К оценке влияния сезонных колебаний температуры охлаждающей воды на эффективность работы теплообменников-охладителей вязких сред

УДК 621.43: 621.311.22

К ОЦЕНКЕ ВЛИЯНИЯ СЕЗОННЫХ КОЛЕБАНИЙ ТЕМПЕРАТУРЫ ОХЛАЖДАЮЩЕЙ ВОДЫ НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ РАБОТЫ ТЕПЛООБМЕННИКОВ-ОХЛАДИТЕЛЕЙ ВЯЗКИХ СРЕД

ВОРОПАЕВ А.Н., УХАНОВ К.В.

Казанский государственный энергетический университет

В статье представлен анализ влияния сезонных колебаний температур охлаждающей воды на теплогидравлические показатели эффективности работы теплообменников вязких сред. В качестве объектов исследования выбраны кожухотрубчатые жидко-жидкостные теплообменники и теплообменники, работающие на термосифонных тепловых элементах. Проведена оценка влияния загрязняющих отложений на тепловой режим аппаратов. Предложены рекомендации по выбору наилучшей конфигурации трубного пучка с учетом факторов сезонности и наличия отложений.

Ключевые слова: теплогидравлическая эффективность, теплообменник вязких сред, водяное охлаждение, сезонность.

Температурный режим водяных охладителей вязких сред на промышленных и энергетических предприятиях обычно обеспечивается оборотной водой от градирен либо водой, подаваемой из пруда, специально сооруженного на предприятии, или из водоёма естественного происхождения. В свою очередь, температурный режим источников охлаждающей воды находится в непосредственной зависимости от сезонного колебания температур наружного воздуха. Это обстоятельство обуславливает зависимость эффективности работы теплообменников-охладителей от фактора сезонности. Неучет этого фактора может привести к просчётам при подборе оборудования, включаемого в технологическую систему предприятия, при разработке схемных решений, а также при выборе метода регулирования режимных параметров теплообменного оборудования в процессе его эксплуатации.

В представленной статье приводятся результаты исследования, позволяющие оценить влияние фактора сезонности на эффективность работы теплообменников.

В качестве объектов исследования выбраны теплообменники кожухотрубчатого типа (рис. 1, а) с гладкотрубными и интенсифицированными трубными пучками, конструктивные характеристики которых приведены в табл. 1 [1, 2], а также высокоэффективный теплообменник перспективной разработки, в котором в качестве тепловых элементов используются термосифонные трубчатые элементы (рис. 1, б).

Схема течения рабочих сред, осуществляемая в кожухотрубчатых теплообменниках типов 1-4, показана на рис. 1, а. Вода подается в трубное пространство, охлаждаемая вязкая жидкость - в межтрубное пространство, где за счет установленных перегородок обеспечивается перекрёстный ток.

© А.Н. Воропаев, К. В. Уханов

Проблемы энергетики, 2009, № 5-6

Рис. 1. Схемы течения рабочих сред в теплообменниках-охладителях: а - кожухотрубчатый аппарат; б - термосифонный аппарат

Схема течения рабочих сред в термосифонном теплообменнике (тип 5) показана на рис. 1, б. Теплообменник глухой перегородкой разделен на 2 части. Нижняя часть представляет собой испарительную зону, где за счет кипения промежуточного агента, в качестве которого выбран этиловый спирт, осуществляется отвод теплоты от охлаждаемой вязкой жидкости. Верхняя часть теплообменника представляет конденсационную зону, где охлаждающая вода отбирает теплоту от промежуточного агента, обеспечивая конденсацию последнего.

В табл. 1 приняты следующие обозначения: р - площадь теплопередающей поверхности; »¿5 - количество перегородок в межтрубном пространстве; Б -диаметр кожуха; ¿65 - длина труб; И55 - количество труб; й^ - внутренний диаметр труб; 5 - толщина стенки труб; кя - высота выступа интенсификатора (диаметр - в случае пружинного оребрения); я - шаг выступов интенсификатора. Материал труб - нержавеющая сталь.

Таблица 1

Конструктивные характеристики теплообменников-охладителей вязких сред

Тип, № Вид теплообменника Тип трубного пучка Трубы йа1 х5, мм »65 ¿65 , мм Б, мм »Й5 Рб, м2

1 2 3 4 5 6 7 8 9

1 Кожухотрубчатый Гладкотрубный, принят за базовый при сравнении вариантов 14 х 1 478 1500 0,53 4 33,8

2 Кожухотрубчатый Интенсифицированный по стороне масла

низкими винтовыми накатными ребрами с 14 х 1 478 1500 0,53 4 36,4

параметрами:

кя = 0,5 мм; я = 10 мм

3 Кожухотрубчатый Интенсифицированный по стороне масла проволочным пружинным оребрением с параметрами: ^ = 1 мм; « = 40 мм; 14 х 1 478 1500 0,53 4 34,9

4 Кожухотруб-чатый Интенсифицированный по стороне воды профилированными выступами в форме трёхзаходной винтовой накатки с параметрами: = 0,5 мм; « = 40 мм; 14 х 1 478 1500 0,53 4 35,4

5 Термосифонный * Интенсифицированный по стороне масла и воды низкими винтовыми накатными ребрами с параметрами: = 0,5 мм; « = 10 мм 28 х 2 242 750/ 750 0,80 2/2 18,2/ 18,2

* Для термосифонных теплообменников в числителе указаны конструктивные параметры испарительной зоны, в знаменателе - испарительной зоны аппарата. Промежуточная зона теплообменника, которая может достигать 5 м, в расчетах не учитывалась.

В качестве охлаждаемой вязкой жидкости в расчетах выбрано турбинное масло Т22 [3]. Расход его для всех рассмотренных режимов был зафиксирован на

уровне 26 м3/ч. Температурный перепад установлен в пределах: = 55 °С - на

и

входе в теплообменник; ^ = 45 °С - на выходе из теплообменника.

Температура охлаждающей воды на входе в теплообменник была ограничена пределами = 5^35 °С, что соответствует реальным условиям эксплуатации водооборотных систем. Предельно допустимое значение температуры воды на выходе из теплообменника установлено на уровне (" }тах =

40 °С (это ограничение принято с целью обеспечения условий самоочистки открытого водоёма). Для случаев подачи охлаждающей воды от градирни температурный перепад по воде был ограничен пределом Д^ < 5 °С, для всех

остальных случаев предельное значение Д^ находилось в зависимости от }тах .

Расход воды для каждого из рассмотренных режимов определялся из уравнения теплового баланса.

Согласно технологическому регламенту [1], номинальному режиму работы охладителя соответствует температурный напор Д^ = 15 °С, определяемый соотношением

А* н =

2

где номинальные параметры охлаждающей воды установлены на уровне: = 33 °С

и

- на входе в теплообменник; = 37 °С - на выходе из теплообменника. Этому режиму соответствует расход воды 26 м3/ч.

На рис. 2 показаны расчетные графические зависимости расхода и начальной температуры охлаждающей воды от температурного напора, который необходимо обеспечить в теплообменнике-охладителе вязких сред в связи с сезонным колебанием температур наружного воздуха.

В зимний период, когда температура охлаждающей воды на входе в теплообменник оказывается ниже 15 °С, расход воды снижается и составляет 10,814,7 м3/ч; в летний период, когда начальная температура воды превышает 15 °С, расход воды увеличивается и составляет 14,7-32,5 м3/ч. Относительное расхождение между минимальным и максимальным расходом воды в течение года составляет

в )т

в )1ШЕ

И 3,0.

10 15 20 25 30 35

Температура воды начальная, °С

Расчетная зависимость температурит » напора, развиваемою я маслоохладителе, от начальной температуры охлаждающей воды

Расчетная зависимость расхода охлаждающей воды от темпсразурного напор», достигаемого в маслоохладителе

Рис. 2. Зависимость расхода охлаждающей воды и начальной температуры воды от температурного напора, развиваемого в маслоохладителе

В связи с тем, что расход вязкой среды через теплообменник в течение года фактически остается неизменным, а колебания расхода охлаждающей воды оказываются значительными, сезонные колебания гидравлических потерь по стороне воды могут иметь существенное влияние на расчетные показатели эффективности теплообменника в рассматриваемые периоды его эксплуатации.

Анализ эффективности работы теплообменника с учетом сезонного колебания температур (рис. 3) производился на основе теплогидравлического

расчета теплообменников по традиционной методике [3-5] с помощью энергетического коэффициента М.В. Кирпичёва, определяемого соотношением [5]

А0 =

К • Д^

К*/*;)

I=1

где N =(ДР|- • О)/рг- - мощность, затрачиваемая на транспортировку через теплообменник г'-го теплоносителя, кВт; Др - потери давления при транспортировке г-го теплоносителя, Па; р- - плотность г-го теплоносителя, определенная по его средней температуре в теплообменнике, кг/м3; ^ - площадь теплообмена со стороны г'-го теплоносителя, м2; г' - индекс, указывающий на тип теплоносителя: г' =1 - сторона воды; г' = 2 - сторона вязкой охлаждаемой жидкости.

На рис. 3 представлены графические зависимости от А0 = / (Д/1 ).

Рис. 3. Зависимость эффективности теплообменника-охладителя от температурного напора.

Обозначения соответствуют таблице

Как видно из рис. 3, эффективность теплообменника в течение года существенно меняется. Относительное расхождение между минимальным и максимальным значениями энергетического коэффициента для выбранных теплообменников достигает

(Е0 )п

= 3,1 -7,0.

Конфигурация трубного пучка оказывает значительное влияние на эффективность теплообменника. Наиболее высокие показатели продемонстрировали теплообменники типов 2 и 5, энергетический коэффициент для которых оказался в 1,7-2,3 раза выше по сравнению с показателем, рассчитанным для базовой гладкотрубной модели (тип 1 в табл. 1).

Выводы

1. Сезонные колебания температуры охлаждающей воды оказывают существенное влияние на теплогидравлические показатели теплообменников© Проблемы энергетики, 2009, № 5-6

охладителей вязких сред и на эффективность их работы. Относительный рост энергетического коэффициента в зимний период для рассмотренных типов теплообменников достигает 7-кратных значений по сравнению с его минимумом, наблюдаемым в летний период.

2. Интенсификация теплообменных поверхностей способствует повышению эффективности работы аппарата в течение года, невзирая на сезонные колебания гидравлических потерь по стороне воды. Рост эффективности достигает 1,7—2,3-кратных значений по сравнению с базовым гладкотрубным типом теплообменника (тип 1 в табл.1). Лучшие показатели имеет интенсификатор в форме низкого накатного оребрения (тип 2) и термосифонный теплообменник (тип 5).

Summary

The influence of seasonal variations of cooling water on viscous heat-exchangers operating efficiency was considered. Liquid-liquid heat-exchangers and thermosyphon heat-exchangers were selected as an object of the research. With the aid of the analysis of pollution sediment activity rating was made. The guidelines of optimal selection were given.

Key words: thermal hydraulic efficiency, viscous heat-exchangers, water cooling, seasonality.

Литература

1. Теплообменники вязких жидкостей, применяемые на электростанциях /

B.А. Пермяков, Е.С. Левин, Г.В. Дивова. Л.: Энергоатомиздат, 1983.

2. Рябчиков А.Ю. Обобщение опыта совершенствования кожухотрубных теплообменных аппаратов паротурбинных установок в условиях эксплуатации. / А.Ю. Рябчиков, Ю.М. Бродов, К.Э. Аронсон // Электрические станции. 2005. № 11.

C. 33-38.

3. Бажан П.И., Каневец Г.Е., Селиверстов В.М. Справочник по теплообменным аппаратам. М.: Машиностроение, 1989.

4. Назмеев Ю.Г., Конахина И.А. Организация энерготехнологических комплексов в нефтехимической промышленности. М.: Издательство МЭИ, 2001.

Поступила в редакцию 27января 2009 г.

Воропаев Андрей Николаевич - аспирант кафедры «Промышленная теплоэнергетика» Казанского государственного энергетического университета (КГЭУ). Тел. 8 (843) 519-42-56. Email: uhanovk@mail.ru.

Уханов Кирилл Вадимович - аспирант кафедры «Промышленная теплоэнергетика» Казанского государственного энергетического университета (КГЭУ). Тел.: 8 (843) 519-42-56; 8-951-0628527.