Перед кожним пусковим пристроєм (крім пристроїв дистанційного
керування) електродвигунів напругою більше 1000 В, а також електродвигунів
напругою до 1000 В, якщо вони установлені в приміщеннях з підвищеною
небезпекою або особливо небезпечних, повинні бути діелектричні килими, а у
вогких приміщеннях - ізолювальні підставки.
4.14. Брати в руки, торкатись обірваних, завислих, оголених, з пошкодженою
ізоляцією проводів або струмопровідних предметів (дротів, труб, тросів, мокрих
мотузок тощо), що стикаються з цими проводами, а також наступати на проводи,
що лежать на землі чи підлозі, заборонено.
4.15. Обладнання, що експлуатується, повинно бути справним і не мати
несправних або вимкнених пристроїв аварійного вимикання, блокування,
захисту та сигналізації.
4.16. Обладнання дозволяється ремонтувати тільки за умови виконання
технічних заходів, що унеможливлюють його помилкове введення в дію (пуск
двигуна, подавання пари або води тощо), а також самочинне переміщування або
рух.
Після закінчення очищення або ремонту обладнання необхідно
переконатись у тому, що в ньому не залишились працівники і будь-які сторонні
предмети.
4.17. Капітальні й середні ремонти обладнання необхідно проводити за ППР
або технологічною документацією (технологічними картами, інструкціями та
технічними умовами на ремонт), що містить конкретні вимоги з охорони праці
під час підготовки до роботи та у процесі її проведення.
У ППР повинні бути визначені такі вимоги:
забезпечення монтажної технологічності конструкцій та обладнання;
безпечне розміщування машин і механізмів;
наявність місць і засобів кріплення страхувальних канатів і запобіжних
поясів під час проведення робіт на висоті;
забезпечення засобами контейнеризації і тарою для переміщування
поштучних і сипких матеріалів;
забезпечення вантажозахоплювальними пристроями (вантажними
стропами, траверсами, монтажними захватами) з урахуванням маси й габаритів
вантажу, що переміщується, умов стропування і монтажу;
забезпечення засобами тимчасового закріплення елементів, що
розбираються, під час проведення демонтажу конструкцій;
улаштування захисних перекриттів або козирків під час проведення
суміщених робіт по одній вертикалі.
Крім того, у ППР повинні зазначатись:
номенклатура пристроїв, приладів і засобів індивідуального і колективного
захисту працівників;
засоби підмощування, що призначені для виконання певного виду робіт або
певної операції;
шляхи й засоби піднімання працівників на робочі місця.
4.18. У виробничих приміщеннях допустима найвища температура повітря
у робочій зоні в теплу пору року не повинна перевищувати:
1) на постійних робочих місцях:
+28°C - у разі виконання легких робіт;
+27°C - у разі виконання робіт середньої важкості;
2) на тимчасових робочих місцях:
+30°C - у разі виконання легких робіт;
+29°C - у разі виконання робіт середньої важкості.
4.19. За необхідності виконання робіт поблизу гарячих частин обладнання і
неможливості забезпечення зазначених у пункті 4.18 цього розділу граничних
температур працівники повинні бути захищені від можливого перегрівання
шляхом застосування таких запобіжних заходів, як повітряне душування,
примусова вентиляція, місцеве кондиціювання повітря, використання
термозахисних костюмів та інших засобів індивідуального захисту, а також
регламентація часу роботи та відпочинку.
4.20. Під час проведення ремонтних робіт, пов'язаних з монтажем або
демонтажем обладнання та трубопроводів, а також із заміною елементів
обладнання, виконується передбачена ППР або технологічною картою
послідовність операцій щодо забезпечення стійкості елементів обладнання, що
залишились або щойно установлюються, і запобігання падінню його
демонтованих частин.
4.21. Збіг болтових отворів під час збирання фланцевих з'єднань необхідно
перевіряти за допомогою ломів або оправок.
4.22. Для відмивання і знежирювання деталей та обладнання необхідно
використовувати пожежобезпечні технічні мийні засоби. Ці роботи
забороняється виконувати із застосуванням легкозаймистих речовин (гасу,
бензину, бензолу, ацетону тощо), а також хлорпохідних вуглеводнів
(трихлоретилену, дихлоретану тощо).
У виняткових випадках з дотриманням необхідних заходів пожежної
безпеки допускається використовувати розміщені в закритій тарі з матеріалу, що
не б'ється, горючі рідини (розчинники, бензин тощо) у кількостях, необхідних для
разового використання, але не більше 1 л.
4.23. Відігрівати замерзлі трубопроводи з горючими, вибухонебезпечними і
шкідливими речовинами, а також їхню арматуру необхідно вологою парою або
гарячою водою. Ці роботи не дозволяється виконувати із застосуванням джерела
тепла з відкритим вогнем.
4.24. Місця, небезпечні для проходу або перебування в них пішоходів,
необхідно обгородити і вивісити застережні знаки безпеки згідно з чинним
законодавством.
4.25. Очищення світильників і замінювання перегорілих електроламп,
розміщених на висоті до 2,5 м, можуть виконувати працівники технологічних
цехів, які мають групу з електробезпеки не нижче II, за умови забезпечення
зручного і безпечного доступу до світильників.
Замінювати плавкі вставки, оглядати і ремонтувати освітлювальну мережу,
а також замінювати лампи і очищувати світильники на висоті понад 2,5 м повинні
працівники електричного цеху.
4.26. У місцях, що не мають стаціонарного освітлення, обслуговування
обладнання повинно здійснюватись із застосуванням достатньої кількості
справних переносних акумуляторних ліхтарів та електричних світильників із
захисною сіткою навколо лампи. Ці ліхтарі та світильники повинні передаватись
між змінами.
4.27. Переносні ручні електричні світильники в приміщеннях з підвищеною
небезпекою і в особливо небезпечних приміщеннях повинні живитись від мережі
напругою до 42 В, а за особливо несприятливих умов, коли загроза ураження
електричним струмом посилюється через тісноту, незручність виконання роботи,
можливість торкання працівника до металевих заземлених елементів, - напругою
до 12 В.
У приміщеннях без підвищеної небезпеки дозволяється користуватись
переносними електричними світильниками напругою 220 В.

7.2 Вимоги безпечного обслуговування пристроїв теплової автоматики,
тепломеханічних вимірювань та захистів
1. Вмикати і вимикати первинні (запірні) вентилі датчиків автоматики, КВП
і захистів повинні працівники, які обслуговують ТМО. Обслуговувати інші
вентилі, установлені перед датчиками автоматики, КВП і захистів, а також
оглядати пристрої цеху ТАВ на ТМО та здійснювати внутрішній огляд теплових
щитів, панелей тощо повинні працівники цеху ТАВ з відома працівників, які
обслуговують ТМО.
2. Огляд, налагоджування, ремонт пристроїв контролю і авторегуляторів,
установлених на посудинах, трубопроводах і арматурі, необхідно проводити з
дотриманням вимог пунктів 10.5-10.8, 10.12, 10.13, 10.17, 10.21 розділу IV цих
Правил.
3. Комплексне випробування технологічних захистів після капітального
ремонту або монтажу, налагоджування схем автоматики зі зніманням
характеристик основного і допоміжного обладнання та випробування комплектів
автоматики необхідно проводити за спеціальними програмами із зазначенням в
них заходів, що створюють безпечні умови праці під час проведення цих робіт.
4. Від'єднувати датчики від трубопроводів (посудин) необхідно шляхом
перекривання первинних (відбірних) вентилів, установлених на імпульсних
лініях, без використання важеля. Якщо імпульсні лінії датчика під'єднані до
різних відбірних пристроїв, необхідно перекрити первинні (відбірні) вентилі на
всіх цих пристроях.
Від'єднувати датчики від трубопроводів (посудин) з тиском понад 6 МПа (60
кгс/кв.см) необхідно шляхом перекривання двох послідовно установлених
запірних вентилів, один з яких (відбірний) розташований безпосередньо біля
трубопроводу (посудини), а інший - на імпульсній лінії перед датчиком.
5. Від'єднувати імпульсні лінії, що виводяться в ремонт, від діючого
обладнання потрібно двома послідовно установленими вентилями. Між ними
повинен бути дренажний пристрій, сполучений безпосередньо з атмосферою.
У разі неможливості здійснити від'єднання імпульсної лінії з тиском понад
6 МПа (60 кгс/кв.см) двома вентилями трубопровід (посудину) необхідно вивести
з дії.
Допускається від’єднувати одним вентилем імпульсні лінії з тиском до 6,0
МПа (60 кгс/кв.см). У цьому разі пара не повинна виходити в атмосферу через
відкритий дренаж на ділянці, що від'єднується.
6. Якщо трубопровід або посудина, до яких приєднані імпульсні лінії,
залишаються під тиском, то запірні вентилі імпульсних ліній повинні бути
перекриті, а на них мають бути вивішені знаки безпеки «Не відкривати!
Працюють люди».
7. Відсутність тиску у від’єднаній імпульсній лінії необхідно перевіряти
шляхом сполучення її з атмосферою.
Якщо на імпульсній лінії немає продувальних пристроїв, відсутність тиску
необхідно перевіряти шляхом від'єднання цієї лінії від датчика: накидну гайку,
що приєднує лінію до датчика, потрібно обережно відгвинчувати гайковим
ключем доти, доки з-під гайки не з’явиться вода, не знизиться тиск у лінії і не
зменшиться витікання. Через 30 - 40 с треба відгвинтити гайку ще на півоберта-
оберт і зняти тиск. У міру зниження тиску гайку необхідно відгвинтити ще з
таким розрахунком, щоб до моменту повної відсутності тиску вона була
загвинчена на штуцер в 3-4 оберти.
Якщо в міру відгвинчування гайки зі штуцера тиск в лінії не знижується,
потрібно загвинтити гайку і вжити заходів щодо більш повного від'єднання
імпульсної лінії. Зазначені операції необхідно проводити в рукавицях.
Від'єднувати імпульсні лінії води за температури більше +45°C і з тиском
понад 1,2 МПа (12 кгс/кв.см) заборонено. За температури води менше +45°C тиск
не повинен перевищувати 6,0 МПа (60 кгс/кв.см).
8. Врізування імпульсних ліній на трубопроводах і посудинах, розбирання
фланців вимірювальних діафрагм, арматури, врізування гільз термопар,
установлення чутливих елементів манометричних термометрів повинні
проводити працівники основних цехів, за якими закріплено обладнання, у
присутності представника цеху ТАВ. Зазначені роботи потрібно проводити
тільки після того, як у трубопроводах і посудинах знято тиск, а також у разі
відкритих дренажів.
9. Замінювати, налагоджувати термопари і термометри опору, розміщені у
важкодоступних місцях і в місцях, де температура перевищує зазначену в пункті
4.18 розділу IV цих Правил, повинні не менше ніж два працівники з дотриманням
вимог пункту 9.13 розділу IV цих Правил.
Проводити роботи у місцях за температури повітря більше +60°C
заборонено.
10. За відсутності спеціальних продувальних пристроїв або у разі засмічених
продувальних ліній продування імпульсних ліній води за температури більше
+45°C дозволяється проводити за умови, що тиск не перевищує 1,2 МПа (12
кгс/кв.см).
Продування імпульсних ліній води за температури до +45°C допускається
проводити за умови, що тиск не перевищує 6,0 МПа (60 кгс/кв.см).
Продування необхідно виконувати за нарядом у такій технологічній
послідовності:
від'єднати датчик - для цього спочатку необхідно прикрити плюсовий і
мінусовий вентилі, а потім повністю відкрити зрівняльний вентиль. Після цього
повністю закрити плюсовий і мінусовий вентилі;
один працівник повинен залишатись на місці продування, інший -
перекривати запірні вентилі у місці приєднання лінії до трубопроводу або
апарата, після чого подати першому працівникові знак про те, що лінія від'єднана;
перший працівник повинен відгвинтити гайки, що з'єднують лінію з
датчиком, стравити через них тиск, а потім відгвинтити їх повністю.
Переконавшись у тому, що тиск стравлено, лінію відводять від датчика і
закріплюють;
другий працівник повинен поступово повністю відкрити запірний вентиль
на початку лінії продування. Продування повним струменем необхідно
проводити протягом 1,2-2 хв., після чого за сигналом першого працівника
перекрити запірний вентиль. Після закінчення продування однієї із з'єднувальних
ліній необхідно починати продування другої лінії;
після припинення виходу пари з ліній перший працівник повинен приєднати
їх до датчика. Накидні гайки у цьому разі повністю не затягують. Запірний
вентиль на початку лінії відкривають на півоберта;
після появи води через накидну гайку і видалення повітря з лінії накидні
гайки необхідно щільно затягнути;
через 5-10 хв. після приєднання датчика і заповнення імпульсних ліній
конденсатом запірні вентилі необхідно повністю відкрити;
продування плюсової і мінусової з’єднувальних ліній необхідно проводити
окремо.
На час від'єднування датчика від імпульсної лінії на всіх запірних вентилях
лінії необхідно вивішувати знаки безпеки «Не відкривати! Працюють люди».
Якщо продувальні лінії об’єднані на стенді датчиків у дренажний колектор,
а зливання з нього через відкриту лійку здійснюють у зливний колектор, то під
час продування імпульсних ліній необхідно дотримуватись застережних заходів.
Необхідно враховувати, що у разі непрохідності колектора зливу через іржу,
накип з відкритої лійки може утворюватись зворотний струмінь гарячої води і
пари, який може травмувати працівників.
Режим продування імпульсних ліній повинен бути поступовим, вони мають
продуватись тільки до того стану, коли зливання води відбувається без утворення
зворотного потоку зі зливальної лійки.
Під час проведення вищезазначених робіт необхідно користуватись
захисними щитками і рукавицями.
11. У випадку виникнення аварійних ситуацій продування імпульсних ліній
необхідно припинити, а арматуру - перекрити.
12. Під час проведення робіт на мастильних імпульсних лініях з них
необхідно повністю злити мастило.
Зливання мастила повинно здійснюватись шляхом від’єднування лінії біля
первинного вентиля і приладу через нижню точку.
Якщо імпульсна лінія біля первинного вентиля приварена і злити з неї
мастило неможливо, то з боку манометра в лінію необхідно ввести хлорвінілову
трубку, через яку мастило необхідно відсмоктувати грушею. Довжину трубки
потрібно вибирати з розрахунку звільнення від мастила ділянки імпульсної
трубки до 1,5 м від місця зварювання.
Мастило з трубок необхідно зливати в посудину, щоб уникнути потрапляння
його на підлогу.
13. Замінювати манометри, датчики можна тільки після перекривання
первинних (відбірних) вентилів.
Накидні гайки манометрів, датчиків потрібно відгвинчувати поступово, як
це зазначено у пункті 7 цього розділу.
14. Огляд, налагоджування, ремонт пристроїв контролю і авторегуляторів
всередині топок котлів, газоходів, повітроводів, барабанів котлів необхідно
проводити з дотриманням вимог глави 9 розділу IV і пунктів 4.1-4.34 розділу VII
цих Правил.
15. Роботи, що потребують розкриття люків бункерів для доступу до
датчиків, необхідно проводити з дотриманням заходів безпеки, зазначених у
пунктах 2.1-2.17 розділу VII цих Правил.
16. Ремонтувати, усувати дефекти, змащувати пристрої, установлені на
конвеєрах паливоподавання, необхідно тільки після зупинення конвеєра і зняття
напруги з його електродвигуна. На вимикальному пристрої потрібно вивісити
знак безпеки «Не вмикати! Працюють люди».
Налагоджування, регулювання датчиків, що контролюють наявність вугілля
на стрічці, сигналізаторів перекосу стрічки, регулювання гальм тощо
дозволяється виконувати під час роботи конвеєра з дотриманням заходів безпеки,
зазначених углаві 4 розділу VI цих Правил.
Працівники, які налагоджують, регулюють датчики, сингалізатори тощо,
повинні знати місце розташування пристроїв аварійної зупинки конвеєрів і вміти
ними користуватись.
17. Під час обслуговування пристроїв ТАВ на обладнанні мазутного
господарства необхідно дотримуватись вимог пунктів 1.35, 2.23 розділу IV,
пунктів 5.15, 5.22-5.24, 6.1-6.3 розділу VI і глави 9 розділу IV цих Правил.
18. Під час обслуговування пристроїв контролю і автоматики у газовому
господарстві необхідно дотримуватись вимог пунктів 1.31, 1.32 розділу IV,
пунктів 3.1-3.5 розділу VII і глави 9 розділу IV цих Правил.
19. Контрольно-вимірювальні прилади потрібно приєднувати до
газопроводів тиском більше 0,1 МПа (1 кгс/кв.см) металевими трубками, а у разі
тиску газу меншого, ніж 0,1 МПа (1 кгс/кв.см), - гумовими трубками завдовжки
до 1 м, закріпленими хомутами. На відводах до приладів необхідно передбачати
вимикальні пристрої.
Після знімання датчиків КВП, автоматики, захистів на від’єднані від датчика
імпульсні лінії потрібно установлювати заглушки.
20. На манометрах, установлених на газопроводах, червоною рискою
необхідно зробити позначку робочого тиску.
21. Під час проведення робіт в пристроях автоматики, теплотехнічних
вимірювань і захистів, розміщених на обладнанні хімічного цеху, необхідно
дотримуватись вимог глав 9 і 10 розділу IV та розділу XI цих Правил.
22. Імпульсні лінії, арматуру і датчики, що підлягають ремонту і приєднані
до кислото- та лугопроводів або до резервуарів з кислотами та лугами, необхідно
звільнити від кислоти або лугу та від’єднати від працюючих трубопроводів і
резервуарів заглушками. Після цього імпульсні лінії, арматуру, датчики, що
підлягають ремонту, необхідно ретельно промити водою до нейтральної реакції
промивальних вод.
Перед початком проведення робіт працівники цеху ТАВ у присутності
оперативних працівників зміни хімічного цеху повинні переконатись у тому, що
імпульсні лінії, які підлягають ремонту, від’єднані від діючого обладнання
заглушками, а також усунена можливість потрапляння в них кислоти або лугу і
повністю видалені реагенти.
23. Роботи на імпульсних лініях та апаратурі цеху ТАВ, установлених в
хімічному цеху, під час проведення яких можуть трапитись випадкові викиди
агресивного середовища (кислоти, лугу, коагулянту), необхідно виконувати у
гумових рукавицях, прогумованому фартусі і захисному щитку.
24. Працівники цеху ТАВ, які виконують роботу у приміщеннях хімічного
цеху, повинні знати основні властивості реагентів, що використовуються, і
правила поводження з ними згідно з додатком 8 до цих Правил.

ВИСНОВКИ
1. Розроблено нову технологію утилізації тепла димових газів ТЕС на
природному газі з використанням повітря як нагрівачої середовища, здатну
підвищити коефіцієнт використання палива на 15–17%.
Максимальна ефективність досягається для газових котелень або ТЕС,
розташованих на території промислових підприємств, де є можливість здійснити
повітряне опалення виробничих цехів, при цьому утилізується весь об’єм
димових газів.
2. Розроблено алгоритм та програмний продукт оптимізації та
розрахунку установок, що дозволяють визначити кінцеву температуру
охолодження димових газів, на яку слід проєктувати теплоутилізаційну
установку для отримання максимально очікуваного приведеного річного
прибутку енергопідприємства від її впровадження; проєктувати установки на
різну продуктивність, проводити перевірочні розрахунки та підбирати
оптимальну конструкцію. Отримані дані підтверджують перспективність
Центрального та Північно-Західного регіонів для проєктування та застосування
установок глибокої утилізації тепла. Значення оптимальної кінцевої температури
охолодження димових газів становлять від 14 до 16°С, термін окупності — 1,7–
1,75 року.
• Отримано нові експериментальні та розрахункові дані, що підтверджують
адекватність алгоритму розрахунку установок.
Отримано критеріальне рівняння подібності для визначення коефіцієнта
тепловіддачі від парогазової суміші до поверхні теплообміну при конденсації
водяних парів у пластинчастих теплоутилізаторах з відносною похибкою менше
10% у діапазонах: 3400 ≤ Re ≤ 7350; 0,8 ≤ К ≤ 2,7; 0,6 ≤ Pr ≤ 0,7
4. За запропонованою методикою розроблені оригінальні конструкції
установок для великої та малої енергетики. У кліматичних та економічних
умовах вони підвищують ефективність використання палива газових котлів на
15% при утилізації тепла всього об’єму димових газів та мають термін окупності
не більше 1,5 років.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Jeong, K. Analytical modeling of water condensation in condensing heat
exchanger / Kwangkook Jeong, Michael Kessen, Harun Bilirgen, Edward Levy //
International Journal of Heat and Mass Transfer. – 2010. – №53. – С. 2361–2368.
2. Shi, X. An investigation of the performance of compact heat exchanger for
latent heat recovery from exhaust flue gases / Xiaojun Shi, Defu Che, Brian Agnew,
Jianmin Gao. // International Journal of Heat and Mass Transfer. – 2011. – №54. – С.
606–615.
3. Che, D. Heat and mass transfer characteristics of simulated high moisture flue
gases / Defu Che, Yaodong Da, Zhengning Zhuang. // Heat Mass Transfer. – 2005. –
№41. – С. 250–256.
4. Bespalov, V.V., Beljaev, L.A., Melnikov, D.V. Using Air for Increasing the
Depth of the Flue Gas Heat Recovery // MATEC Web of Conferences. – 2015. – №37.
– 01009.
5. Єфімов, А.В., Гончаренко, А.Л., Гончаренко, Л.В. Розробка
пластинчастого повітропідігрівача конденсаційного типу для теплоутилізаційної
системи // ЕНЕРГЕТИКА: економіка, технології, екологія. – 2012. – №2(31). –
С.83–90.
6. Єфімов, А.В., Гончаренко, А.Л., Касілов, О.В., Гончаренко, Л.В. Вибір
оптимальних параметрів теплоносіїв при розробці системи глибокої утилізації
теплоти газів, що йдуть із котельних агрегатів // Енергозбереження. Енергетика.
Енергоаудит. – 2014. – №3(121). – С.2–11.
7. Xie, G.N. Optimization of compact heat exchangers by a genetic algorithm /
G.N. Xie, B. Sunden, Q.W. Wang. // Applied Thermal Engineering. – 2008. – №28. –
С. 895–906.
8. Bespalov, V.V. Evaluation of Heat Transfer Coefficients During the Water
Vapor Condensation Contained in the Flue Gas / V.V. Bespalov, V.I. Bespalov, D.V.
Melnikov // EPJ Web of Conferences. – 2016. – №110. – 01007.
9. Bespalov, V.V. Simulation of surface-type condensing units for heat recovery
from the flue gas with air heating / V.V. Bespalov, L.A. Belyaev, L.S. Kuchman //
MATEC Web of Conferences. – 2017. – № 91. – 01003.
10. Баскаков, А.П., Ільїна, Є.В. Тепло-масообмін при глибокому охолодженні
продуктів згоряння природного газу / А.П. Баскаков, Є.В. Ільїна // Інженерно-
фізичний журнал. – 2003. – №2. – С.88–93.
11. Bespalov, V.V. Experimental study of heat transfer from the gas-vapor mixture
to the surface in rectangular channel with the water vapor condensation / V.V. Bespalov,
V.I. Bespalov, D.V. Melnikov // Journal of Physics: Conference Series. – 2016. – №754.
– 042002.
12. Eti, M.C. Integrating reliability, availability, maintainability and supportability
with risk analysis for improved operation of the Afam thermal power-station / M.C.
Eti, S.O.T. Ogaji, S. D. Probert // Applied Energy. – 2007. – V. 84, Is. 2. – P. 202–221.
(Ориг. № 47)1
13. Mohammed, H. The transient response for different types of erodable surface
thermocouples using finite element analysis / H. Mohammed, H. Salleh, M.Z. Yusoff
// Thermal science. – 2007. – Vol. 11, № 4. – P. 49–64. (Ориг. № 112)2
14. Boro3vkova, T. V. Mathematical Modeling of Contact Thermocouple / T. V.
Borovkova, V.N. Yeliseyev, I.I. Lopukhov // Physics of Particles and Nuclei Letters. –
2008. – Vol. 5, №. 3. – P. 274–277. (Ориг. № 6)
15. Holmsten, M. Inhomogeneity Measurements of Long Thermocouples using a
Short Movable Heating Zone / M. Holmsten, J. Ivarsson, R. Falk, M. Lidbeck, L.-E.
Josefson // International Journal of Thermophysic. – 2008. – Vol. 29. – P. 915–925.
(Ориг. № 125)
16. Porev, V.A. Measurements of Temperature Distribution in Melting zone / V.A.
Porev // Russian Journal of Nondestructive Testing. – 2001. – Vol. 5, № 37. – С. 317–
320. (Ориг. № 123)
17. Farahmand, K., Experimental measurement of fine thermocouple response time
in air / K. Farahmand, J.W. Kaufman // Experimenatal Heat Transfer. – 2001. – №. 14.
– P. 107–118. (Ориг. № 2)
18. Reznik, S.V. Consideration of the procedural error for measuring contact sensor
temperature during thermophysical studies / S.V. Reznik, S.A. Anuchin, P.V.
Prosuntsov, A.V. Shulyakovskii // Refractories and Industrial Ceramics. – 2009. – Vol.
50, №. 2. – P. 114–117. (Ориг. № 1)
19. Barth, T. Investigations to the response time of a glued thermocouple on the
basis of experimental and numerical analyses / T. Barth, C. Dankert, G. Von Roden,
J.M. Schramm // Notes on Numerical Fluid Mechanics and Multidisciplinary Design.
– 2010. – Vol. 112. – P. 355-363. (Ориг. № 114)
20. Dowell, D. L. Don. A Critical Look at Type T Thermocouples in Low-
Temperature Measurement Applications / D. L. Don Dowell // International Journal of
Thermophysic. – 2010. – Vol. 31, Is. 8-9. – P. 1527-1532. (Ориг. № 115)
21. Kuznetsov, G.V. Numerical estimation of errors of temperature measurements
by thermocouples using special glues and pastes / G.V. Kuznetsov, K.M.
Mukhammadeev // Journal of Engineering Thermophysics. – 2010. – Vol. 19, № 1. –
P. 17–22. (Ориг. № 128)
22. Ongrai, O. Comparative Study of Pt/Pd and Pt–Rh/Pt Thermocouples / O.
Ongrai, J.V. Pearce, G. Machin, S. J. Sweeney // International Journal of
Thermophysic. – 2010. – Vol. 31. – P. 1506–1516. (Ориг. № 124)
23. Rychkov, A.D. Estimation of inaccuracies of thermocouple measurements of
the temperature profile in pyrolyzed solid substances / A.D. Rychkov, V.E. Zarko, V.D.
Liseikin, A.V. Kofanov // Thermophysics and Aeromechanics. – 2010. – Vol. 17, №. 4.
– P. 587–594. (Ориг. № 129)
24. Beges, G. Evaluation of Flat Surface Temperature Probes / G. Beges, M.
Rudman, J. Drnovsek // International Journal of Thermophysics. – 2011. – № 32. – P.
396–406. (Ориг. № 95)
25. Brundage, A.L. Thermocouple Response in Fires, Part 2: Validation of Virtual
Thermocouple Model for Fire Codes / A.L. Brundage, A.B. Donaldson, W. Gill, S.P.
Kearney, V.F. Nicolette, N. Yilmaz // Journal of Fire Sciences. – 2011. – №. 29 (213).
– P. 213–226. (Ориг. № 3 та № 81)
26. Ogura, H., Izuchi M., Tamba J. Stability of Tungsten–Rhenium Thermocouples
in the Range from 0 ºC to 1500 ºC // International Journal of Thermophysic. – 2011. –
№ 32. – P. 2420–2435. (Ориг. № 117)
27. Rychkov, A.D. The error of temperature measurement by a thermocouple in a
burning unitary solid propellant / A.D. Rychkov // Russian Journal of Numerical
Analysis and Mathematical Modelling. – 2011. – Vol. 26, № 1. – P. 75–83. (Ориг. №
130)
28. Shchinnikov P.A., Dvortsevoi A.I. Analyzing the Effect the Control Parameters
of Cogeneration Have on Overexpenditure of Fuel // Thermal Engineering, Is. 58, №
10, 2011. – P. 840–843. (Ориг. № 202)
29. Sloneker, K. C. Life Expectancy Study of Small Diameter Type E, K, and N
Mineral-Insulated Thermocouples Above 1000 ºC in Air / K.C. Sloneker //
International Journal of Thermophysic. – 2011. – № 32. – P. 537–547. (Ориг. № 116)
30. Anatychuk, L.I. Semiconductor Thermoelectric Converters with Improved
Precision / L.I. Anatychuk, V.I. Bodnaruk, D.D. Taschuk // Journal of Electronic
Materials. – 2012. – Vol. 41, № 6. – P. 1111–1114. (Ориг. № 138)
31. Guo, J. Design of superheated steam temperature control system based on
ADRC-PID for ultra supercritical unit / J. Guo, X. Jiang // International Journal of
Advancements in Computing Technology. – 2012. – Vol. 4, № 4. – P. 76–83. (Ориг. №
99)
32. Liang, G. Control of superheated steam temperature in large-capacity
generation units based on active disturbance rejection method and distributed control
system / G. Liang, W. Li, Z. Li // Control Engineering Practice. – 2013. – Vol. 21, Is.
3. P. 268–285. (Ориг. № 100)
33. Zabrocki, K. Simulations for the Development of Thermoelectric
Measurements / K. Zabrocki, P. Ziolkowski, T. Dasgupta, J. De Boor, E. Müller //
Journal of electronic materials. – 2013. – Vol. 42, № 7. – P. 2402–2408. (Ориг. № 113)4
34. Atroshenko, Y.K. Numerical evaluation of the measurement error of
5temperature by surface thermocouples in the conditions of incomplete thermal contact
with object of measurement / Y.K. Atroshenko, P.A. Strizhak // EPJ Web of
Conferences. – 2014. – Vol. 76, 01034. (Ориг. № 168)
35. Atroshenko, Y.K. Predictive Modelling of the Warming up Times for
Thermoelectric Converters / Y.K. Atroshenko, I.P. Ozerova, P.A. Strizhak // Advanced
Materials Research. – 2014. – V. 1040. – P. 965-968. (Ориг. № 169)
36. Fernelius, M. Thermocouple recovery factor for temperature measurements in
turbomachinery test facilities / M. Fernelius, S. Gorrell // 52nd AIAA Aerospace
Sciences Meeting – AIAA Science and Technology Forum and Exposition, SciTech
2014; National Harbor, MD; United States; 13 January 2014 through 17 January 2014.
– Code 105770. (Ориг. № 84)
37. Hayes, A. RTDs vs. Thermocouples / A. Hayes // Flow Control. – 2014. – Vol.
20, Is. 8. – P. 34–36. (Ориг. № 4)
38. Herring, D. All About Thermocouples (part 2) / D. Herring // Industrial Heating.
– 2014. – Vol. 82, Is. 4. – P. 18–20. (Ориг. № 5)
39. Sylvia, J.I. A novel method for in- situ estimation of time constant for core
temperature monitoring thermocouples of operating reactors / J.I. Sylvia, S. Clement
Ravi Chandar, K. Velusamy // Nuclear Engineering and Design. – 2014. – Vol. 275. –
P. 154–162. (Ориг. № 85)
40. Zhang, L. Error analysis of in-pipe temperature measurement by thermocouple
based on heat transfer computation / L. Zhang, J. Luo, Q. Min, X. Wu // Chinese High
Technology Letters. – 2014. – Vol.24, Is. 7. – P. 716–720. (Ориг. № 139)
41. Atroshenko, Y.K. Determination of necessary time of measurements of surface
thermocouples depending on conditions of technological processes / Y.K. Atroshenko,
P.A. Strizhak, O.S.Yashutina // EPJ Web of Conferences. – 2015. – Vol. 82, 01061.
(Ориг. № 172)
42. Sami, I. A. The influence of condenser cooling water temperature on the
thermal efficiency of a nuclear power plant / I. A. Sami // Annals of Nuclear Energy. –
2015. – Vol. 80. – P. 371–378. (Ориг. № 48)
43. Atroshenko, Y.K. Influence of Conditions of Heating up on Integral
Characteristics of Heattransfer in the Sensetive Element of the Thermoconjugate
Sensor / Y.K. Atroshenko, A.V. Abramova // MATEC Web of Conferences. – 2016. –
Vol. 110, 01071. (Ориг. № 189)

ChSTU repository

ChSTU repository preserves and enables easy and open access to all types of digital content including text, images, moving images, mpegs and data sets