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
Learn More
Please use this identifier to cite or link to this item:
https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7966| Title: | Розробка технічних рішень по утилізації теплоти димових газів для підвищення ефективності систем теплопостачання |
| Authors: | Плахотний, Олександр Петрович Лобода, Роман Олександрович |
| Keywords: | утилізації теплоти димових;теплопостачання |
| Issue Date: | 30-Jan-2024 |
| Abstract: | Мета роботи полягає у розробці найбільш ефективного методу використання природного газу для виробництва теплової енергії із застосуванням технології глибокої утилізації теплоти димових газів. Об'єкт дослідження: системи теплопостачання, в яких використовуються димові гази, їхні термодинамічні, енергетичні та екологічні характеристики, а також потенціал підвищення їх ефективності через утилізацію теплоти відхідних газів за допомогою сучасних технічних рішень і інноваційних технологій. Завдання роботи: 1. Вивчення існуючих методів підвищення ефективності джерел теплопостачання. 2. Визначення потенціалу використання енергії відхідних газів. 3. Аналіз сучасних та перспективних методів використання низькопотенційної енергії в системах теплопостачання. 4. Розгляд проблем утилізації димових газів органічного пального. 8 5. Визначення пріоритетного методу використання низькопотенційної теплоти димових газів у конкретних умовах. 6. Розрахунок якісного та кількісного складу відхідних газів, що утворюються під час згоряння органічного пального. 7. Розробка технічних рішень та впровадження розробленої технології у різних варіантах. Вибір пріоритетної схеми. 8. Вибір основного обладнання для реалізації спроєктованої установки. 9. Побудова енергетичного та матеріального балансу. 10. Проведення пінч-аналізу та оптимізація режимних параметрів. 11. Оцінка екологічного впливу джерела теплопостачання після впровадження запропонованої схеми. |
| URI: | https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7966 |
| Appears in Collections: | 144 Теплоенергетика (Теплоенергетика) |
Files in This Item:
| File | Description | Size | Format | |
|---|---|---|---|---|
| Лобода.pdf Restricted Access | 4.73 MB | Adobe PDF | View/Open Request a copy |
Items in DSpace are protected by copyright, with all rights reserved, unless otherwise indicated.
Extracted text
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Черкаський державний технологічний університет
Факультет комп’ютеризованих технологій машинобудування та дизайну
Кафедра Енерготехнологій
„ЗАТВЕРДЖУЮ”
Завідувач кафедри Енерготехнологій
_______________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ
“___” ___ 2023 р.
МАГІСТЕРСЬКА КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА
на тему:
«Розробка технічних рішень по утилізації теплоти димових
газів для підвищення ефективності систем
теплопостачання»
ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА
код роботи МКР 23.144.6 ПЗ
Спеціальність 144 - Теплоенергетика
Виконавець роботи:
Лобода Роман Олександрович
(підпис, дата)
Науковий керівник:
Плахотний О.П., д.т.н., доц
(підпис, дата)
Рецензент:
______________________________________________________________________
(підпис, дата)
Черкаси, 2023 р.
2
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Черкаський державний технологічний університет
Факультет електронних технологій, автотранспорту та машинобудування
Кафедра Енерготехнологій
„ЗАТВЕРДЖУЮ”
Завідувач кафедри Енерготехнологій
________________ Геннадій КАЛЕЙНІКОВ
“____” _____ 2023 р.
ЗАВДАННЯ
до магістерської кваліфікаційної роботи Лобода Роман Олександрович
(прізвище, ім’я та по-батькові студента)
1. Тема «Розробка технічних рішень по утилізації теплоти димових газів для підвищення
ефективності систем теплопостачання»
затверджена наказом ректора університету від “____”____. 2023 р., №__________
2. Термін здачі студентом завершеної роботи ____________________________
3. Вихідні дані:
4. Перелік питань, які повинні бути розроблені в роботі:
- аналітичний огляд та постановка завдання;
- теоретичні дослідження та розробка математичної моделі;
- розробка принципових технічних рішень щодо використання теплоти відхідних газів;
- розрахунок режимних параметрів схеми глибокої утилізації тепла.
5. Перелік графічного матеріалу
6. Консультанти з роботи з зазначенням розділів роботи, які їх стосуються
Підпис, дата
Розділ Консультант завдання видав завдання прийняв
Розділи 1-3 Плахотний О.П.
ОП та безпека в НС Цікановський В.Л.
Нормоконтроль
7. Дата видачі завдання “_____”______. 20____ р.
Керівник _____________________
Завдання прийняв до виконання _________________
3
Анотація
Магістерська кваліфікаційна робота, що містить ____ сторінок, зосереджена
на розробці технічних рішень для утилізації теплоти димових газів, спрямованої на
підвищення ефективності систем теплопостачання. Дослідження здійснює
обширний аналіз ключових аспектів утилізації теплової енергії та впровадження
інновацій у сучасні системи енергозабезпечення.
Робота розділена на вступ, чотири розділи та висновки, а використання 48
графічних матеріалів та 5 таблиць сприяє детальному аналізу технічних аспектів
утилізації теплоти. Використання програмно-обчислювальних комплексів
підтримує належне візуальне представлення результатів дослідження.
Ключові слова, такі як "Утилізація теплоти димових газів", "Ефективність
систем теплопостачання" і "Технічна інженерія", визначають області дослідження
та підкреслюють акцент на розробці технічних рішень. Список використаних
джерел налічує 38 найменувань, що підтверджує науковий фундамент та
обґрунтованість дослідження.
Висновки роботи наголошують на важливості розроблених технічних рішень
для оптимізації сучасних систем теплопостачання, що сприяє розвитку галузі
теплоенергетики.
4
Зміст
ВСТУП
1. АНАЛІТИЧНИЙ ОГЛЯД ТА ПОСТАНОВКА ЗАВДАННЯ
1.1 Актуальність розробки технології глибокої утилізації теплоти димових
газів
1.2 Огляд сучасних та перспективних методів підвищення ефективності
джерел теплопостачання
1.3 Постановка завдання
2. ТЕОРЕТИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ТА РОЗРОБКА МАТЕМАТИЧНОЇ
МОДЕЛІ
2.1 Опис розрахункової моделі теплогенератора з охолодженням
відпрацьованих газів
2.2 Методологія розрахункової моделі
2.3 Моделювання процесу для опалювального періоду
2.4 Опис джерела теплопостачання
2.5 Підсумкові результати обчислювальних експериментів
2.6 Висновки за розділом 2
3. РОЗРОБКА ПРИНЦИПОВИХ ТЕХНІЧНИХ РІШЕНЬ ЩОДО
ВИКОРИСТАННЯ ТЕПЛОТИ ВІДХІДНИХ ГАЗІВ
3.1 Аналіз впливу зволоження початкового повітря на характеристики
відпрацьованих газів
3.2 Вибір основного обладнання для впровадження проєктованої системи
3.3 Моделювання конденсаційної установки в середовищі Aspen Plus
3.4 Висновки за розділом 3
4. РОЗРАХУНОК РЕЖИМНИХ ПАРАМЕТРІВ СХЕМИ ГЛИБОКОЇ
УТИЛІЗАЦІЇ ТЕПЛА
4.1 Проведення Пінч-аналізу та оптимізація режимних параметрів
4.2 Висновки за розділом 4
ВИСНОВКИ
СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ
МКР 23.144.6 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Лобода Р.О. Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Плахотний О.П. Зміст магістерської
Реценз. кваліфікаційної роботи
Н. Контр. ЧДТУ, мТЕ-88
Затверд. Калейніков Г.Є.
5
ВСТУП
Актуальність теми дослідження
Одним з основних законодавчих актів, який регулює політику в сфері
енергоефективності та енергозбереження в Україні, є Закон України "Про
енергозбереження", прийнятий 1 липня 1994 року. Його ключова мета – створення
системних правових, організаційних та економічних основ для оптимального
використання енергетичних ресурсів у всіх галузях економіки. В контексті цього
закону ефективність передбачає не лише раціональне використання
енергоресурсів, а й їх збереження за рахунок використання передових технологій
та методів.
Важливим методом підвищення енергоефективності є утилізація тепла
димових газів. Ці гази, що утворюються внаслідок спалювання палива, великою
мірою втрачають свою теплову енергію в атмосферу, що веде до значних втрат
тепла та збільшення викидів парникових газів. Використання технологій для
утилізації тепла димових газів може значно зменшити споживання первинних
енергоресурсів, витрат на паливо та обмежити викиди небезпечних речовин.
Сучасні дослідження фокусуються на методах використання
низькопотенційного тепла з відпрацьованих газів, зокрема, на утилізації тепла
конденсації водяних парів. У спеціалізованій літературі така технологія отримала
назву "конденсаційна". Цей підхід вимагає інтенсивного використання прихованої
теплової енергії конденсації водяних парів. Ефективна реалізація такої стратегії
передбачає використання інноваційних теплообмінників, які відрізняються за
матеріалами, конструкцією та ефективністю.
Отже, утилізація теплоти відхідних димових газів відповідає ключовій меті
Закону України "Про енергозбереження", сприяючи формуванню ефективної,
економічно виваженої та екологічно безпечної системи енергопостачання країни.
6
Ступінь розробленості теми дослідження
Питанням ефективної утилізації теплоти відхідних газів присвячені роботи
численних українських та зарубіжних спеціалістів, серед яких: Герасимов Г. В.,
Красненко Т. І., Навродська Р.О., Зіганшина С.К., Аронов І.З., Султангузін І.А.,
Доерті П., К'янг І., Вебер С., Томпсон Д. та ін. Водночас питання розробки
методики для вибору найефективнішого та гідравлічно збалансованого схемного
рішення для окремо взятих котельних агрегатів є вкрай актуальним та
затребуваним.
Положення, які виносяться на захист
У даній магістерській кваліфікаційній роботі представлено метод
використання природного газу для виробництва теплової енергії з використанням
технології глибокої утилізації теплоти димових газів для котельного агрегату
ПТВМ-100. Отримані в ході дослідження результати включають:
1. Ефективність димових газів. Найбільш ефективне використання
потенціалу димових газів досягається за допомогою низькотемпературних
споживачів, таких як тепловий насос або абсорбційно-холодильний агрегат. Ці
засоби модифікують потенціал різних теплоносіїв: системи приточної вентиляції
(де передбачене збільшення витрат теплоносія), системи теплих підлог та системи
первинного підігріву води.
2. Теплова потужність під час реконструкції. Основну увагу під час
реконструкції звертають на теплообмінні поверхні, які відповідають за утилізацію
додаткової теплоти димових газів. Для агрегату ПТВМ-100 теплова потужність
коливається від 1,2 до 7,4 Гкал/год, в залежності від загального теплового
навантаження.
3. Вплив зволоження. Процес зволоження початкового повітря, згідно
проведених досліджень, демонструє мінімальний вплив на величину теплової
енергії, яка отримується у процесі охолодження в охолоджувачі. Водночас, цей
7
самий процес зволоження виявляє значний вплив на характеристики теплового
обміну в конденсаційному обладнанні.
4. Вплив ступеня зволоження. Збільшення ступеня зволоження підвищує
навантаження на повітропідігрівач через збільшення витрат електроенергії та
втрати води.
5. Деталі теплової потужності. Для ПТВМ-100 теплова потужність
мережевого підігрівача - 99,51 Гкал/год, сирої води – 5,89 Гкал/год, повітря – 3,02
Гкал/год, утилізатора теплоти – 1,60 Гкал/год, конденсатора – 7,38 Гкал/год.
6. Пінч-аналіз. Даний аналіз дозволяє оцінити витрати води в кожному
контурі та теплообміннику. Отримані дані є важливими для майбутніх гідравлічних
розрахунків при проєктуванні схожих систем.
Мета роботи полягає у розробці найбільш ефективного методу використання
природного газу для виробництва теплової енергії із застосуванням технології
глибокої утилізації теплоти димових газів.
Об'єкт дослідження: системи теплопостачання, в яких використовуються
димові гази, їхні термодинамічні, енергетичні та екологічні характеристики, а
також потенціал підвищення їх ефективності через утилізацію теплоти відхідних
газів за допомогою сучасних технічних рішень і інноваційних технологій.
Завдання роботи:
1. Вивчення існуючих методів підвищення ефективності джерел
теплопостачання.
2. Визначення потенціалу використання енергії відхідних газів.
3. Аналіз сучасних та перспективних методів використання
низькопотенційної енергії в системах теплопостачання.
4. Розгляд проблем утилізації димових газів органічного пального.
8
5. Визначення пріоритетного методу використання низькопотенційної
теплоти димових газів у конкретних умовах.
6. Розрахунок якісного та кількісного складу відхідних газів, що
утворюються під час згоряння органічного пального.
7. Розробка технічних рішень та впровадження розробленої технології у
різних варіантах. Вибір пріоритетної схеми.
8. Вибір основного обладнання для реалізації спроєктованої установки.
9. Побудова енергетичного та матеріального балансу.
10. Проведення пінч-аналізу та оптимізація режимних параметрів.
11. Оцінка екологічного впливу джерела теплопостачання після
впровадження запропонованої схеми.
Наукова новизна:
1. Запропоновано оригінальну методику розрахунку теплотехнічних
характеристик котельного агрегату та ефективності впровадження технології
глибокої утилізації теплоти димових газів.
2. Розроблено принципові схеми установок конденсації димових газів із
застосуванням повітропідігрівача та підігрівача вхідної (живильної) води.
3. На підставі пінч-аналізу отримано пріоритетні теплогідравлічні
характеристики системи глибокої утилізації теплоти димових газів для котельного
агрегату ПТВМ-100.
Теоретична та практична важливість:
У роботі були вирішені наступні аналітичні завдання:
1. Проведено аналіз наявних технічних та технологічних рішень для
джерела теплопостачання з розробкою рекомендацій щодо вдосконалення існуючої
технологічної схеми джерела теплопостачання та теплових мереж з урахуванням
впровадження конденсерної технології.
9
2. Виконано розрахункові дослідження стосовно спільної роботи котла з
підключеною конденсерною установкою.
3. На основі результатів дослідження запропоновано варіанти технології
глибокої утилізації теплоти димових газів та технічні рішення для їх впровадження
в котельну.
4. Важливо враховувати, що зволоження повітря дозволяє зменшити
викиди шкідливих речовин в атмосферу, покращуючи екологічну ситуацію в
районі котельні. При виборі кінцевого варіанта слід брати до уваги всі супутні
фактори.
5. Всі варіанти розраховані при умові підключення однієї утилізаційної
установки до двох котлів, причому кожний підключений котел може
співпрацювати з іншими котлами, які не підключені до утилізаційної установки.
Таким чином, забезпечується практично круглорічна робота котельні з утилізацією
теплоти димових газів.
Методи дослідження передбачають застосування вже впроваджених та
ефективно використовуваних методик розрахунків фізико-хімічних процесів
теплообміну, матеріальних та енергетичних балансів генеруючих і теплообмінних
установок.
Ступінь достовірності визначається застосуванням сучасних прикладних
програмних продуктів, режимних карт котельних агрегатів та достовірних
довідкових даних, а також порівнянням отриманих результатів із даними
літературних джерел різних країн.
Особиста участь:
Основні результати отримано безпосередньо автором під керівництвом д.т.н.,
професора Плахотного О.П.
10
Перелік скорочень:
КТАН – контактний теплообмінник з активною насадкою;
ПЗС – повітряно-запальна суміш;
ОДГ – охолоджувач димових газів;
ТОА – теплообмінний апарат;
ПП – повітропідігрівач;
УТ – утилізатор;
УКТ – утилізатор конденсаційного типу;
НТС – низькотемпературний споживач;
ТН – тепловий насос;
АБХА – абсорбційно-холодильний агрегат;
ГВП – гаряче водопостачання;
ІАС – інформаційно-аналітична система;
ХВЗ – холодне водозапезбечення.
11
РОЗДІЛ 1. АНАЛІТИЧНИЙ ОГЛЯД ТА
ПОСТАНОВКА ЗАВДАННЯ
МКР 23.144.6 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Лобода Р.О. Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Плахотний О.П. Аналітичний огляд та
Реценз. постановка завдання
Н. Контр. ЧДТУ, мТЕ-88
Затверд. Калейніков Г.Є.
12
1.1 Актуальність розробки технології глибокої утилізації теплоти
димових газів
Згідно з різноманітними літературними джерелами, досвід експлуатації
котельних, що працюють на природному газі, свідчить, що втрати теплової енергії
з димовими газами навіть для сучасних котлів можуть досягати від 5 до 15% [4, 6].
Основною причиною такої ситуації є надзвичайно висока температура відхідних
газів, яка може досягати у водонагрівальних котлах 150-200 °С [12]. Щоб вирішити
цю проблему, часто застосовують конденсаційні теплоутилізатори контактного та
поверхневого типів. Вони дозволяють охолоджувати відхідні гази нижче точки
роси та додатково використовувати приховану теплоту конденсації [14]. Як
показано у дослідженнях, глибоке охолодження продуктів згоряння в
конденсаційних теплоутилізаторах може підвищити коефіцієнт використання
палива на 1% при відповідному зниженні температури відхідних газів на 2-4 °С
[15]. Крім цього, теоретично та експериментально підтверджено, що за допомогою
конденсаційних теплоутилізаторів відбувається зниження концентрації оксидів
азоту у відхідних газах, що позитивно впливає на екологію району розташування
котельні [5, 11].
Починаючи з 1970-х років, конденсаційні котли стали популярними та активно
впроваджувалися в більшості країн Західної Європи та США [16, 22].
Конденсаційний котел вважається конкурентоспроможною технологією в Європі
через високі ціни на енергоносії та існуючий попит на енергоефективне обладнання
[23, 24]. На рис. 1.1 представлено статистику продажів цих котлів від часу їхнього
виникнення до кінця минулого століття.
За даними різних експертів, близько 10% загального енергоспоживання на
опалення житлових приміщень та 4% відповідних викидів можуть бути заощаджені
завдяки масовому впровадженню конденсаційних котлів замість поточних
установок [12]. Однією з ключових особливостей процесів глибокого охолодження
продуктів згоряння є зміна їх об'єму через конденсацію водяної пари. Зміни вмісту
вологи у продуктах згоряння залежать від відношення температур газів, що
13
виходять з теплоутилізатора (tвих) до температури точки роси (tp). Якщо
температура газів на виході з теплоутилізатора (t"вих) дорівнює температурі точки
роси (t"вих = tp), то вміст вологи у продуктах згоряння до та після теплоутилізатора
буде приблизно однаковим (d'вих = d"вих). При використанні контактного
теплоутилізатора, якщо tвих перевищує tp, зростає вміст вологи у продуктах
згоряння (d'вих < d"вих). Це відбувається тому, що після проходження через
контактний теплоутилізатор гази, незалежно від їхньої температури, майже
повністю насичуються водяною парою. Отже, кількість виділеного конденсату
значно залежить від вмісту вологи у димових газах перед теплоутилізатором та
температури газів на виході з теплоутилізатора.
Рис. 1.1 – Відсоткова доля продажу конденсаційних котлів на ринку
теплогенераторів у Західній Європі [18]
Зазначений приклад надає лише приблизне уявлення про ефективність. Однак
ця оцінка не враховує теплових втрат у навколишнє середовище через охолодження
додаткового обладнання атмосферним повітрям (що є несуттєвим), збільшення
втрат на власні потреби (привід насосів, обдувальне обладнання) та можливої
неповної конденсації водяної пари. Щоб отримати реальний ефект, необхідно
врахувати багато інших чинників, таких як залежність температури відхідних
димових газів від теплового навантаження котла, конструкційні особливості
конденсатора тощо. Тому реальний ефект може бути трохи нижчим за зазначений.
14
Конденсаційні котли, як правило, працюють під підвищеним тиском із
примусовим відтоком [2]. Їхній тракт виготовлений із нержавіючої сталі чи інших
антикорозійних матеріалів [9]. Такі котли зберігають високу ефективність навіть
при частковому навантаженні, коли температура повернутої від обігрівального
обладнання води низька. Впровадження технології конденсації водяної пари з
викидів дозволяє знизити споживання газу в багатоквартирних будинках і офісних
спорудах. У конденсаційних котлах коефіцієнт використання пального може
досягти теоретичного значення вище 110% відносно робочої нижньої теплоти
згоряння пального (рис. 1.2).
Рис. 1.2 – Розрахунковий коефіцієнт використання пального (КВП) у
конденсаційному котлі [18]
У результаті досліджень виявлено, що продукти згоряння містять компоненти
з високою корозійною активністю. Ця характеристика, зокрема, призводить до
корозійних явищ при конденсації газів. Протягом тривалого часу у промисловості
зафіксовані випадки корозії внаслідок експлуатації подібних агрегатів [8]. Зокрема,
корозійні тріщини найчастіше ідентифіковані у низько-температурних
теплообмінниках, які працюють у діапазоні температур 70-90 °C і виготовлені зі
стандартних низьковуглецевих сталей. Інтенсивність корозійних явищ часто
збільшується в областях з підвищеними механічними напругами. Мікроскопічний
аналіз вказує на превалювання міжкристалічної корозії в ушкоджених зразках.
15
Проблема корозії, ініційована конденсацією газів, має значуще значення при
експлуатації конденсаційних котлів. Глибокий аналіз хімічного складу та кількості
конденсуючої рідини є невід'ємним етапом у виробничих процесах, спрямованих
на мінімізацію корозійних ризиків. Важливо відмітити, що методики розрахунку
процесу конденсації зазнали істотних удосконалень протягом минулих декількох
десятиліть [10]. Для чистого повітря дані про точку роси можуть бути
безпосередньо взяті з довідників, що характеризують поведінку водяної пари.
Проте, при наявності таких домішок у газу як SO3, SO2, HCl або NO2, величина
точки роси може відрізнятися від теоретично очікуваної. Зокрема при атмосферних
умовах, точка роси для димових газів з цими компонентами може бути адаптована
з використанням специфічних рівнянь, представлених на рис. 1.3.
Рис. 1.3 – Перерахунок точки роси в залежності від парціального тиску різних
компонентів відхідних газів
Щоб ефективно протистояти умовам, які сприяють агресивній корозії, в даний
час конденсаційні котли виготовляються із використанням нержавіючої сталі та
інших матеріалів, що мають корозійну стійкість. При цьому витрати на матеріали
іноді втричі перевищують аналогічні витрати для звичайних котлів. Серед типових
матеріалів, що знаходять своє застосування у виготовленні згаданих агрегатів,
можна виділити нержавіючі сталі. Вони відомі своєю особливістю – високим
16
вмістом хрому та молібдену. Окрім цього, для виробництва конденсерів дедалі
більше використовуються передові полімерні матеріали та композити [37, 38].
У сучасний період газові конденсаційні поверхневі опалювальні котли та
економайзери мають велике розповсюдження в Китаї, Нідерландах, Франції,
Німеччині, Швейцарії, Великій Британії, США, Канаді, Італії [34, 36]. Більшість
фірм, що спеціалізуються на їх виробництві, розташовані в Німеччині, Швейцарії,
Нідерландах та США. Слід зазначити, що в Сполучених Штатах Америки активно
розпочата розробка та випуск поверхневих конденсаційних економайзерів для
парових котлів. Цей рух в напрямку інновацій підтверджено позитивним досвідом
впровадження конденсаційних теплоутилізаторів поверхневого типу,
представленого у науковій публікації [11]. В рамках цього досвіду для глибокого
охолодження відхідних газів було впроваджено спеціалізовану теплоутилізаційну
установку, розташовану за одним з парових котлоагрегатів моделі ДЕ-10-14 ГМ.
Технічне виконання установки базується на використанні біметалевого калорифера
КСК 4-11. Її основна функція полягає у нагріванні сирої води перед її подальшою
подачею на хімічну підготовку.
Установка однієї секції калорифера сприяє збільшенню продуктивності котла
ДЕ-10-14 ГМ на 7-8%. Температура газів на вході до економайзера варіювалася в
межах 120-134 °С, тоді як параметри нагріваної води коливалися від 5 до 22 °С.
Додатковий аеродинамічний опір, що створюється теплоутилізатором,
компенсується завдяки зменшенню об'єму продуктів згоряння без необхідності
заміни димососа. Під час випробувань теплоутилізаторів було здійснено аналіз
виділеного конденсату. Виявлено, що конденсат продуктів згоряння природного
газу вільний від взвішених речовин карбонатної жорсткості та має сухий залишок
менше 5 мг/л. Фактично, цей конденсат має характеристики майже чистої води, що
у свою чергу перевершує воду, пом'якшену в установках водопідготовки
промислових котелень. Конденсат, що формується в теплоутилізаторах під час
контакту з продуктами згоряння природного газу, абсорбує кисень та вуглекислий
газ. Після дегазації його можна використовувати для живлення котлів низького
17
тиску. Дана установка сприяє значущому збільшенню виробництва власного
конденсату, дозволяючи працювати без хімічної водоочистки для додавання до
системи теплопостачання. Однією з додаткових переваг є значне зниження викидів
оксидів азоту в атмосферу через димову трубу.
Особливу увагу слід звернути на результати дослідження технології глибокої
утилізації, яка була впроваджена у Торговому центрі "Imanta" у м. Рига на
водогрійному котлі КВГМ-100 [7]. Даний котел мав аналогічні технічні
характеристики із розглянутим ПТВМ-100, та був обладнаний пасивним
конденсаційним економайзером моделі 4x200-36-200. Після досягнення певної
потужності, коефіцієнт корисної дії може знизитися майже на 2% при
максимальному навантаженні. Робота котла у режимі максимального
навантаження підвищує ризик зупинки в разі перебоїв в електропостачанні. Надані
дані свідчать про те, що котел стабільно працює при 75% встановленої потужності,
тому найбільш оптимальне базове навантаження котла становить 90 МВт. Це було
підтверджено експериментальним шляхом в період з моменту запуску
економайзера 1 листопада 2009 року до 2 лютого 2010 року. Утилізована теплота в
подальшому використовується для нагріву мережевої води, яка подається для
потреб опалення та вентиляції.
За даними дослідження було встановлено, що при низьких температурах
зовнішнього повітря кількість утилізованої теплоти зменшується. Таке зменшення
обумовлено вищою температурою поверненної мережевої води. Оптимальна
температура цієї води підтримувалась на рівні 38-40 °С, що приблизно на 17%
нижче від звичайного температурного графіка. При температурах зовнішнього
повітря нижче -10 °С кількість виділеного конденсату менша на 70% порівняно зі
середніми показниками опалювального сезону, але при цьому він має значно
вищий вміст абсорбованого СО2. Експерименти демонструють, що при особливо
низьких температурах зовнішнього повітря, зберігаючи стабільну теплову
навантаження, часом спостерігається понижена теплоемісія. Наприклад, при
температурі зовнішнього повітря -20 °С обсяг виділеного конденсату склав лише
18
0,5 т/год у порівнянні з 5,9 т/год при температурі 0 °С. Незважаючи на
неблагосприятливі погодні умови, було досягнуто значущої економії природного
газу, яка в цілому склала 1,685 млн м3, викиди CO2 зменшилися на 3084 т.
1.2 Огляд сучасних та перспективних методів підвищення ефективності
джерел теплопостачання
Відновлення теплової енергії димових газів представляє значний інтерес у
контексті енергоефективності. Однією з можливостей реалізації цього принципу є
використання теплоти димових газів для підігріву дуттьового повітря, що
подається на окислення, або для нагрівання водних рідин (зокрема, зворотної
мережевої води, води для гарячого водопостачання та інших технологічних
потреб). З технічної перспективи ці процеси можуть бути реалізовані за допомогою
спеціалізованого обладнання – рекуператорів для нагріву повітря та економайзерів,
які традиційно розміщуються за котлом у траєкторії руху димових газів [13]. Два
основних підходи до глибокої утилізації теплоти димових газів, особливо при
конденсації водяної пари, об'єднують контактну та поверхневу методики. У
контактному методі димові гази безпосередньо контактують зі зрошувальною
водою, забезпечуючи її охолодження, тоді як у поверхневому методі між газами та
теплоносієм присутня теплообмінна поверхня [3].
В залежності від конструктивних особливостей, контактні теплоутилізатори,
призначені для охолодження відхідних газів, класифікуються на три ключові
групи: насадкові, порожні та з активною насадкою (тип КТАН). У практичному
використанні найбільш поширеними є теплообмінники з теплообмінною насадкою.
У таких установках відхідні гази нагрівають воду, яка стікає по насадці. Найчастіше
в якості насадки використовують керамічні кільця Рашига різного діаметру,
причому рух теплоносія здійснюється проти потоку. Основні переваги таких
теплоутилізаторів, це їх просте виготовлення та висока теплова ефективність [17,
19].
Проте контактний метод охолодження відхідних газів має певні обмеження,
які перешкоджають його широкому використанню. Серед них:
19
1. Вода може нагріватися лише до певного рівня, який відповідає
температурі, при якій вода починає випаровуватися в димових газах.
2. Застосування цього методу призводить до значного опору повітряного
потоку, який може коливатися від 300 до 1700 Па.
3. Опір повітряного потоку сильно залежить від інтенсивності зрошення.
Це може ускладнити користування теплообмінниками, при роботі в
змінних режимах.
4. Гази рухаються з обмеженою швидкістю (1…2,5 м/с), тому устаткування
має бути більшим за розміром.
5. Існує великий ризик потрапляння вологи в систему, що може
ускладнити експлуатацію димоходів, димососів та димових труб.
Певні недоліки було усунено в порожніх контактних теплообмінниках
(відсутність наповнювача та, відповідно, низький аеродинамічний опір, вищі
швидкості руху газів). Але головним недоліком залишається низька теплова
ефективність через короткий час контакту газів із водою, що нагрівається. У схемах
котелень такі теплоутилізатори не знайшли застосування.
Різновидом контактних теплоутилізаторів є контактний теплообмінник з
активною насадкою, який належить до апаратів рекуперативно-змішувального
типу. Основна відмінність КТАНа від звичайного теплообмінника з насадкою
полягає в тому, що первинна вода підігрівається відхідними газами в пучку труб
діаметром 20...30 мм, який поливається циркулюючою водою. Цей пучок труб
отримав назву "активна насадка", оскільки потік поливної води використовується
для інтенсифікації передачі тепла від газів до чистого потоку води, який протікає
всередині труб. Теплова ефективність таких апаратів залежить від інтенсивності
процесів тепло- та масообміну між газом та поливною рідиною, а також від
інтенсивності процесу теплообміну між поливною рідиною та рідиною, яка
проходить в трубному пучку [20, 21].
До переваг КТАНів у порівнянні з іншими контактними теплообмінниками
можна віднести:
20
1) збільшення швидкості руху газів (до 6…10 м/с);
2) відносно низький аеродинамічний опір (300…700 Па);
3) відсутність безпосереднього контакту газів із нагріваною водою, що знімає
обмеження щодо її якості.
Разом з тим, КТАНи мають наступні недоліки:
1) не забезпечують підігрів рідини до температури, яка вища за температуру
мокрого термометра;
2) холодна вода, яка поливає теплообмінник, в верхній зоні охолоджує
підігрівану воду;
3) по відношенню до коефіцієнта використання тепла відхідних газів
поступаються теплообмінникам з насадкою;
4) існує ризик уносу вологи разом із димовими газами.
Рис. 1.4 – Схема стандартної установки для утилізації теплоти димових газів
Схема стандартної установки для утилізації теплоти відхідних димових газів
зображена на рис. 1.4. Основним компонентом установки є конденсаційний
теплоутилізатор, яким може бути теплообмінник будь-якого типу: поверхневий,
контактний або комбінований контактно-поверхневий. Димові гази після виходу з
котла послідовно проходять стадію очищення (за потреби), конденсаційний
21
тепловий утилізатор, каплеуловлювач, а потім виводяться в атмосферу через
димову трубу за допомогою димососа. Обхідна лінія дозволяє пропускати гази повз
теплообмінник, що за допомогою регулювання забезпечує потрібну температуру та
вміст вологи відхідних газів. Конденсат після збірника спрямовується до системи
очищення (переважно для нейтралізації розчинених газоподібних домішок), після
чого його можна ефективно використовувати.
Для теплообміну можна використовувати воду із температурою, яка є меншою
за точку роси відхідних газів. Це може бути первинна вода, яка використовується
для поповнення теплових мереж або для системи гарячого водопостачання. Проте
нагрів поверненої мережевої води перед її подачею в котел може бути менш
ефективним, оскільки її температура протягом опалювального періоду залишається
досить високою і перевищує точку роси димових газів.
З метою оптимізації процесу нагріву мережевої води рекомендовано схему
утилізації, яка включає два етапи нагріву (рис. 1.5).
Рис. 1.5 – Схема утилізації теплоти димових газів із двома етапами
нагріву: 1 – котел; 2, 3 – секції нагріву мережевої та живильної води;
4 – байпасна лінія газовідводу; 5 – деаератор; 6 – хімічне
водоочищення; 7 – система опалення; 8 – димосос; 9 – димова труба
У наведеній схемі використовуються дві основні секції теплоутилізатора:
- у першій секції, що розташована на передньому етапі проходження газів,
відбувається процес нагрівання мережевої води тепловою енергією димових газів
без конденсації водяних парів;
22
- у другій секції акцентується увага на утилізації тепла, яке виділяється в
результаті конденсації водяних парів, і це тепло напряму передається для нагріву
живильної води [25, 26].
Слід зауважити, що концепція, яка базується виключно на використанні
конденсера, є найбільш оптимальною з точки зору простоти та вартості
конструкції. Детальний зовнішній вигляд такої системи відображено на рис. 1.6.
(a)
(b)
Рис. 1.6 – Схема установки конденсаційного типу: 1 – попередній охолоджувач; 2
– розсікач; 3 – форсунки; 4 – конденсаційний теплообмінник; 5 – акумуляційний
бак конденсату; 6 – сепаратор вологи з жалюзійним блоком
23
Після проходження котла димові гази надходять до попереднього
охолоджувача, де вони швидко охолоджуються через зрошення циркулюючою
водою. Головна частина установки для конденсації водяних пар — це орошувальна
колона. Всередині цієї колони димові гази послідовно проходять через розсікач,
форсунки для подачі води утилізаційного контуру та жалюзійний сепаратор.
Розсікач забезпечує розпилення води на дрібні краплі, що сприяє оптимальному
контакту води з газами та збільшенню ефективності охолодження та конденсації
[27, 28].
Підігріта даним чином вода виконує роль проміжного теплоносія між
димовими газами та мережевою водою. Перед потраплянням у теплообмінник її
температура повинна бути не менше ніж на 5 °С вище від температури мережевої
води, але фактично цей показник обмежений температурою точки роси димових
газів. Ефективність даної схеми буде оптимальною, якщо температура зворотної
мережевої води не перевищує 45 °С. Зі зростанням температури кількість водяної
пари, що конденсується, зменшується, тим самим знижуючи ефективність
рекуперації тепла [29, 30].
У схемі "конденсер та зволожувач" досягається найбільший ефект. Попереднє
зволоження повітря, яке подається на згоряння, веде до наступних позитивних змін:
• завдяки збільшеному об'єму водяних парів у димових газах,
температура точки роси підвищується, що дозволяє отримати вищу температуру
води на виході з конденсера;
• великий вміст водяних парів у повітрі, що потрапляє в топку котла,
призводить до зниження температури згоряння, що, у свою чергу, зменшує
викиди оксидів азоту на 40–60%;
• прохід зворотної води через зволожувач зменшує її кислотність завдяки
видаленню частини розчиненого СО2;
• температура димових газів на виході з теплоутилізатора стає нижчою
за температуру зворотної мережевої води.
24
Принципова схема установки за цим варіантом наведена на рис. 1.7.
Відмінність від варіанту «конденсер» полягає в тому, що до цієї схеми додано ще
одну колону, де відбувається зволоження дуттьового повітря, що подається на
згоряння. Зволоження здійснюється водою утилізаційного контуру, яка підігріта
димовими газами. Схема контактної утилізації подальше удосконалення отримала
завдяки інтеграції в неї теплового насоса (рис. 1.8).
Рис. 1.7 – Принципова схема установки за варіантом "конденсер і зволожувач":
1 – попередній охолоджувач; 2 – розсікач; 3 – роздавальний пристрій; 4 –
теплообмінник; 5 – акумулюючий бак; 6 – жалюзійний сепаратор
25
Рис. 1.8 – Принципова схема установки за варіантом
"конденсер, зволожувач та тепловий насос"
У випаровувачі теплового насоса застосовано теплообмінник, що
використовує низькопотенційну теплоенергію відхідних газів після зволожувача.
За допомогою цієї енергії, після її перетворення до високого теплового потенціалу,
здійснюється підігрів зворотної мережевої води за конденсером. Інтеграція
теплового насоса дозволяє додатково знижувати температуру відхідних газів до
близько 30 °С та забезпечує необхідний рівень температури зворотної мережевої
води перед її подачею в котел. Проте, впровадження такої схеми призводить до
збільшення капітальних вкладень, потреби у більшій площі для розміщення
утилізаційного комплексу та додаткових витрат на електроенергію для
функціонування теплового насоса.
Застосування поверхневих теплоутилізаторів у водонагрівних котельнях
зображено за допомогою схеми на рис. 1.9. Конденсація водяної пари можлива на
останньому етапі, куди потрапляє живильна вода із температурою біля 20 °С.
Ефективність тепловикористання за цією схемою зростає із збільшенням обсягу
підпитки води в котельні, особливо у відкритих системах теплозабезпечення [31,
32].
В той час,коли у конденсаційному котлі відбувається конденсація вологи з
відхідних газів, конденсат може відкладатися на холодній поверхні одним із двох
26
способів. При змочуванні водою холодної поверхні, конденсат формує
неперервний шар (плівкова конденсація). Якщо ж вода не змочує поверхню, вона
формує численні мікроскопічні краплини (крапельна конденсація). Крапельна
конденсація забезпечує набагато менший тепловий опір теплообміну порівняно з
плівковою конденсацією. Однак тривале забезпечення умов крапельної конденсації
є складним завданням. У промислових установках зазвичай зустрічається плівкова
конденсація, тоді як крапельна конденсація може бути забезпечена лише у
контрольованих умовах зі спеціальними покриттями поверхонь або добавками до
відхідних газів [33, 35]. Сучасні поверхневі конденсатори розроблені для роботи в
режимі плівкової конденсації.
Рис. 1.9 – Водогрійна котельня з двома поверхневими теплообмінниками,
розташованими в газоході котла: 1 – водогрійний котел; 2 – трубопровід зворотної
мережевої води; 3 – мережевий насос; 4 – трубопровід первинної (живильної)
води; 5 – трубопровід теплоносія; 6 – вакуумний деаератор; 7 – трубопровід
деаерованої води; 8 – поверхневий теплообмінник для підігріву деаерованої води;
9 – поверхневий теплообмінник для підігріву первинної води
В конденсаційних котлах охолоджувана поверхня часто розташована
вертикально або під невеликим нахилом. Це положення виявилося
найоптимальнішим, оскільки в ньому конденсована від димових газів волога
природно стікає вниз під впливом гравітації. У верхній частині котла плівка цього
конденсату має ламінарний характер потоку, але з підвищенням навантаження
27
може стати турбулентною. Варто зверніти увагу, що поверхня цієї плівки не завжди
рівна і може бути покрита краплинами, що впливає на процес конденсації.
Напрямок потоку газів також грає ключову роль у формуванні конденсатної
плівки. Якщо гази рухаються в тому ж напрямку, що й струмені конденсату,
товщина плівки зменшується через вплив поверхневого зсуву. Проте при русі в
протилежному напрямку товщина плівки може збільшуватися. Загалом тепловий
опір плівки залежить від її товщини і може бути знижений через вихори в потоці.
1.3 Постановка задачі
На підставі проведеного аналітичного огляду літературних джерел було
сформульовано основну мету та завдання дослідження.
Метою дослідження є розробка найбільш ефективного методу використання
природного газу у виробництві теплової енергії з застосуванням технології
глибокої утилізації теплоти відхідних газів. Для досягнення визначеної мети
потрібно вирішити наступний ряд завдань:
• Визначення потенціалу використання енергії відхідних газів.
• Вибір оптимального способу використання низькопотенційної теплоти
відхідних газів в конкретних умовах.
• Розрахунок якісного та кількісного складу відхідних газів при згорянні
органічного палива.
• Розробка технічних рішень та втілення обраної технології у різних
варіантах. Вибір найкращої схеми.
• Вибір основного обладнання для реалізації проєкту.
• Побудова енергетичного та матеріального балансу.
• Проведення Пінч-аналізу та оптимізація режимних параметрів.
• Оцінка екологічного впливу джерела теплопостачання після
впровадження обраної схеми.
28
РОЗДІЛ 2. ТЕОРЕТИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ ТА
РОЗРОБКА МАТЕМАТИЧНОЇ МОДЕЛІ
МКР 23.144.6 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Лобода Р.О. Літ. Арк. Акрушів
Теоретичні дослідження
Перевір. Плахотний О.П.
Реценз. та розробка математичної
Н. Контр. моделі ЧДТУ, мТЕ-88
Затверд. Калейніков Г.Є.
29
2.1 Опис розрахункової моделі теплогенератора з охолодженням відхідних
газів
Блок-схема розрахункової моделі теплогенератора з підключеною схемою
утилізації теплоти відхідних газів наведено на рис. 2.1.
Початкові дані
Охолоджувач димових Теплогенератор Повітропідігрівач
газів
Утилізація Споживачі
Викид газів
Рис. 2.1 – Принципова блок-схема розрахункової моделі
Модель складається з блоків, що взаємовпливають один на одного та об'єднані
в єдину розрахункову схему.
Блок «Початкові дані»
Блок містить дані, які вводяться вручну на основі режимних параметрів роботи
джерела теплопостачання:
- теплові навантаження (змінна величина, що залежить від температури
зовнішнього повітря, регіону розташування, типу навантаження тощо).
Можна вводити значення максимального розрахункового навантаження з
подальшим перерахунком поточного значення за заданим алгоритмом;
- температура зовнішнього повітря (середня температура поточного місяця,
фактична температура чи для розрахункового періоду);
30
- температурний графік якісного постачання теплової енергії з джерела
теплопостачання;
- розхід мережевої води у тепловій мережі (можливе визначення
розрахунковим методом);
- склад природного газу (за паспортними даними, проведеним аналізом
тощо);
- параметри димової труби (матеріал, висота, діаметр, відведення
конденсату);
- енергетичні характеристики теплогенератора (задаються на основі
результатів режимно-налагоджувальних випробувань);
- частка теплових втрат та власних потреб у загальній кількості тепла, що
виробляється (визначається на основі результатів обстежень,
розрахунковим методом, за звітними даними підприємства та ін.).
Блок «Теплогенератор»
Блок містить математичний інструментарій, що дозволяє визначити обсяги та
параметри відхідних димових газів на основі потрібних величин (покриття
навантаження з конкретними параметрами):
- розхід палива, що відповідає необхідному тепловому навантаженню;
- розхід повітря, потрібного для процесу згоряння;
- температура та склад відхідних газів;
- кількість водяної пари у відхідних газах.
Блок "Повітропідігрівач"
Цей блок містить розрахунки для визначення параметрів та обсягів зворотної
мережевої води, що подається для підігріву дуттьового (зовнішнього) повітря, а
також параметри повітря після підігріву та зволоження. Є можливість задати сталі
(необхідні) величини: температура зворотної мережевої води після підігрівача,
температура повітря після підігрівача тощо. У процесі обчислень визначаються:
- необхідний обсяг дуттьового повітря для горіння (змінна величина, яка
визначається в залежності від обсягу та характеристик топлива);
31
- обсяг води (змінна величина, що визначається залежно від параметрів
зовнішнього повітря на вході в підігрівач);
- температурний напір між водою та підігріваним повітрям;
- коефіцієнт теплопередачі ПЗС;
- необхідна площа нагріву теплообмінного пристрою;
- аеродинамічний опір зі сторони повітря в теплообміннику;
- гідравлічний опір з водяної сторони теплообмінника;
- витрати води на зволоження для досягнення заданого ступеня
зволоженості.
Блок "Охолоджувач димових газів"
Цей блок містить розрахунки для визначення параметрів та обсягів
теплоносіїв, які беруть участь у процесі теплообміну. Можливе використання
температури димових газів за охолоджувачем як сталої величини, яка
розраховується таким чином, щоб її значення було якнайближче до температури
роси. Під час розрахунку визначаються:
- витрати води, необхідної для охолодження газів до заданої температури;
- температура води на вході та на виході теплообмінника;
- температура та вологість відхідних газів;
- кількість утилізованої теплоти в охолоджувачі;
- температурний напір між охолоджуваним газом та водою;
- коефіцієнт теплопередачі ОДГ;
- поверхня нагріву теплообмінного апарата;
- аеродинамічний опір по газовій стороні теплообмінника;
- гідродинамічний опір по водяній стороні теплообмінника.
Блок «Утилізація»
Блок включає розрахунки для визначення параметрів та об'ємів теплоносіїв,
що беруть участь у процесах тепломасообміну. Порядок розрахунку залежить від
обраної технологічної схеми теплообмінного апарата. Під час розрахунку
визначаються:
32
- витрати води, необхідні для конденсації парів та охолодження газів до
визначеної температури;
- температура води на вході та виході теплообмінника;
- температура та вологість відхідних газів на виході;
- кількість утилізованої теплоти;
- температурний напір між охолоджуваним газом та водою;
- коефіцієнт теплопередачі ТОА;
- площа нагріву теплообмінного апарата (для поверхневого утилізатора);
- конструктивні параметри насадки та витрати орошуваної води (для
контактного утилізатора);
- аеродинамічний опір по газовій стороні теплообмінника;
- параметри та кількість утворюваного конденсату;
- гідравлічний опір по водяній стороні теплообмінника.
Блок «Викид газів»
Під час розрахунку визначаються:
- кількість, склад та параметри відхідних газів;
- кількість шкідливих речовин у викидах.
Блок «Споживачі»
У цьому блоці визначається потенціал використання отриманої при утилізації
теплоти для підігріву низькотемпературних та високотемпературних теплоносіїв.
Під час розрахунку визначаються:
- об'єми та початкові параметри низькотемпературних теплоносіїв;
- кількість теплоти, що потрібна для їх підігріву до потрібної температури;
- поверхні теплообміну додаткових підігрівачів (за необхідності).
2.2 Методологія розрахункової моделі
Нижче наведені основні підходи до вирішення задач з моделювання процесів
на джерелі теплопостачання при впровадженні схеми глибокої утилізації теплоти
відходячих газів. Кожний елемент (розрахунковий блок) може бути ускладнений та
адаптований під фактичні умови та необхідні завдання.
33
2.2.1 Розрахунок теплових навантажень
Корисний відпуск теплової енергії на потреби споживачів в залежності від
температури зовнішнього повітря визначається за формулою, Гкал/год:
�� ��
���� ��
= ���� вн−��з ГВ
к р �� �� + ��сер, (2.1) [1]
��вн−��з
де ����
р – розрахункове теплове навантаження, Гкал/год;
����
вн – температура внутрішнього повітря опалюваних приміщень, °С;
����
з – температура зовнішнього повітря для відповідного режиму роботи, °С;
��
��вн – температура внутрішнього повітря для відповідного режиму роботи, °С;
��
��з – розрахункова температура зовнішнього повітря, °С.
Відпуск теплової енергії з джерела теплопостачання з урахуванням втрат у
теплових мережах, Гкал/год:
��
��1 = ���� (1 + ТМ), (2.2) [1]
100
де ��ТМ – величина втрат у теплових мережах, %.
Виробництво теплової енергії з урахуванням втрат у теплових мережах та
власних потреб, Гкал/год:
��
��2 = ��1 (1 + ВП), (2.3) [1]
100
де ��ВП – власні потреби котельної, %.
Виробництво теплової енергії з урахуванням втрат у теплових мережах та
власних потреб і його зменшення з урахуванням утилізації, Гкал/год:
��
��2 = ��1 (1 − ЕК), (2.4) [1]
100
де ��ЕК – відсоток економії, %.
Теплова енергія, яка передається споживачам по мережі, визначається
відповідно до прийнятого температурного графіка. Розхід води при якісному
регулюванні прийнято сталим і визначено за розрахунковою тепловою
навантаженістю:
���� = ��М(��2 − ��1), (2.5) [1]
де ��1 – температура прямої води, °С;
��2 – температура зворотної води, °С;
��М – витрати води в мережі, т/год.
34
Для зручності використання температур прямої та зворотної води у
розрахунках, температурний графік апроксимовано кусково-лінійною функцією.
65, ��з.п ≥ −5
��1 = {−4,6885��з.п + 57,658 °С, (2.6)
110, ��з.п ≤ −31
45, ��з.п ≥ −5
��2 = {−0,8692��з.п + 43,054 °С, (2.7)
70, ��з.п ≤ −31
2.2.2 Розрахунок котла
Теплова потужність котла дорівнює корисному відпуску з урахуванням втрат
у теплових мережах та власних потреб котельні. Робота одного котла обмежена
навантаженням 100 Гкал/год. У випадку перевищення заданого навантаження
передбачається включення інших теплогенераторів.
Рис. 2.2 – Залежність теплових навантажень від температури зовнішнього повітря
Ряд розрахункових характеристик котла прийнято згідно з режимною карткою
та апроксимовано у вигляді відповідних функцій.
35
Температура відхідних газів на виході з котла, °С:
��відх = 80,285��0,0079��к. (2.8)
Кількість О2 у відхідних газах, %:
�� = 11,694��0,008��к
2 . (2.9)
Кількість CО2 у відхідних газах, %:
���� = 5,621��0,0051��к
2 . (2.10)
Коефіцієнт надлишку повітря α та число Z визначаються, відповідно,
як �� = ��(����2) та �� = ��(����2).
Втрати тепла з відхідними газами, %:
��2 = 0,01 ∙ �� ∙ (��відх − 0,85 ∙ ��з.п), (2.11)
де ��з.п. – температура повітря після повітропідігрівача, °С.
Втрати тепла в навколишнє середовище, %:
��
�� = �� ∙ ном
5 5н , (2.12)
��к
де ��5н – нормативні втрати в навколишнє середовище, %;
��ном – номінальна продуктивність котла, Гкал/год.
ККД котла, %:
�� = ��1 = 100 − ��2 − ��5. (2.13)
Витрати газу, м3/год:
��к∙106
�� = р �� , (2.14)
��н ∙( 1 )
100
р
де ��н – калорійність газу, ккал/м3.
Хімічна теплота згоряння палива, Гкал/год:
р
��∙��
�� н
х = . (2.15)
106
2.2.3 Розрахунок теоретичної кількості повітря для горіння
До складу природного газу переважно входять вуглеводневі сполуки, які
дають однакові продукти горіння:
��
�������� + (�� + ) ��2 → ������2 + ����2��. (2.16)
2
36
Відповідно:
����4 + 2��2 → ����2 + 2��2��, (2.17)
2��2��6 + 7��2 → 4����2 + 6��2��, (2.18)
��3��8 + 5��2 → 3����2 + 4��2��, (2.19)
2��4��10 + 13��2 → 8����2 + 10��2��, (2.20)
��5��12 + 8��2 → 5����2 + 6��2��. (2.21)
Природний газ містить 90-95% метану та 5-10% інших вуглеводнів з відносно
невеликою молекулярною масою.
Основна характеристика пального – теплотворна здатність. Під теплотворною
здатністю розуміють кількість теплоти, яка виділяється при згорянні одиниці маси
(об'єму) пального. У розрахунку використовується природний газ із теплотворною
здатністю 8171 ккал/м3.
Теоретично необхідний об'єм повітря при α=1, м3/год в загальному випадку:
��0 = 0,0476[0,5���� + 0,5��2 + 1,5��2�� + ∑(�� + 0,25��) �������� − ��2], (2.22)
де m і n – кількість атомів вуглецю та водню в хімічній формулі, що входять
до складу пального.
Розрахунком визначаємо теоретичний питомий об'єм повітря, необхідний для
згоряння 1 м³ газу, м³/год:
��0 = 9,5
Теоретичні витрати повітря на згоряння, м³/год:
���� = ��0 ∙ ��. (2.23)
Дійсні витрати повітря на згоряння, м³/год:
���� = ���� ∙ ��. (2.24)
Подача сухого повітря, кг/год:
��с.п = ���� ∙ ��с.п. (2.25)
де ��с.п. – густина початкового сухого повітря, кг/м³.
37
Загальний об'єм відхідних газів, м³/год:
(0,135+1,132∙��)∙�� ∙105
�� к
відх = . (2.26)
��1
Об'єм відхідних газів з котла, кг/год:
��відх = ��відх ∙ ��відх, (2.27)
де ��відх – густина відхідних газів, кг/м³:
353
��відх = . (2.28)
273+��відх
Кількість теплоти, що видаляється з відхідними газами в трубі, МВт:
�� ∙ℎ′
відх
�� = відх
�� . (2.29)
3600∙103
2.2.4 Розрахунок повітропідігрівача
Повітропідігрівач представляє собою багатоступеневий теплообмінник, між
секціями якого встановлена камера зрошування для зволоження повітря.
Нагрівання повітря здійснюється зворотною мережевою водою.
Така конструкція передбачає роботу ПП у трьох випадках:
1) підігрів повітря без зволоження;
2) підігрів повітря із зволоженням;
3) підігрів повітря із зволоженням та другим підігрівом.
Тепловий баланс ПП записується наступним чином, Вт:
��с.п(ℎ ′ ′′
з.п − ℎп.п) = ��ПП ∙ ��р(��в.ПП − ��в.ПП). (2.30)
Вміст вологи в початковому повітрі, г/кг сухого повітря:
1) У випадку, коли температура початкового повітря більша або дорівнює 0
°С, вміст вологи в початковому повітрі розраховуємо за формулою:
622����
�� = н
п.п , (2.31)
��−����н
де ��н – тиск насичених парів, Па;
�� – атмосферний тиск, Па (101325 Па),
�� – відносна вологість повітря у частках.
38
2) У випадку, коли температура початкового повітря менша за 0 °С, вміст
вологи в початковому повітрі розраховуємо за формулою:
622����
�� ��
п.п = , (2.32)
��−������
де ��s – тиск сублімації, Па;
Ентальпія початкового повітря, кДж/кг с.п.:
��
ℎ = �� + п.п
п.п п.п (2501 + 1,93 ∙ ��п.п), (2.33)
1000
де ��п.п. – температура початкового повітря, °С.
Так як повітря береться з вулиці, то ��п.п = ��з.
Кількість теплоти на підігрів повітря:
��
�� = с.п(ℎз.п−ℎп.п)
ПП1 , МВт, (2.34)
3600∙103
�� (ℎ
�� = с.п з.п−ℎп.п)
ПП1 , Гкал/год. (2.35)
3600∙103∙1,16
Вміст вологи в нагрітому повітрі при відсутності вприску не змінюється:
��п.п = ��н.п. (2.36)
Ентальпія нагрітого повітря, кДж/кг с.п.:
��
ℎ н.п
н.п = ��н.п + (2501 + 1,93 ∙ �� ), (2.37)
1000 н.п
де ��нп – температура нагрітого повітря, приймаємо за 30 °С.
Температуру води на вході в ПП ��′
в.ПП приймаємо відповідно до температури
зворотної води при відповідній температурі зовнішнього повітря.
Розглянемо 2 випадок, коли повітря зволожується у камері зрошення.
Тепловий баланс повітропідігрівача:
��с.п(ℎз.п − ℎп.п) + ��з.п ∙ ��р(��н.п − ��зрош) = ��ПП ∙ ��р(��′
в.ПП − ��′′
в.ПП). (2.38)
Маса сухого нагрітого повітря, кг/год:
��с.п = ���� ∙ ��с.п. (2.39)
Кількість води в зрошуваному повітрі, кг/год:
��
�� = �� + п.п
води с.п . (2.40)
1000
Кількість води в зрошеному повітрі, кг/год:
39
��зрош = ��води + ��вприск, (2.41)
де ��вприск – витрати води на вприскування, кг/год.
Витрати зрошеного повітря, кг/год:
��з.п = ��с.п + ��вприск. (2.42)
Вміст вологи в дутті після зрошення, г/кг сухого повітря:
��води+��вприск
��зрош = ∙ 1000. (2.43)
��с.п
Температуру зрошеного повітря на вході до котла розраховуємо, як
адіабатичний процес у h-d діаграмі вологого повітря при h=const або
використовуючи формулу:
1000∙ℎн.п−2501∙��зрош
��зрош = . (2.44)
1000+1,93∙��зрош
У даному процесі зволоження температура підігрітого повітря зменшується,
тому повітря необхідно додатково підігрівати. Для цього після камери зрошення
встановлюємо додатковий повітропідігрівач.
Тепло на підігрів повітря до 30 °C, Гкал/год:
��с.п∙��р(ℎн.п−ℎзрош)
��ПП2 = . (2.45)
3600∙103∙1,16
Сумарне навантаження на повітропідігрівач:
��ПП = ��ПП1 + ��ПП2. (2.46)
Температуру води на вході в ПП ��′
в.ПП приймаємо відповідно до температури
зворотної води при відповідній температурі зовнішнього повітря.
Витрати води на ПП, т/год:
��ПП∙103
��ПП =
��′ −��′′ , (2.47)
в.ПП в.ПП
де ��′′
в.ПП – температура води на виході з ПП, приймаємо ��′′
в.ПП=20 °С.
Середній температурний напір, °C:
��′
в.ПП−��′′ �� +��
∆�� = в.ПП − з.п п.п. (2.48)
2 2
Поверхня теплообміну:
40
�� ∙1,16∙106
�� ПП
УТ = , (2.49)
��∙∆��̅
де �� – коефіцієнт теплопередачі, Вт/м2·°C. Проведені попередні розрахунки
показали, що значення коефіцієнта теплопередачі переважно залежить від масової
швидкості повітря в калорифері і для режимних умов котла ПТВМ-100 складає від
40 до 60 Вт/м2·°C. У розрахунках прийнято значення �� =50 Вт/м2·°C.
Температура повітря на вході в котел, °C:
��УТ∙��′′
в.ПП+(��с−��УТ)∙��
�� = 2
2к . (2.50)
��с
2.2.5 Розрахунок утилізатора при конденсації
Вміст вологи в охолоджених відхідних газах, г/кг сухого газу:
′′′ 622∙��
�� н
відх = �� . (2.51)
атм∙105−��
750 н
Ентальпія відхідних газів на виході з конденсаційного утилізатора, кДж/кг
сухого газу:
′′′
ℎ′′′ ′′′ ��відх ′′′
відх = ��відх + (2501 + 1,93 ∙ ��відх). (2.52)
1000
Величина власних потреб, Гкал/год:
��вир−��відп
��ВП = . (2.53)
��
Витрата води на власні потреби, т/год:
��ВП∙1000
��ВП = ′′ ′ , (2.54)
св∙(��к −��к)
��′′
к – температура води перед конденсаційним утилізатором, °С.
Теплова потужність на нагрів зворотної води, Гкал/год:
св∙��ПП∙(��′′
к −��′
�� = к)
КО . (2.55)
1000
Кількість відхідних газів, що надходять у конденсаційний утилізатор, кг/год:
(��ВП+��КО)∙1000∙1,16∙3600
��відх = ′′ ′′′ . (2.56)
ℎвідх−ℎвідх
Теплова потужність конденсаційного утилізатора, Гкал/год:
�� ′′ ′′′
відх∙(ℎ
�� = відх−ℎвідх)
конд . (2.57)
1000∙1,16∙3600
41
Кількість конденсату, т/год:
��
�� = відх (��′′ ′′′
конд відх − ��відх). (2.58)
106
Подана модель була використана при розрахунку теплотехнічних
характеристик котельного агрегату ПТВМ-100, встановленому на Черкаській ТЕЦ
(об'єкт для розрахунку докладніше описано у розділі 2.4).
2.3 Моделювання процесу для опалювального періоду
Для оцінки теоретичного потенціалу підвищення ефективності джерела
теплопостачання у даній роботі проаналізовано кілька схем, представлених нижче.
Схема 1. Підвищення температури повітря для горіння за рахунок теплоти
зворотньої лінії мережевої води.
При підвищенні температури повітря для горіння знижуються втрати з
відхідними газами, і, як наслідок, підвищується ККД брутто котлоагрегата. Разом
з цим з'являються витрати на підігрів початкового повітря, що знижує загальний
ККД джерела. Таким чином, загальне підвищення ефективності джерела
теплопостачання незначне.
Схема 2. Часткове використання теплоти відхідних газів за рахунок зниження
температури зворотної мережевої води в ПП.
Частина мережевої води відбирається з обертової лінії та спрямовується в ПП.
Після проходження через ПП вода, охолоджена до 20°С, направляється до
утилізатора. В утилізаторі ця вода нагрівається до максимально можливої
температури, яка визначається на основі об'єму та температури відхідних газів.
В результаті такої конфігурації системи можливе підвищення загального ККД
завдяки частковому використанню теплової енергії відхідних газів. Важливо
зауважити, що у даному контексті потенціал відхідних газів може бути
реалізований лише при застосуванні низькотемпературного теплоносія. Якщо
говорити про конкретні можливості отримання такого теплоносія в
розглядуваній системі, то це можливо виконати, нагріваючи повітря на дуття.
42
Схема 3. Більш повне використання теплоти відхідних газів за рахунок їх
конденсації.
Як і в попередньому випадку, охолоджена вода після ПП подається в
утилізатор, але в цьому випадку конденсаційного типу. У даному контексті відхідні
гази конденсуються. Слід зазначити, що вміст водяної пари у відхідних газах є
великим, і, як наслідок, значення ентальпії відхідних газів також є істотним.
Коефіцієнт теплопередачі такого теплообмінника (УКТ) у кілька разів вищий,
отже, його габаритні розміри значно менші. Далі нагріта вода в УКТ направляється
в утилізатор (УТ), де, нагріваючись, охолоджує відхідні гази до температури
конденсації. У даному випадку ми маємо протиточну систему, що дозволяє
максимально використовувати потенціал відхідних газів. Обмежувальним
критерієм у нашому випадку є витрати води, що подається, які залежать від
навантаження ПП. Навантаження ПП залежить від температури початкового
повітря, температури нагрітого повітря та необхідного об'єму повітря. Проведені
розрахунки показують, що величина можливого використання потенціалу
відхідних газів значно вища, ніж використовується у запропонованій схемі
(витрати води залежать від навантаження ПП).
Схема 4. Збільшення теплоносія через теплообмінні апарати.
Згідно попереднього аналізу, існуюча проблема з обсягом теплоносія в системі
веде до незадовільних показників ефективності обраної схеми. Є можливість
збільшення обсягу теплоносія, проте збільшення його витрат через ПП спричинить
підвищення температури перед УКТ, що, в свою чергу, зумовить підвищення
температури конденсації та відповідне зниження продуктивності УКТ.
Пропонована організація байпасу для ПП не є оптимальним рішенням, адже вона
призведе до схожих наслідків. Відтак, оптимальним рішенням у цій ситуації є
створення байпасу між ПП та УКТ з додатковим введенням в УТ. При цьому до УТ
подаватиметься комбінована суміш води, попередньо нагрітої в УКТ (близько
40°С), і зворотної мережевої води. Температура води перед УТ може коригуватися
залежно від температури відхідних газів та температури зворотної мережевої води.
43
Таким чином ми здійснюємо невелике зниження температурного градієнта між
теплоносієм і відхідними газами, проте істотно підвищуємо витрати теплоносія.
Це, в кінцевому підсумку, сприяє значному зростанню теплопродуктивності УТ.
Схема 5. Збільшення навантаження на УКТ.
Проведені розрахунки за вказаною вище схемою демонструють оптимальне
завантаження УТ з точки зору теплопродуктивності та низьке завантаження УКТ.
Внаслідок цього існуючий потенціал конденсації відхідних газів залишається не
використаним. Ефективно його можна задіяти лише для низькотемпературного
споживача (НТС), такого як тепловий насос (ТН) або абсорбційно-холодильний
агрегат (АБХА) з метою подальшої модифікації потенціалу різних теплоносіїв,
систем приточної вентиляції (з потребою збільшення витрат теплоносія), систем
теплих підлог, систем підготовки початкової води. Згідно проведених розрахунків,
частка енергетичного ефекту від використання завантаження гарячого
водопостачання (ГВП) в даній схемі становить, в залежності від навантаження
котла, від 50 до 60% від загального технічно досяжного результату, що є вагомим
чинником при прийнятті рішення про впровадження цієї технології. Візуальне
відтворення розрахункової математичної моделі представлене на рис. 2.8. Ця схема
дозволяє здійснювати регулювання розподілу теплоносія між компонентами схеми,
визначати завантаження кожного елемента, встановлювати граничні значення, а
також проводити конструктивну та режимну оптимізацію.
Для оперативних розрахунків, а також майбутнього впровадження цієї
технології, було розроблено макет інформаційно-аналітичної системи (ІАС) на базі
розрахункової математичної моделі (рис. 2.3 – 2.8) із використанням мови
програмування C#.
За допомогою цього програмного забезпечення було проведено необхідні
розрахунки для різних режимів роботи, отримані результати та зроблені відповідні
висновки.
44
Рис. 2.3 – Принципова схема для варіанту 1
Рис. 2.4 – Принципова схема для варіанту 2
45
Рис. 2.5 – Принципова схема для варіанту 3
Рис. 2.6 – Принципова схема для варіанту 4
46
Рис. 2.7 – Принципова схема для варіанту 5
Рис. 2.8 – Візуальне відображення зв’язків математичної моделі
47
Таблиця 2.1
Зведені результати обчислювального експерименту на максимальне навантаження
Одиниця
№ Найменування параметру Позначення Значення
виміру
1 Теплове навантаження (оп.-вент.) QОВ Гкал/год 82,653
2 Теплове навантаження (ГВП) QГВП Гкал/год 7
3 Корисний відпуск теплової енергії Qк Гкал/год 89,653
4 Відпуск теплової енергії з джерела Qд Гкал/год 98,618
5 Виробництво теплової енергії на джерелі Qв Гкал/год 100,591
6 Температура зовнішнього повітря Тзп °С -27
7 Витрата природного газу Вт м3/год 12575
8 Вміст СО2 СО2 % 9,1
9 Вміст О2 О2 % 5,5
10 Температура відхідних газів Твідх °С 168,9
11 Втрати з відхідними газами q2 % 7,271
12 Втрати в навколишнє середовище q5 % 1,062
13 ККД котла η % 91,668
14 Теплопродуктивність котла Qк Гкал/год 94,191
15 Об'єм повітря на горіння Vп м3/год 155305
16 Подача сухого повітря Vп кг/год 223161
17 Температура подачі по графіку Т1 °С 103,2
18 Температура звороту по графіку Т2 °С 66,5
19 Навантаження ПП QПП Гкал/год 3,047
20 Температура повітря перед ПП tп1 °С -27
21 Температура повітря на горіння tп2 °С 30
22 Температура теплоносія перед ПП Т2 °С 66,5
23 Температура теплоносія після ПП tПП °С 20
24 Температурний напір ПП ΔtПП °С 41,8
25 Площа поверхні теплообмінника ПП F м2
ПП 1692,8
26 Витрати теплоносія через ПП GПП т/год 65,5
27 Об’єм відхідних газів V 3
відх м /год 165083
28 Маса відхідних газів Mвідх кг/год 131870
29 Теплопродуктивність УТ QУТ Гкал/год 4,384
30 Температура відхідних газів перед УТ tвідх °С 168,9
31 Температура відхідних газів після УТ tвідх.1 °С 53,4
32 Температура теплоносія перед УТ tУТ1 °С 51,5
33 Температура теплоносія після УТ tУТ2 °С 89,4
34 Температурний напір УТ ΔtУТ °С 40,7
35 Площа поверхні теплообмінника УТ FУТ м2 2497,8
36 Витрати теплоносія через УТ GУТ т/год 115,5
37 Теплопродуктивність УКТ QУКТ Гкал/год 5,068
38 Температура відхідних газів перед УКТ tвідх.1 °С 53,4
39 Температура відхідних газів після УКТ tвідх.2 °С 40
40 Температура теплоносія перед УКТ tУКТ1 °С 20
41 Температура теплоносія після УКТ tУКТ2 °С 40
42 Температурний напір УКТ ΔtУКТ °С 16,7
48
Продовження таблиці 2.1
Зведені результати обчислювального експерименту на максимальне навантаження
Одиниця
№ Найменування параметру Позначення Значення
виміру
43 Площа поверхні теплообмінника УКТ F 2
УКТ м 1171,7
44 Витрати теплоносія через УКТ GУКТ т/год 253,4
45 Утворення конденсату Gкт кг/год 7382
46 Навантаження ТОА живильної води QТОА Гкал/год 3,758
47 Температура т/н перед ТОА жив. води tп21 °С 40
48 Температура т/н після ТОА жив. води tп22 °С 20
49 Температура живильної води tп11 °С 5
50 Температура води перед ХВЗ tп12 °С 31,8
51 Температурний напір ТОА жив. води ΔtТОА °С 11,6
52 Площа поверхні теплообмінника ТОА FТОА м2 1255
53 Витрати теплоносія через ТОА жив. води Gп1 т/год 187,9
54 Витрати живильної води Gп2 т/год 140
55 Відносна вологість початкового повітря φ % 60
56 Атмосферний тиск Рат Па 101325
57 Вологовміст початкового повітря dпоч.п г/кг с.п. 0,2
58 Вологовміст дуття після зрошування dзр.п г/кг с.п. 0,2
59 Вологовміст відхідних газів перед УТ dвідх г/кг с.п. 104,9
60 Ентальпія початкового повітря hпоч.п кДж/кг с.п -26,5
61 Ентальпія нагрітого повітря hнагр.п кДж/кг с.п 30,5
62 Ентальпія зрошеного повітря hзр.п кДж/кг с.п 30,5
63 Ентальпія відхідних газів перед УТ hвідх кДж/кг с.п 465,4
64 Ентальпія відхідних газів після УТ hвідх.1 кДж/кг с.п 326,5
65 Ентальпія відхідних газів після УКТ hвідх.2 кДж/кг с.п 166,1
66 Густина початкового сухого повітря ρпоч.п кг/м3 1,4
67 Густина нагрітого сухого повітря ρнагр.п кг/м3 1,2
68 Густина відхідних газів перед УТ ρ 3
відх кг/м 0,8
69 Густина відхідних газів після УТ ρвідх.1 кг/м3 1,1
70 Тиск сублімації початкового повітря Рс.поч.п Па 52,2
71 Тиск насич. пари у початковому повітрі Рн.п.поч.п Па 67,3
72 Розрахунковий тиск початкового повітря Рр.поч.п Па 52,2
73 Підвищення ККД котла Δηк % 2,83
74 Зниження витрати палива ΔBг м3/год 1282,7
75 Зниження витрати палива ΔBг % 9,26
76 Зниження виробництва ТЕ котлом ΔQк Гкал/год 6,4
77 Підвищення ККД джерела Δηд % 6,362
78 Економія теплової енергії ΔQте Гкал/оп.пер 31025
79 Економія палива ΔBге тис.м3/оп.пер 6218
49
Рис. 2.9 – Процес утилізації водяних парів на h-d діаграмі
50
Таблиця 2.2
Зведені результати обчислювального експерименту на середньоопалювальне
навантаження
Одиниця
№ Найменування параметру Позначення Значення
виміру
1 Теплове навантаження (оп.-вент.) QОВ Гкал/год 44,633
2 Теплове навантаження (ГВП) QГВП Гкал/год 7
3 Корисний відпуск теплової енергії Qк Гкал/год 51,633
4 Відпуск теплової енергії з джерела Qд Гкал/год 56,796
5 Виробництво теплової енергії на джерелі Qв Гкал/год 57,932
6 Температура зовнішнього повітря Тзп °С -6,3
7 Витрата природного газу В м3
т /год 7217
8 Вміст СО2 СО2 % 7,4
9 Вміст О2 О2 % 7,6
10 Температура відхідних газів Твідх °С 123,4
11 Втрати з відхідними газами q2 % 5,778
12 Втрати в навколишнє середовище q5 % 1,836
13 ККД котла η % 92,387
14 Теплопродуктивність котла Qк Гкал/год 54,48
15 Об'єм повітря на горіння V 3
п м /год 109012
16 Подача сухого повітря Vп кг/год 144331
17 Температура подачі по графіку Т1 °С 68,3
18 Температура звороту по графіку Т2 °С 48,5
19 Навантаження ПП QПП Гкал/год 1,258
20 Температура повітря перед ПП tп1 °С -6,3
21 Температура повітря на горіння tп2 °С 30
22 Температура теплоносія перед ПП Т2 °С 48,5
23 Температура теплоносія після ПП tПП °С 20
24 Температурний напір ПП ΔtПП °С 22,4
25 Площа поверхні теплообмінника ПП FПП м2 1301,9
26 Витрати теплоносія через ПП GПП т/год 44,1
27 Об’єм відхідних газів V 3
відх м /год 114099
28 Маса відхідних газів Mвідх кг/год 101601
29 Теплопродуктивність УТ QУТ Гкал/год 2,084
30 Температура відхідних газів перед УТ tвідх °С 123,4
31 Температура відхідних газів після УТ tвідх.1 °С 50
32 Температура теплоносія перед УТ tУТ1 °С 43,5
33 Температура теплоносія після УТ tУТ2 °С 71,6
34 Температурний напір УТ ΔtУТ °С 29,2
35 Площа поверхні теплообмінника УТ F 2
УТ м 1656,7
36 Витрати теплоносія через УТ GУТ т/год 74,1
37 Теплопродуктивність УКТ QУКТ Гкал/год 2,626
38 Температура відхідних газів перед УКТ tвідх.1 °С 50
39 Температура відхідних газів після УКТ tвідх.2 °С 40
40 Температура теплоносія перед УКТ tУКТ1 °С 20
41 Температура теплоносія після УКТ tУКТ2 °С 40
51
Продовження таблиці 2.2
Зведені результати обчислювального експерименту на середньоопалювальне
навантаження
Одиниця
№ Найменування параметру Позначення Значення
виміру
42 Температурний напір УКТ ΔtУКТ °С 15
43 Площа поверхні теплообмінника УКТ FУКТ м2 677,2
44 Витрати теплоносія через УКТ GУКТ т/год 131,3
45 Утворення конденсату Gкт кг/год 3794
46 Навантаження ТОА живильної води QТОА Гкал/год 1,744
47 Температура т/н перед ТОА жив. води tп21 °С 40
48 Температура т/н після ТОА жив. води tп22 °С 20
49 Температура живильної води tп11 °С 5
50 Температура води перед ХВЗ tп12 °С 17,5
51 Температурний напір ТОА жив. води ΔtТОА °С 18,8
52 Площа поверхні теплообмінника ТОА FТОА м2 359,2
53 Витрати теплоносія через ТОА жив. води Gп1 т/год 87,2
54 Витрати живильної води Gп2 т/год 140
55 Відносна вологість початкового повітря φ % 60
56 Атмосферний тиск Рат Па 101325
57 Вологовміст початкового повітря dпоч.п г/кг с.п. 1,3
58 Вологовміст дуття після зрошування dзр.п г/кг с.п. 1,3
59 Вологовміст відхідних газів перед УТ dвідх г/кг с.п. 86,2
60 Ентальпія початкового повітря hпоч.п кДж/кг с.п -3
61 Ентальпія нагрітого повітря hнагр.п кДж/кг с.п 33,4
62 Ентальпія зрошеного повітря hзр.п кДж/кг с.п 33,4
63 Ентальпія відхідних газів перед УТ hвідх кДж/кг с.п 359,6
64 Ентальпія відхідних газів після УТ hвідх.1 кДж/кг с.п 274
65 Ентальпія відхідних газів після УКТ hвідх.2 кДж/кг с.п 166,1
66 Густина початкового сухого повітря ρ 3
поч.п кг/м 1,3
67 Густина нагрітого сухого повітря ρнагр.п кг/м3 1,2
68 Густина відхідних газів перед УТ ρ кг/м3
відх 0,9
69 Густина відхідних газів після УТ ρвідх.1 кг/м3 1,1
70 Тиск сублімації початкового повітря Рс.поч.п Па 360
71 Тиск насич. пари у початковому повітрі Рн.п.поч.п Па 382
72 Розрахунковий тиск початкового повітря Рр.поч.п Па 360
73 Підвищення ККД котла Δηк % 1,91
74 Зниження витрати палива ΔBг м3/год 619,4
75 Зниження витрати палива ΔBг % 7,9
76 Зниження виробництва ТЕ котлом ΔQк Гкал/год 3,45
77 Підвищення ККД джерела Δηд % 5,958
78 Економія теплової енергії ΔQте Гкал/оп.пер 16733
3
79 Економія палива ΔBге тис.м /оп.пер 3003
52
Таблиця 2.3
Зведені результати обчислювального експерименту на мінімальне навантаження
Одиниця
№ Найменування параметру Позначення Значення
виміру
1 Теплове навантаження (оп.-вент.) QОВ Гкал/год 20,204
2 Теплове навантаження (ГВП) QГВП Гкал/год 7
3 Корисний відпуск теплової енергії Qк Гкал/год 27,204
4 Відпуск теплової енергії з джерела Qд Гкал/год 29,924
5 Виробництво теплової енергії на джерелі Qв Гкал/год 30,523
6 Температура зовнішнього повітря Тзп °С 7
7 Витрата природного газу В м3
т /год 3844
8 Вміст СО2 СО2 % 6,5
9 Вміст О2 О2 % 9,3
10 Температура відхідних газів Твідх °С 100,7
11 Втрати з відхідними газами q2 % 5,002
12 Втрати в навколишнє середовище q5 % 3,479
13 ККД котла η % 91,519
14 Теплопродуктивність котла Qк Гкал/год 28,744
15 Об'єм повітря на горіння V м3
п /год 66459
16 Подача сухого повітря Vп кг/год 83710
17 Температура подачі по графіку Т1 °С 65
18 Температура звороту по графіку Т2 °С 45
19 Навантаження ПП QПП Гкал/год 0,464
20 Температура повітря перед ПП tп1 °С 7
21 Температура повітря на горіння tп2 °С 30
22 Температура теплоносія перед ПП Т2 °С 45
23 Температура теплоносія після ПП tПП °С 20
24 Температурний напір ПП ΔtПП °С 14
25 Площа поверхні теплообмінника ПП F 2
ПП м 769,5
26 Витрати теплоносія через ПП GПП т/год 18,6
27 Об’єм відхідних газів V 3
відх м /год 68947
28 Маса відхідних газів Mвідх кг/год 65125
29 Теплопродуктивність УТ QУТ Гкал/год 0,943
30 Температура відхідних газів перед УТ tвідх °С 100,7
31 Температура відхідних газів після УТ tвідх.1 °С 48,1
32 Температура теплоносія перед УТ tУТ1 °С 42
33 Температура теплоносія після УТ tУТ2 °С 72,8
34 Температурний напір УТ ΔtУТ °С 17
35 Площа поверхні теплообмінника УТ F м2
УТ 1284,5
36 Витрати теплоносія через УТ GУТ т/год 30,6
37 Теплопродуктивність УКТ QУКТ Гкал/год 1,3
38 Температура відхідних газів перед УКТ tвідх.1 °С 48,1
39 Температура відхідних газів після УКТ tвідх.2 °С 40
40 Температура теплоносія перед УКТ tУКТ1 °С 20
41 Температура теплоносія після УКТ tУКТ2 °С 40
42 Температурний напір УКТ ΔtУКТ °С 14,1
53
Продовження таблиці 2.3
Зведені результати обчислювального експерименту на мінімальне навантаження
Одиниця
№ Найменування параметру Позначення Значення
виміру
43 Площа поверхні теплообмінника УКТ FУКТ м2 357,6
44 Витрати теплоносія через УКТ GУКТ т/год 65
45 Утворення конденсату Gкт кг/год 1870
46 Навантаження ТОА живильної води QТОА Гкал/год 0,929
47 Температура т/н перед ТОА жив. води tп21 °С 40
48 Температура т/н після ТОА жив. води tп22 °С 20
49 Температура живильної води tп11 °С 5
50 Температура води перед ХВЗ tп12 °С 11,6
51 Температурний напір ТОА жив. води ΔtТОА °С 21,7
52 Площа поверхні теплообмінника ТОА F м2
ТОА 165,7
53 Витрати теплоносія через ТОА жив. води Gп1 т/год 46,4
54 Витрати живильної води Gп2 т/год 140
55 Відносна вологість початкового повітря φ % 60
56 Атмосферний тиск Рат Па 101325
57 Вологовміст початкового повітря dпоч.п г/кг с.п. 3,7
58 Вологовміст дуття після зрошування dзр.п г/кг с.п. 3,7
59 Вологовміст відхідних газів перед УТ dвідх г/кг с.п. 77,6
60 Ентальпія початкового повітря hпоч.п кДж/кг с.п 16,3
61 Ентальпія нагрітого повітря hнагр.п кДж/кг с.п 39,5
62 Ентальпія зрошеного повітря hзр.п кДж/кг с.п 39,5
63 Ентальпія відхідних газів перед УТ hвідх кДж/кг с.п 309,9
64 Ентальпія відхідних газів після УТ hвідх.1 кДж/кг с.п 249,4
65 Ентальпія відхідних газів після УКТ hвідх.2 кДж/кг с.п 166,1
66 Густина початкового сухого повітря ρпоч.п кг/м3 1,3
67 Густина нагрітого сухого повітря ρ 3
нагр.п кг/м 1,2
68 Густина відхідних газів перед УТ ρ 3
відх кг/м 0,9
69 Густина відхідних газів після УТ ρвідх.1 кг/м3 1,1
70 Тиск сублімації початкового повітря Рс.поч.п Па 1071,3
71 Тиск насич. пари у початковому повітрі Рн.п.поч.п Па 1002,1
72 Розрахунковий тиск початкового повітря Рр.поч.п Па 1002,1
73 Підвищення ККД котла Δηк % 1,19
74 Зниження витрати палива ΔB 3
г м /год 291,8
75 Зниження витрати палива ΔBг % 7,06
76 Зниження виробництва ТЕ котлом ΔQк Гкал/год 1,78
77 Підвищення ККД джерела Δηд % 5,829
78 Економія теплової енергії ΔQте Гкал/оп.пер 8625
79 Економія палива ΔB 3
ге тис.м /оп.пер 1415
54
2.4 Опис джерела теплопостачання
Черкаська ТЕЦ, як структурний підрозділ ПрАТ "Черкаське хімволокно", є
найбільшим виробником та постачальником теплової та електричної енергії в
Черкаській області для промислових споживачів, а також для більшості населення
міста Черкаси.
Встановлена теплова потужність ТЕЦ становить 1308 Гкал/год. Регулювання
відпуску теплової енергії від ТЕЦ здійснюється якісним методом за температурним
графіком 110/70 °С.
I черга Черкаської ТЕЦ була запроектована і введена в експлуатацію у 1961-
1964 роках, II черга – протягом 1965-1969 років, водогрійні котли ПТВМ-100 ТЕЦ
– у 1964, 1965, 1968 роках, котли КВГМ-180 – у 1983 та у 1985 роках.
Водогрійні котли ПТВМ-100 ст. № 1-3 – башенні, прямоточні з примусовою
циркуляцією і природною тягою, продуктивністю 100 Гкал/год. Котли працюють
тільки на природному газі. Димові гази від кожного котла відводяться в атмосферу
через труби висотою 55 м і діаметром гирла 3,5 м.
Один теплофікаційний водогрійний котел ПТВМ-100 (табл. 2.4) із тепловою
продуктивністю 100 Гкал/год призначений як для покриття пікових
теплофікаційних навантажень ТЕЦ, так і в якості основного джерела
теплопостачання. Котел баштового типу, прямоточний, із примусовою
циркуляцією. Зміна продуктивності котла відбувається шляхом зміни кількості
робочих горілок при сталому об'ємі мережевої води, що проходить через котел, та
змінному температурному градієнті. Котел обладнаний 16 газомазутними
горілками та 16 дуттєвими вентиляторами типу Д-9-57 Н = 160 мм п.ст. Q = 10000
м3/год (із електроприводами N = 10 кВт·год) типу А-61-64. Топкова камера
призначена для спалювання високосірчистого мазуту та природного газу. Розміри
топкової камери становлять 6,23 x 6,23 м. Висота призматичної частини - 5,3 м.
Стінки топкової камери повністю захищені трубами 60 x 3 із кроком = 64 мм. Вікна
горілок виконані з шипуватих трубчастих кілець, які включені в циркуляцію котла.
55
Таблиця 2.4
Режимна карта котла ПТВМ-100
Значення
Найменування показника Позначення Розмірність Режим
Піковий Основний
1. Теплопродуктивність Q МВт (Гкал/год) 116,4 (100)
2. Робочий тиск P МПа 0,98 2,55
3. Витрати води через котел G т/год 1235 2140
4. Мінімальні витрати води Gmin т/год 800 1500
5. Температура води:
- на вході в котел t' °С 70
- на виході з котла t'' °С 150
6. Гідравлічний опір котла ΔРгідр МПа 0,21 0,094
7. Температура відхідних газів Твідх °С 180
8. ККД котла брутто η % 85
9. Поверхня нагріву
- радіаційна Нрад м2 224
- конвективна Н 2
конв м 2960
10. Об'єм
- водяний V 3
вод м 118
- топки V 3
топка м 245
Всі труби екранів об'єднані горизонтальними поясами жорсткості з кроком 2,8
м по висоті. Топкова камера має об'єм 245 м3. Екрани мають променесприймаючу
поверхню 224 м2, враховуючи ту частину, що покрита шамотом. Конвективна
частина містить 96 секцій. У кожній із секцій розміщені U-образні змійовики з труб
розміром 28x3 мм. Ці змійовики вварені в стояки 83x3,5 мм. Змійовики встановлені
в шаховому порядку з кроками 64 мм та 33 мм між ними. Для створення жорсткої
конструкції, труби змійовиків у кожній секції сполучаються за допомогою 6
вертикальних дистанціювальних пластин. Вздовж шляху газів конвективна частина
поділена на дві частини з відстанню 600 мм між ними. Загальна площа нагріву цієї
частини котла становить 2960 м2.
Нижче наведено короткий приклад розрахунку за запропонованою моделлю.
У котлі спалюється природний газ із наступними характеристиками:
• склад природного газу за об'ємом: ����4 = 98,72 %, ��2��6 = 0,12 %,
��3��8 = 0,01 %, ��4��10 = 0,01 %, ��2 = 1 %, ����2 = 0,14 %;
• калорійність: ����
�� = 35,50 МДж/м3;
• об'єм повітря та продуктів згоряння:
56
- повітря ��н
�� = 9,42 м3/м3;
- триатомних газів ��н
��.�� �� = 0,99 м3/м3;
2
- азота ��н = 7,46 м3/м3
��.�� ;
2
- водяної пари ��н 3 3
��.�� �� = 2,13 м /м ;
2
Потрібно порівняти втрати теплоти з відхідними газами q2 при:
a) традиційних режимах роботи котла (температура відхідних газів
��відх= 130 °С, коефіцієнт надлишку повітря ��відх = 1,2, температура повітря
��хп= 30 °С);
b) використанні конденсерної технології (температура відхідних газів
��відх= 40 °С, коефіцієнт надлишку повітря ��відх = 1,2, температура повітря
��хп= 30 °С);
Втрати теплоти з відхідними газами визначаються за формулою:
(��
�� = відх−αвідх∙��хп)
2 �� ∙ (100 − ��4), (2.59)
����
де ��відх – ентальпія відхідних газів, кДж/м3;
��хп – ентальпія холодного повітря, кДж/м3;
��4 – втрати через механічний недогар газу, які приймаються рівними 0 при
спалюванні природного газу.
Для традиційного режиму роботи котла:
��відх = (��ϑ)���� ����
��.�� �� + (��ϑ) ����
�� ��.�� + (��ϑ) ���� ��
�� �� ��.�� �� + (�� − 1)(��ϑ)п���� =
2 2 2 2 2 2
= 228,19 ∙ 0,99 + 169,37 ∙ 7,46 + 196,55 ∙ 2,13 + (1,2 − 1) ∙ 172,99 ∙ 9,42 =
= 2233,97 кДж/м3; (2.60)
��хп = (��ϑ) ��
п���� = 39,81 ∙ 9,42 = 375,01 кДж/м3; (2.61)
тр (2233,97−1,2∙375,01)
��2 = ∙ (100 − 0) = 5,025 %. (2.62)
35,5∙103
При використанні конденсерної технології температура відхідних димових
газів залежить від температури охолоджуючого середовища та від вологості
продуктів згоряння. Припустимо, що охолодження продуктів згоряння
здійснюється до 40 °С, внаслідок чого відбувається конденсація більшої частини
водяної пари. При цій температурі парціальний тиск водяної пари становитиме
57
���� �� = 0,0078 МПа, а кінцевий об’єм водяної пари: (���� к
��.�� ��) = 0,874 м3/м3. Таким
2 2
чином, об’єм сконденсованої водяної пари становитиме:
к
∆���� �� = ���� ��
��.�� �� − (����.�� ��) = 2,13 − 0,874 = 1,256 м3/м3. (2.63)
2 2 2
В цьому випадку:
�� = (��ϑ) ���� к
відх ���� ��.�� �� + (��ϑ) ����
�� ��.�� + (��ϑ) �� ��
2 2 2 2 �� ��(����.�� ��) + (�� − 1)(��ϑ)п�� =
2 2 ��
= 68,68 ∙ 0,99 + 52,04 ∙ 7,46 + 60,2 ∙ 0,874 + (1,2 − 1) ∙ 53,08 ∙ 9,42 =
= 608,83 кДж/м3; (2.64)
�� �� 3
хп = (��ϑ)п���� = 39,81 ∙ 9,42 = 375,01 кДж/м ; (2.65)
��кон (608,83−1,2∙375,01)
2 = ∙ (100 − 0) = 0,447 %. (2.66)
35,5∙103
Додаткова кількість тепла, що отримується за рахунок конденсації водяної
пари:
����2��∙�� 1,01∙2300
���� �� = �� ∙ 100 = ∙ 100 = 6,54 %, (2.67)
2 ���� 35,5∙103
де �� – теплота пароутворення, кДж/кг (що приймається рівною 2300 кДж/кг);
���� ��– маса сконденсованої водяної пари при згорянні 1 м³ природного газу,
2
кг, визначається як:
∆����2��∙0,018 1,256∙0,018
���� �� = = = 1,01 кг, (2.68)
2 0,0224 0,0224
де 0,018 – молярна маса H2O, кг; 0,0224 – молярний об’єм, м3.
Отже, ефект за рахунок конденсації та зниження температури відхідних газів
складатиме:
тр
∆= ���� �� + (��2 − ��кон
2 ) = 6,54 + (5,025 − 0,447) = 11,12 %. (2.69)
2
2.5 Зведені результати обчислювальних експериментів
З наведених даних видно, що в номінальному режимі ефект від охолодження
димових газів порівняний із ефектом від конденсації. У всіх інших випадках ефект
від конденсації водяної пари в димових газах є найбільшим. На рис. 2.10 – 2.13
58
наведені залежності технічних характеристик котельного агрегату для існуючого
варіанту та запропонованого рішення.
Рис. 2.10 – Порівняльний графік витрат палива
59
Рис. 2.11 – Порівняльний графік ККД
Рис. 2.12 – Порівняльний графік втрат із відхідними газами
60
Рис. 2.13 – Порівняльний графік теплового навантаження котельного агрегата
Рис. 2.14– Теплова потужність окремих вузлів котельного агрегата
61
З графіків на рис. 2.10 – 2.13 випливає, що застосування технології конденсації
водяних парів з димових газів дозволяє підвищити ККД котельного агрегата на
величину від 1,5 до 3 % в залежності від теплового навантаження.
На рис. 2.14 наведено залежність теплової потужності окремих вузлів
котельного агрегата. Демонструється, що найбільшу потужність мають
теплообмінні поверхні, які відповідають за утилізацію додаткової теплоти димових
газів: УКТ та УТ. Зокрема, теплова потужність конденсаційної частини (УКТ)
становить від 1,2 до 5,2 Гкал/год і варіюється в залежності від теплового
навантаження всього котельного агрегата.
2.6 Висновки за розділом 2
На підставі теоретичних досліджень можна зробити такі висновки:
- Запропоновано оригінальну модель розрахунку теплотехнічних
характеристик котельного агрегату та ефективності впровадження технології
глибокої утилізації теплоти димових газів.
- Розроблено принципові схеми установок конденсації димових газів із
застосуванням повітропідігрівача, підігрівача первинної (живильної) води.
- Доведено, що найбільш ефективно потенціал димових газів може бути
використаний лише низькотемпературним споживачем (НТС), яким може бути
тепловий насос (ТН) або абсорбційно-холодильна агрегат (АБХА) для подальшої
зміни потенціалу різних теплоносіїв, системи приточної вентиляції (за умови
підвищених витрат теплоносія), системи теплих підлог, системи підігріву
початкової води перед водопідготовкою.
- Показано, що під час реконструкції найбільшу потужність мають
теплообмінні поверхні, які відповідають за утилізацію додаткової теплоти димових
газів. Зокрема, теплова потужність конденсаційної частини становить від 1,2 до 7,4
Гкал/год та варіюється в залежності від теплового навантаження всього котельного
агрегата.
62
РОЗДІЛ 3. РОЗРОБКА ПРИНЦИПОВИХ
ТЕХНІЧНИХ РІШЕНЬ ЩОДО ВИКОРИСТАННЯ
ТЕПЛОТИ ВІДХІДНИХ ГАЗІВ
МКР 23.144.6 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Лобода Р.О. Літ. Арк. Акрушів
Розробка принципових
Перевір. Плахотний О.П.
технічних рішень щодо
Реценз.
Н. Контр. використання теплоти ЧДТУ, мТЕ-88
Затверд. Калейніков Г.Є. відхідних газів
63
3.1 Аналіз впливу зрошення початкового повітря на показники відхідних
газів
Природний газ, як вид палива для котельних установок демонструє відмінні
характеристики з точки зору мінімізації теплових втрат. Відсутність втрат через
механічне недогорання, майже повна відсутність втрат від хімічної неповноти
процесу згоряння та знижені втрати через дієву сучасну теплоізоляцію роблять цей
ресурс ефективним. Проте, ключова область для оптимізації в котлах, що
використовують природний газ, полягає у втратах тепла, що виникає через відхідні
гази, рівень яких може досягати 5-6 % від загальної нижчої теплоти згоряння.
Таким чином, щоб далі покращити ефективність використання палива в таких
системах, необхідно розглядати технології, які гарантують глибоке охолодження
продуктів згоряння, щоб забезпечити конденсацію найбільшої частини водяної
пари, присутньої у відхідних газах. При цьому досягається потрійний енергетичний
результат:
1) використовується фізична теплота відхідних газів;
2) використовується теплота, що вивільняється при конденсації в процесі
пароутворення;
3) використовується конденсат, який виділяється з димових газів.
Обзор досліджень, виконаних різними науковцями з вивчення процесів
глибокої утилізації тепла димових газів, свідчить, що у більшості випадків
отриманий конденсат може бути застосований для підживлення котлів чи теплової
мережі. Конденсат водяної пари з продуктів згоряння природного газу не містить
завислих речовин карбонатної жорсткості та має сухий залишок менше ніж
5мг/дм3. Він представляє собою майже безсольову воду, яка за цим показником
переважає воду, пом'якшену у водопідготовчих установках промислових котелень.
Одним з ключових питань, що потребує вирішення, є очищення конденсату від
газів, розчинених у ньому: оксидів азоту та вуглецю. При навантаженні котла 50
т/год концентрація оксидів азоту в продуктах згоряння досягала 181 мг/м³ перед
контактним економайзером, а після нього – 109 мг/м³. Отже, концентрація оксидів
азоту в продуктах згоряння при навантаженні 50 т/год після економайзера
64
зменшилася на 72 мг/м³. При застосуванні контактних економайзерів особлива
увага приділяється дослідженню складу та якості води, яка нагрівається в
економайзері, оскільки вона нагрівається шляхом прямого контакту з продуктами
згоряння природного газу.
В контактному економайзері інтегровано декарбонізатор. За повністю
відкритого повітряного шибера декарбонізатора спостерігається зниження
концентрації СО2 у воді, зростання рН води (тобто зниження її корозійної
активності). Однак при цьому дещо зростає концентрація О2. В цілому у
контактному економайзері відзначається значне зниження концентрації повітря в
воді. Результати хімічного аналізу води свідчать про стабільність її якості під час
нагрівання в контактних газових економайзерах. Хімічний та бактеріологічний
склад води залишається практично незмінним. В продуктах згоряння присутній у
незначних кількостях діоксид азоту, який реагує з водою, утворюючи
стехіометричну суміш азотної та азотистої кислот. У контактному економайзері
відбувається вимивання NO2 водою за реакцією 4NO2 + О2 + 2H2O = 4HNO3. Нагріта
в контактних економайзерах гаряча вода за хімічними властивостями відповідає
вимогам, які пред’являються до неї на промислових підприємствах, та може
використовуватися для систем промислового гарячого водопостачання, як
додаткова вода для теплових мереж, і як живильна вода для котлів.
Зволоження дуттєвого повітря суттєво впливає на параметри роботи котла з
підключеною системою глибокої утилізації теплоти відходящих димових газів.
Перш за все, зволоження повітря спричиняє зростання вмісту вологи у відхідних
газах, що позначається на значенні температури точки роси та, відповідно, на
процесах тепло- і масообміну в конденсаційній частині утилізатора. Отже, подача
зволоженого повітря призводить до зниження температури горіння та зниження
кількості утворюваних шкідливих речовин, насамперед оксидів азоту. Нижче
наведено аналіз залежності різних параметрів процесу глибокої утилізації теплоти
відхідних газів від ступеня зволоження початкового повітря за його попереднього
65
підігріву до 30 °С. Розрахунки виконані при значеннях навантаження котла 93,0 і
64,3 Гкал/год (Рис. 3.1 – 3.5).
Рис. 3.1– Залежність температури повітря після зволоження від витрати
зрошуваної води
Підвищення температури повітря до 30 °С збільшує ККД котла приблизно на
1-1,5 %. При зволоженні повітря його температура знижується, що призводить до
необхідності його подальшого нагрівання з метою підвищення ККД котла.
При збільшенні витрати води до 600 кг/год вологість початкового повітря
зростає майже у три рази, з 2,5 г/кг с.п. до 6,5-7 г/кг с.п. (Рис. 3.2), тоді як вологість
відхідних газів збільшується на 4-6 г/кг с.п., приблизно на 5% (Рис. 3.3).
66
Рис. 3.2 – Залежність вологовмісту повітря після зволоження від витрати
зрошуваної води
Рис. 3.3 – Залежність вологовмісту відхідних газів від витрати зрошуваної води
Ентальпія відхідних газів зростає на 12-15 кДж/кг (2-10%), що свідчить про
позитивний вплив зволоження початкового повітря (Рис. 3.4). Ентальпія відхідних
67
газів після утилізатора також має збільшені значення, в середньому на 12 кДж/кг
(Рис. 3.5).
Рис. 3.4 – Залежність ентальпії відхідних газів за котлом від витрати зрошуваної
води
Рис. 3.5 – Залежність ентальпії відхідних газів за УТ від витрати зрошуваної води
68
На рис. 3.6 та 3.7 наведені показники ефективності зволоження при
навантаженні котла 93 Гкал/год. При інших навантаженнях котла характер зміни
цих показників ідентичний.
Рис. 3.6 – Залежність теплової потужності утилізатора від витрати зрошуваної
води
69
Рис. 3.7 – Залежність вологовмісту відхідних газів від витрати зрошуваної води
Аналіз отриманих результатів розрахунків свідчить, що зволоження
початкового повітря майже не впливає на кількість вилученої теплоти при
утилізації в охолоджувачі димових газів, але істотно підвищує значення теплоти,
що вилучається в конденсаторі. Водночас, збільшення ступеня зволоження за
рахунок розходу зрошувальної води істотно збільшує навантаження на
повітропідігрівач (електроенергія на привід насоса, поповнення віднесення води
тощо).
В результаті загальний ефект як у натуральному виразі, так і в відсотковому
при зволоженні трохи зменшується. Позитивним ефектом від зволоження є істотне
зменшення викидів оксидів азоту. Остаточне рішення про доцільність та ступінь
зволоження початкового повітря слід приймати на основі порівняння економічних
показників.
Зволоження повітря, що подається на горіння, не повинно впливати на
надійність роботи елементів котла та газовідвідного тракту. У поточному
технологічному процесі горіння відбувається із змішуванням рециркуляційних
70
димових газів, що мають вологовміст приблизно 100 г/кг сухих газів. Зволожене
повітря досягає вологовмісту близько 10 г/кг сухого повітря, тобто в 10 разів
менше.
Димові гази виводяться з котла з високою температурою, яка виключає
осідання конденсату на конвективних поверхнях котла та газоводах за ним до
утилізаційного обладнання. Після охолодження температура та вологість
конденсату знижуються, цей процес закінчується при переході газів у димову
трубу, виготовлену зі склопластику. Такі труби мають підвищену стійкість до
впливу агресивних середовищ та корозії.
3.2 Вибір основного обладнання для впровадження проєктованої системи
Згідно розробленої схеми (рис. 2.8) розглянемо процес підготовки
зовнішнього повітря для згоряння. Спочатку повітря нагрівається в калориферній
секції повітронагрівача та зволожується у секції зрошення. Далі, за допомогою
вентиляторної установки, воно направляється до повітряного колектора. Цей
колектор знаходиться зовні котельні та розташований вздовж приймальних камер,
підключених до нього окремими трубами. Відтак, повітря через підлогові канали
направляється до дуттєвих вентиляторів, розташованих по обидві сторони біля
кожного котла.
Для нагрівання повітря використовуємо частину зворотної мережевої води.
Намагаємося налаштувати її витрати так, щоб після повітронагрівача температура
досягла 20 °С. Зволоження повітря здійснюємо за допомогою конденсату, що
виділяється з димових газів. Цей конденсат розпилюємо в камері зрошення за
допомогою форсунок. Їх кількість та витрата конденсату регулюються відповідно
до потреб згоряння. Якщо потреби змінюються, регулюємо витрати конденсату. Є
можливість додати до повітронагрівача ще одну секцію для підвищення
температури. А вентилятор для зовнішнього повітря оснащуємо приводом із
частотним регулятором, для підтримування стабільного тиску у колекторі.
Димові гази, що виходять, забираються з газовідводу за котлом та надходять
на утилізацію у охолоджувач димових газів. Тут їх охолоджують до температури,
71
яка наближена до температури точки роси (близько 52 °С). Після цього охолоджені
димові гази спрямовуються до конденсаційної частини утилізатора, де відбувається
конденсація водяної пари. Осушені димові гази за допомогою димососа виводяться
у атмосферу. Схема утилізації теплоти димових газів реалізована так, що гази
забираються з одного робочого котла і виводяться через димову трубу сусіднього
неактивного котла.
Схема дозволяє здійснювати реверсивну подачу димових газів для утилізації,
а потім виведення їх у атмосферу, використовуючи пару сусідніх котлів. Тепло від
димових газів, що підлягає утилізації, передається зворотній мережевій воді. Вода,
що надходить з теплової мережі, перед утилізацією ділиться на декілька частин.
Основний об'єм (близько 86%) надходить безпосередньо до котла. Інша частина
направляється до повітронагрівача, де її температура знижується до 20 °С для
інтенсифікації процесу конденсації водяної пари із димових газів в утилізаторі.
Додатково, частина зворотної води подається в охолоджувач для попереднього
охолодження димових газів у сухому вигляді.
Перед входом до утилізатора обидва потоки води змішуються. Після
проходження утилізатора, підігріта вода направляється до основного потоку
зворотної води на вході в котел. Якщо є низькопотенційні споживачі, вони
отримують тепло від води після утилізатора в теплообміннику. Вода, яка
забезпечує нагрівання цих споживачів, циркулює через теплообмінник,
збільшуючи обсяг води в утилізаторі та збільшуючи тепловий відбір у його
конденсаційній частині. Циркуляція для низькопотенційних споживачів
здійснюється їх власним насосом в залежності від функціонального призначення.
Конденсат, що виділяється, може частково використовуватись для зволоження
повітря та направлятися для додавання до теплової мережі після очищення від
розчинених у ньому газів.
В якості базового обладнання обрані центральні кондиціонери, що
випускаються у вигляді окремих секцій із типовим рядом за повітрям від 10 до 250
тис. м³/год. Ці кондиціонери можуть працювати як у номінальному режимі, так і з
72
максимальною продуктивністю за повітрям. Відмінність кондиціонерів з
максимальною продуктивністю полягає в тому, що зберігаючи габаритні розміри,
продуктивність за повітрям збільшується у 1,25 рази, що сприяє покращенню
показників за зайнятою площею та об'ємом. Температурні умови роботи
кондиціонерів порівнювані із умовами роботи повітронагрівача та утилізатора. В
складі кондиціонера є секції поверхневих нагрівачів, зроблені з калориферів, та
секції массообміну у вигляді зрошувальної камери з розпиленням води
форсунками. Кожна секція формується під конкретну продуктивність. Установки
кондиціонування автоматизовані з регулюванням за водою чи за повітрям, та
обладнані приладами контролю параметрів.
Основними компонентами установки глибокої утилізації тепла димових газів
являються:
• повітронагрівач;
• охолоджувач димових газів;
• конденсаційний утилізатор;
• димосос.
До допоміжного обладнання відносять вузли та лінії електроживлення,
прилади контролю та засоби автоматики, трубопровідна та газоповітряна арматура.
Початкове повітря засмоктується з вулиці дуттєвим вентилятором та подалі
нагрівається у секційному повітронагрівачі до температури 30-35 °С. Після
повітронагрівача повітря подається до колектора, до якого підключені існуючі
приймальні камери. З колектора повітря через повітроводи направляється на
всмоктування дуттєвих вентиляторів. А охолоджена вода надходить до
конденсаційного утилізатора. Основними елементами повітронагрівача є секції
центрального кондиціонера із продуктивністю за повітрям, що становить 160 тис.
м³/год.
Повітронагрівач може бути виконаний у двох варіантах: без зволоження та із
зволоженням повітря. У базовому варіанті пропонується наступний склад
установки:
73
• приймальна камера;
• фільтр;
• камера обслуговування;
• блок калориферів;
• зрошувальна камера;
• вентиляторна секція.
Зрошувальна камера включена до складу обладнання лише при роботі із
зволоженням повітря, та призначена для здійснення політропічних та адіабатичних
процесів тепловологісної обробки повітря. У першому варіанті зрошувальна
камера відсутня.
У ролі охолоджувача димових газів виступає поверхневий теплообмінник,
аналогічний повітронагрівачу та виконаний на базі блоку калориферів
кондиціонера.
Конденсаційний утилізатор, який встановлюється для утилізації теплоти
конденсату, що утворюється з димових газів, може бути виконаний у двох
варіантах:
• У вигляді поверхневого теплообмінника. Тут процес теплообміну
відбувається через роздільну металеву стінку, що розділяє димові гази від
охолоджувальної рідини. Завдяки цьому підвищується ефективність
теплообміну, забезпечуючи більш високий рівень безпеки, оскільки між
газами та рідиною немає безпосереднього контакту.
• У вигляді контактного теплообмінника. У цьому варіанті димові гази і
охолоджувальна рідина мають прямий контакт, що дозволяє ефективно
передавати тепло. Відзначається високою ефективністю теплообміну, але
потребує особливого контролю за якістю рідких компонентів, щоб уникнути
корозії та інших проблем.
74
3.3 Моделювання конденсаційної установки в середовищі Aspen Plus
Одним із ефективних методів вирішення широкого спектру завдань,
пов'язаних із високотемпературними процесами та установками, є математичне
моделювання, яке виконується в програмно-обчислювальних комплексах.
Інтерактивне інформаційно-моделююче середовище Aspen Plus належить до
комплексів, що розроблені на базі технології візуального програмування. Ця
платформа забезпечує можливість моделювання процесів, заснованих на хімічному
та фазовому перетворенні, дозволяє проводити конструктивні розрахунки та
оцінювати вартість обладнання. Для аналізу ключових енергетичних показників
конденсаційної установки та оптимізації її робочих режимів було здійснено
моделювання пріоритетної схеми (рис. 2.3) в середовищі Aspen Plus. На рис. 3.8
представлена розрахункова модель, яка включає позиції, описані в таблиці 3.1.
Рис. 3.8 – Установка глибокої утилізації тепла димових газів у середовищі Aspen
Plus: FEED1/FEEDHEAT/FEED2 – живильна вода; RETWAT1/RETWAT2/
RETWAT3/RETWAT4 – зворотна мережева вода; DIRWAT – пряма мережева
вода; WATAIR1/WATAIR2/WATAIR3/WATFEED1/WATFEED2/WATUTI1/
WATUTI2/WATUTI3/WATUTI4/WATCONS1/WATCONS2 – вода контура
глубокої утилізації; AIRIN/AIROUT – повітря на горіння; GAS – природний газ;
FLUEGAS1/FLUEGAS2/FLUEGAS3/FLUEGAS4 – димові гази; FEEDHEAT –
підігрівач підживлювальної води; AIRHEAT – підігрівач повітря; HEATER –
мережевий підігрівач; UTILEX – охолоджувач димових газів; CONDEX –
конденсаційний утилізатор; BURNER – котел; MIXER1/MIXER2/MIXER3/
MIXER4/SPLIT1/SPLIT2/SPLIT3 – трійники
75
Таблиця 3.1
Умовні позначення на схемі в Aspen Plus
№ Елемент Функція
Матеріальний потік
1 (природний газ, вода,
повітря, димові гази)
Теплообмінне обладнання
(підігрівач сирої води,
2 підігрівач повітря, поверхні
нагріву в котельному
агрегаті)
Топка котельного агрегату.
Розрахунок параметрів
вхідного матеріального
потоку базується на
3 мінімізації енергії Гіббса
для хімічно реагуючої
системи, що перебуває у
стані термодинамічної
рівноваги
Трійники (змішувачі) у
4
водяному контурі
Система глибокої утилізації
тепла конденсату (два
5 теплообмінника для
охолодження димових газів
та конденсації вологи)
Після запуску програми користувачеві відкривається вікно для вводу
компонентів (речовин), які утворюють матеріальні потоки в моделюваному об'єкті.
У стовпець Component ID потрібно вводити формули хімічних речовин та сполук.
76
Пошук складної речовини в базі даних виконується через кнопку Find. У вікні, що
з'явиться, можна здійснювати пошук компонентів за назвою, формулою, а також
використовувати фільтри за молярною масою та точкою кипіння. Введемо
компонентний склад палива та окислювача, а також продуктів згоряння (рис. 3.9).
Рис. 3.9 – Вікно вибору компонентів
За замовчуванням в програмі використовується система одиниць вимірювання
METСBAR. На вкладці Home передбачена можливість змінити систему одиниць на
одну з наступних: ENG, MET, SI або METСBAR. Також програма надає змогу
створити власну систему одиниць вимірювання. Для цього потрібно натиснути на
кнопку Unit Sets і у вікні, що з'явиться, створити власний набір одиниць, а потім
зберегти його. Після цих дій він з'явиться у списку для вибору систем одиниць
вимірювання.
У розділі Material можна налаштувати три основні типи потоків: Material
(речовина), Heat (теплова потужність) і Work (механічна потужність). Щоб додати
потік на схему, спочатку виберіть його у вікні Model Palette, а потім за допомогою
миші перенесіть на робочий простір. Після цього, двічі клацніть мишею по потоку,
щоб задати його характеристики (рис. 3.10). В якості прикладу розглянемо потік
метану об'ємом 12575 м3/год, під тиском 1 бар та з температурою 10 °С. У вкладці
Composition можна задати масовий, молярний або об'ємний склад суміші.
77
Рис. 3.10 – Налаштування властивостей природного газу
Подібним чином здійснюється налаштування інших матеріальних потоків на
схемі (зворотна та пряма мережева вода, повітря на згоряння, димові гази). При
цьому потоки, що виходять з теплообмінного обладнання або топки,
розраховуються в програмі автоматично.
Далі необхідно нанести на схему різне обладнання. Aspen Plus пропонує
декілька типів обладнання, серед яких:
• Mixers/Splitters (служать для з'єднання або розділення як матеріальних, так і
енергетичних потоків);
• Separators (використовуються переважно для розділення матеріальних
потоків за певним критерієм, наприклад, за агрегатним станом);
• Exchangers (теплообмінники різних видів);
• Columns (колони, наприклад, для ректифікації нафти);
• Reactors (набір різних видів реакторів для розрахунку процесів горіння,
термічної конверсії тощо);
• Pressure changers (включає в себе як двигуни та нагнітачі, так і трубопровідну
арматуру);
• Manipulators (багатофункціональні розрахункові та вимірювальні елементи);
• Solids (включає в себе різного роду дробарки, гранулятори, сушилки тощо);
• Solids Separators (механічні фільтри, циклони та скруббери);
• User Models (користувацькі елементи).
У даній схемі присутні трійники, теплообмінники та реактор (топка котла).
Налаштування трійників (змішувачів) здійснюється шляхом встановлення витрат
або часток двох потоків, які входять або виходять з елемента (рис. 3.11).
78
Рис. 3.11 – Налаштування трійника зворотньої мережевої води
Як відзначалось раніше, топка котла моделюється як реактор Гіббса, який
розраховує хімічну та термодинамічну рівновагу завдяки мінімізації різниці енергії
Гіббса продуктів та початкових речовин (рис. 3.12). Фактично цей реактор можна
використовувати для більшості хімічних процесів у енергетиці та технології
(згоряння, піроліз, газифікація тощо).
Рис. 3.12 – Налаштування топки котла
Для моделювання топки водогрійного котельного агрегату достатньо вказати
наступні умови: розрахунок фазової та хімічної рівноваги, тиск у реакторі (якщо
встановити 0 бар, то програма сприймає це як відсутність втрат і орієнтується на
тиск початкових речовин; вказання абсолютного значення суворо визначить тиск
на виході з реактора), тепловий ефект (у даному прикладі також розглядається 0
Гкал/год).
79
Для завершення налаштування моделі потрібно розмістити на схемі п'ять
теплообмінних апаратів (підігрівач сирої води, підігрівач повітря, поверхні нагріву
в котельному агрегаті, утилізатор теплоти димових газів та конденсатор).
Коректний розрахунок теплообмінного обладнання можливий за умови вказання
відповідного критерію розрахунку, наприклад, температура холодного потоку на
виході. Аналогічно можуть бути вибрані температури на вході/виході для будь-
якого з потоків, різниця температур, фаза тощо. На рис. 3.13 зображено вікно
налаштування підігрівача повітря, в якому, як гарячий теплоносій
використовується зворотна мережева вода.
Рис. 3.13 – Налаштування теплообмінного обладнання
Конденсаційна установка, що складається з двох теплообмінних поверхонь, у
першому наближенні може бути розглянута, як класичний теплообмінний апарат,
в якому важливо задати відповідні критерії розрахунку на вкладці Exchanger
Specification. У випадку, якщо вихідних даних недостатньо, програма сигналізує
червоним кольором навпроти тієї позиції, яка потребує доопрацювання.
Розрахунок у програмі можливий лише після того, як усі червоні попередження
будуть замінені на сині "галочки". Після завершення введення всіх даних необхідно
80
провести ініціалізацію системи і запустити розрахунок натисканням відповідної
кнопки на фронтальній панелі.
Основними результатами теплового розрахунку є діаграми температура-
ентальпія для цільових теплообмінників (рис. 3.14 – 3.17): підігрівач повітря,
підігрівач сирої води, утилізатор теплоти димових газів та конденсатор.
Рис. 3.14 – Діаграма для підігрівача повітря
Рис. 3.15 – Діаграма для підігрівача сирої води
81
Рис. 3.16 – Діаграма для утилізатора теплоти димових газів
Рис. 3.17 – Діаграма для конденсатора
Отже, за допомогою комп'ютерної програми Aspen Plus було виконано
моделювання схеми конденсаційної установки на котельному агрегаті ПТВМ-100
із уточненням режимних параметрів матеріальних потоків та теплових
навантажень теплообмінного обладнання в номінальному режимі роботи. Крім
того, розрахункова модель дозволяє в першому наближенні оцінювати викиди
парникових газів у перерахунку на вуглекислий газ. Зокрема, кількість
вуглекислого газу, що міститься у продуктах згоряння природного газу, у даному
випадку становила 23569,6 кг/год (рис. 3.18).
82
Рис. 3.18 – Аналіз емісії вуглекислого газу
3.4 Висновки за розділом 3
На основі розробки принципових технічних рішень щодо використання
теплоти відхідних газів можна зробити наступні висновки:
• Показано, що зволоження початкового повітря практично не впливає на
величину теплоти, що знімається при утилізації в охолоджувачі димових
газів, але значно підвищує величину теплоти, що знімається в конденсаторі.
• Показано, що підвищення рівня зволоження за рахунок витрати зрошуваної
води значно збільшує навантаження на повітропідігрівач (електроенергія на
привід насоса, поповнення віднесення води тощо).
• Розглянуто необхідне обладнання для установки утилізації теплоти відхідних
газів на основі теплообмінного та насосного обладнання.
• За допомогою комп'ютерної програми Aspen Plus було виконано
моделювання схеми конденсаційної установки на котельному агрегаті
КТВМ-100 із уточненням режимних параметрів матеріальних потоків та
теплових навантажень теплообмінного обладнання в номінальному режимі
роботи.
83
РОЗДІЛ 4. РОЗРАХУНОК РЕЖИМНИХ
ПАРАМЕТРІВ СХЕМИ ГЛИБОКОЇ УТИЛІЗАЦІЇ
ТЕПЛА
МКР 23.144.6 ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Розроб. Лобода Р.О. Літ. Арк. Акрушів
Перевір. Розрахунок режимних
Плахотний О.П.
Реценз. параметрів схеми глибокої
Н. Контр. утилізації тепла ЧДТУ, мТЕ-88
Затверд. Калейніков Г.Є.
84
4.1 Проведення Пінч-аналізу та оптимізація режимних параметрів
Одним із методів, що дозволяє вивчати конкретну хіміко-технологічну або
енергетичну систему, є Пінч-аналіз (Pinch Analysis). Пінч-аналіз – це методологія
мінімізації енергоспоживання хімічних процесів шляхом розрахунку
термодинамічно обґрунтованих обсягів енергоспоживання (або мінімального
енергоспоживання) та наближення до них шляхом оптимізації теплообміну між
процесами та характеристиками самих технологічних процесів.
Під час проєктування системи теплообміну розраховують температурно-
ентальпійну діаграму для гарячих та холодних потоків. Після цього визначається
найбільш оптимальне значення мінімальної різниці температур (∆Тmin) для даного
типу теплообмінників. Мінімальна відстань між складеними кривими вздовж осі
ординат визначає ∆Тmin у теплообмінній системі, що відповідає даній
температурно-ентальпійній діаграмі, область найменшого наближення вздовж осі
Т – так званий пінч. Якщо складені криві доторкаються одна одної, то в одній з
точок процесу сила теплообміну дорівнює нулю. Це означає, що для передачі
певної кількості тепла від гарячих потоків до холодних потрібно нескінченно
велику поверхню теплообміну.
Спостерігаємо, що в процесі оптимізації важливо визначити значення ∆Тmin,
яке призводить до матеріальних витрат, близьких до мінімально можливих.
Встановлення невеликих значень ∆Тmin у проєкті передбачає використання
теплообмінників, які працюють у суто протиточному режимі. При використанні
трубчастих теплообмінників не рекомендується встановлювати ∆Тmin менше 10 °C,
оскільки навіть в одноканальних теплообмінниках існують періодичні поперечні
потоки в проміжному просторі між трубами. При використанні пластинчатих
теплообмінних апаратів ∆Тmin може становити 5 °C, а при встановленні
пластинчато-ребристих теплообмінників ∆Тmin може бути знижено до (1-2) °C.
Якщо зблизити теплові криві, то вони торкатимуться в одній точці, яка
називається пінчем рекуперації теплоти або коротко пінч-точкою. Далі
проводиться проєктування теплообмінної мережі відповідно до розроблених у
85
рамках пінч-аналізу евристичних правил, які дозволяють досягти максимально
можливої рекуперації теплоти з мінімальними витратами на теплообмінну
поверхню. Пінч поділяє малюнок на дві частини, розташування яких має деяку
симетрію щодо пінча (рис. 4.1).
Рис. 4.1 – Температурно-ентальпійна діаграма технологічних потоків інтегрованої
хіміко-технологічної системи
Передача тепла від гарячих потоків з підсистеми, яка розташована нижче
пінча, холодним потокам з підсистеми, розташованої вище пінча, без порушення
∆Тmin неможлива. Максимальна різниця температур між гарячими і холодними
потоками в цьому випадку дорівнює ∆Тmin, і отже, при теплообміні між ними
найменша різниця температур в окремих теплообмінниках, очевидно, буде менше
∆Тmin, тобто ∆Т < ∆Тmin.
На рис. 4.2 – 4.4 наведено початкові дані для проведення пінч-аналізу схеми,
яка показана на рис. 3.8.
86
Рис. 4.2 – Налаштування мінімальної різниці температур
Рис. 4.3 – Налаштування економічних показників
87
Рис. 4.4 – Налаштування обмежень
На рис. 4.5 подані результати обчислень згідно з методикою пінч-аналізу. Слід
зауважити, що одним із найважливіших результатів обчислень є потужність
теплообмінного обладнання.
Рис. 4.5 – Результати пінч-аналізу
Згідно наведених результатів ми бачимо, що теплова потужність мережевого
підігрівача становить 99,51 Гкал/год, підігрівача сирої води – 5,89 Гкал/год,
підігрівача повітря – 3,02 Гкал/год, утилізатора тепла димових газів – 1,60 Гкал/год,
конденсатора – 7,38 Гкал/год. Крім того, на рис. 4.5 відображені попередні
значення площ теплообмінних поверхонь. Суттєвим результатом розрахунку є
розподіл теплоносія в тройниках системи (рис. 3.8). На рис. 4.6 подані чисельні
значення витрат води, які дозволяють скласти тепловий баланс, що представлений
на рис. 4.5.
Рис. 4.6 – Масові баланси трійників
Отримані результати розрахунків, що представлені на рис. 4.6, дозволяють
оцінити витрати води (115,5 т/год, 65,5 т/год, 187,9 т/год) в кожному з контурів та
90
теплообмінних апаратах моделі на рис. 3.8. Ці дані є корисними для проведення
перспективних гідравлічних розрахунків при проєктуванні подібних установок.
4.2 Висновки за розділом 4
На підставі розрахунку режимних параметрів та показників системи глибокого
використання тепла можна зробити наступні висновки:
• Розраховано тепловий баланс котельного агрегата КТВМ-100 у
номінальному режимі при реалізації системи глибокого використання тепла.
• Встановлено, що для котельного агрегата КТВМ-100 теплова потужність
мережевого підігрівача становить 99,51 Гкал/год, підігрівача сирової води –
5,89 Гкал/год, підігрівача повітря – 3,02 Гкал/год, утилізатора тепла димових
газів – 1,60 Гкал/год, конденсатора – 7,38 Гкал/год.
• Показано, що застосування пінч-аналізу дозволяє оцінити витрати води
(115,5 т/год, 65,5 т/год, 187,9 т/год) в кожному з контурів та теплообмінних
апаратах математичної моделі. Ці дані є корисними для проведення
перспективних гідравлічних розрахунків при проєктуванні подібних
установок.
91
ВИСНОВКИ
На основі проведених досліджень можна зробити наступні основні висновки:
• Найбільш ефективно потенціал димових газів може бути використаний лише
низькотемпературним споживачем, таким як тепловий насос або
абсорбційно-охолоджувальна машина, для подальшої модифікації
потенціалу різних теплоносіїв, системи приточної вентиляції (за умови
збільшеної витрати теплоносія), системи теплих підлог, системи первинного
підігріву води перед водопідготовкою.
• При реконструкції найбільшу потужність мають теплообмінні поверхні, що
відповідають за утилізацію додаткової теплоти димових газів. Зокрема,
теплова потужність конденсаційної частини становить від 1,2 до 7,4 Гкал/год
і змінюється в залежності від теплового навантаження всього котельного
агрегата.
• Зволоження вихідного повітря практично не впливає на величину відібраної
теплоти при утилізації в охолоджувачі димових газів, але значно підвищує
значення теплоти, що знімається в конденсаторі.
• Збільшення ступеня зволоження за рахунок витрат зрошуваної води значно
збільшує навантаження на повітропідігрівач (електроенергія на привід
насоса, поповнення витрат води тощо).
• Для котельного агрегата КТВМ-100 теплова потужність мережевого
підігрівача становить 99,51 Гкал/год, підігрівача сирової води – 5,89
Гкал/год, підігрівача повітря – 3,02 Гкал/год, утилізатора тепла димових газів
– 1,60 Гкал/год, конденсатора – 7,38 Гкал/год.
• Застосування пінч-аналізу дозволяє оцінити витрати води (115,5 т/год, 65,5
т/год, 187,9 т/год) в кожному з контурів та теплообмінних апаратах
математичної моделі. Ці дані є корисними для проведення перспективних
гідравлічних розрахунків при проєктуванні подібних установок.
92
СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ
1. Боженко М. Ф., Сало В. П. Джерела теплопостачання та споживачі теплоти:
Навч. посіб. – К.: ІВЦ «Політехніка», 2004. – 192 c.
2. Боженко М. Ф., Шовкалюк Ю. В. Теплові навантаження. Теплові схеми
котелень: Метод. вказівки. – К.: НТУУ «КПІ», 2013. – 52 с.
3. Бугаєва Л. М., Бойко Т. В., Безносик Ю. О. Системний аналіз хіміко-
технологічних комплексів: підручник. – К.: Інтерсервіс, 2017. – 254 с.
4. Варламов Г. Б., Любчик Г. М., Маляренко В. А. Теплоенергетичні установки
та екологічні аспекти виробництва енергії. – К.: Політехніка, 2003. – 79 c.
5. Енергетична стратегія України на період до 2035 року: Безпека,
Енергоефективність, Конкурентоспроможність [Електронний ресурс]. –
Режим доступу: https://www.kmu.gov.ua.
6. Єфімов О. Сучасні технології глибокого охолодження продуктів згорання
палива в котельних установках: монографія. – Харків, 2017. – 13 c.
7. Жигурс А., Церс А., Плискачев С. Досвід АТ «Ригас Силтумс» в
реконструкції водогрійних котлів КВГМ-50 і КВГМ-100 // Новини
теплозабезпечення. – 2009. – № 4. – С. 34–39.
8. Коржевін А. Д., Боженко М. Ф. Комплексна утилізація теплоти в
пароводогрійній котельні // Сучасні проблеми наукового забезпечення
енергетики: зб. тез доп. – К.: НТУУ «КПІ», 2013. – Т. 1. – С. 137.
9. Мельник Л. Г., Карінцева О. І., Сотник І. М. Економіка енергетики:
навчальний посібник. – Суми: Університетська книга, 2006. – 238 с.
10. Навродська Р. О. Утилізація теплоти відхідних газів газоспоживаючих котлів
у поверхневих теплоутилізаторах конденсаційного типу: автореф. дис. канд.
техн. наук: 05.14.06 / ІТТФ НАН України. – К., 2001. – 19 с.
11. Приймак О. В. Експериментальні дослідження теплових і гідродинамічних
характеристик тепломасообмінників змішувального типу // Вентиляція,
освітлення та теплогазопостачання: наук.-техн. зб. – К.: КНУБА, 2004. – Вип.
7. – С. 46–51.
12. Соснін Ю. П., Бухаркін Є. Н. Високоефективні газові контактні
водонагрівачі. – К.: Будівельник (укр. вид.), 1988. – 376 с.
13. Ткаченко С. Й., Чепурний М. М., Степанов Д. В. Розрахунки теплових схем і
основи проектування джерел теплопостачання. – Вінниця: ВНТУ, 2005. – 137
с.
93
14. Фіалко Н. М., Степанова А. І., Навродська Р. О. Ефективність комбінованих
теплоутилізаційних систем котельних установок // Енергетика і автоматика.
– 2018. – № 3.
15. Butterworth D. Steam Power Plant and Process Condensers // Boilers, Evaporators
and Condensers / Ed. S. Kakac. – Wiley-Interscience, 1991. – ISBN 0-471-62170-
6.
16. Che D., Liu Y., Gao C. Evaluation of retrofitting a conventional natural gas fired
boiler into a condensing boiler // Energy Conversion & Management. – 2004. –
Vol. 45. – P. 3251–3266.
17. Fraas A. P. Heat Exchanger Design. – 2nd Edition. – John Wiley & Sons, 1989.
18. Grohn A. et al. Reduction of fine particle emissions from wood combustion with
optimized condensing heat exchangers // Environmental Science and Technology.
– 2009. – Vol. 43. – P. 6269–6274.
19. Hasan A., Kurnitski J., Jokiranta K. A combined low temperature water heating
system consisting of radiators and floor heating // Energy and Buildings. – 2009. –
Vol. 41. – P. 470–479.
20. Neuenschwander P., Good J., Nussbaumer Th. Combustion efficiency in biomass
furnaces with flue gas condensation // Biomass for Energy and Industry: Proc. of
the 10th European Conf. – 1998.
21. Pavlov M. et al. Study of the influence of various factors on the air temperature in
the greenhouse with radiant heating // Lecture Notes in Civil Engineering. – 2021.
– Vol. 141. – P. 129–135.
22. Spirax Sarco. The Steam and Condensate Loop Book. – Spirax-Sarco Limited,
2007.
23. Xiong Y. et al. Pilot-scale study on water and latent heat recovery from flue gas
using fluorine plastic heat exchangers // Journal of Cleaner Production. – 2017. –
Vol. 161. – P. 1416–1422.
24. Li Z., Zhang H., Chen H. Application of transport membrane condenser for
recovering water in a coal-fired power plant // Journal of Cleaner Production. –
2020. – Vol. 261. – 121229.