Авторы: Г.С. Маршалова, А.Б. Сухоцкий (Белорусский государственный технологический университет).

Опубликовано на портале «Химическая техника», апрель 2019

Аппараты воздушного охлаждения являются эффективными промышленными теплообменниками, широко распространенными в различных отраслях промышленности, методам интенсификации которых посвящено множество работ. При этом перспективным направлением повышения экономичности эксплуатации аппаратов является применение смешанной конвекции, организованной с помощью установки над трубным пучком вытяжной шахты.

В данной статье представлена методика проведения инженерного расчета аппарата воздушного охлаждения с вытяжной шахтой, целью которого является определение температуры окружающей среды, при которой возможна эксплуатация аппарата с выключенным вентилятором при сохранении требуемого отвода теплоты.

Проведен расчет четырехрядного аппарата для охлаждения природного газа с вытяжной шахтой и получено, что в зависимости от климатических условий применение смешанной конвекции воздуха позволяет снизить затраты на электрическую энергию на 4060% по сравнению с режимом вынужденной конвекции и на 1520% по сравнению с режимом свободной конвекции.

Аппараты воздушного охлаждения (АВО) являются эффективными промышленными теплообменниками, которые получили распространение в различных отраслях промышленности, где есть необходимость в использовании экологически чистых технологий охлаждения сред или при нехватке либо высокой стоимости получения очищенной воды. По оценкам авторов работы [1], в настоящее время в России эксплуатируется около 52 000 АВО с установленной мощностью привода вентиляторов около 2,1×106 кВт. Широкое применение АВО нашли в химической, нефтехимической, газовой, целлюлозно-бумажной промышленности [2], в энергетике [3], в системах отопления зданий и сооружений [4], атомной [5] и возобновляемой энергетике [6]. Таким образом, спрос на аппараты воздушного охлаждения в ближайшее время будет возрастать при улучшении показателей надежности, экономичности и эксплуатационных характеристик.

Интенсификации эксплуатации аппаратов воздушного охлаждения посвящено большое количество научных трудов. Авторами трудов [7, 8] проведена оптимизация работы вентиляторов, в работе [9] осуществлялось совершенствование конструкции ребер аппаратов, оптимизации воздушного тракта посвящены труды [10, 11], эффективности использования жалюзийных устройств – работа [12], внедрению двухступенчатого охлаждения – [13], выбору оптимальной конструкции диффузора – [14], применению различных способов регулирования – [15].

В работе [16] отмечается, что для расчета необходимой площади теплообменной поверхности АВО используется средняя для района температура воздуха в 13 ч наиболее жаркого месяца, поэтому большую часть времени теплообменники функционируют с большим запасом площади. При этом вентиляторы также чаще всего эксплуатируются в номинальном режиме, а затраты на электроэнергию, потребляемую электродвигателями вентиляторов, являются основными эксплуатационными затратами АВО. В связи с этим перспективным направлением повышения экономичности эксплуатации АВО является периодическое выключение вентиляторов при достаточно низких температурах воздуха, т.е. применение естественной тяги воздуха через теплообменные секции вместо вынужденной. В работе [17] отмечается, что при расчетной температуре воздуха и отключенных вентиляторах обеспечивается до 20–30% номинальной тепловой нагрузки аппарата, а при температурах ниже минус 25 °С обеспечивается полная номинальная нагрузка.

При оснащении АВО дополнительными устройствами, усиливающими тягу, их теплопроизводительность может быть сохранена и при более высоких температурах окружающего воздуха без потребления электроэнергии приводом вентилятора [17]. Одним из таких устройств является устанавливаемая над теплообменным пучком вытяжная шахта, которая способствует интенсификации теплообмена за счет дополнительного усиления свободного движения воздуха подъемными силами. При этом вклад в теплоотдачу свободной и вынужденной конвекции сопоставим. Такой режим теплоотдачи называется смешанной конвекцией [18].

Следует отметить, что аппараты воздушного охлаждения используются в составе технологических установок и линий, где существует необходимость строгого соблюдения температурных режимов и промежуточное недоохлаждение способно вызвать существенное снижение производительности и причинить экономический ущерб по сравнению с экономией энергии. В связи с этим существует необходимость обеспечения точного регулирования температурных режимов воздухоохлаждаемых теплообменников, которая напрямую зависит от достоверных данных по теплообмену для ребристых пучков в условиях смешанной конвекции.

В настоящее время в справочной научно-технической литературе [19] отсутствуют расчетные уравнения для смешанно-конвективного теплообмена для шахматных пучков труб с оребрением. Авторам известны немногочисленные публикации, посвященные исследованиям этого вопроса. В работе [20] изучался теплообмен при естественной циркуляции воздуха в модели четырехрядного воздушного конденсатора с вытяжной шахтой. Эксперименты проводились на биметаллических трубах с накатными спиральными ребрами φ = 23,19. В работе [21] проводились исследования систем воздушно-водяного охладителя в режиме естественной конвекции с вытяжным устройством. В работе [22] изучалось влияние цилиндрического вытяжного устройства на аэродинамическую характеристику вентилятора.

В данных работах авторы пришли к единому мнению об эффективности использования вытяжной шахты. Однако имеющихся зависимостей недостаточно для разработки методики тепловых и аэродинамических расчетов аппаратов воздушного охлаждения с вытяжной шахтой.

Целью работы является представление инженерного метода теплового расчета АВО с вытяжной шахтой при отводе теплоты от охлаждаемого рабочего тела смешанно-конвективной теплоотдачей воздуха.

Надежность метода расчета обеспечена применением индивидуальных уравнений подобия для расчета смешанно-конвективной теплоотдачи воздуха для биметаллической ребристой трубы (БРТ) стандартизированных АВО и конкретных компоновочных параметров пучка из БРТ в теплообменных секциях.

В связи с этим нами разработана методика экспериментального определения коэффициента теплоотдачи при смешанной конвекции воздуха шахматных пучков из БРТ АВО и выполнен обширный цикл исследований [23–29] для получения частных уравнений подобия. Результаты этих наработок явились теоретической базой для создания инженерного метода теплового расчета АВО в энергосберегающем режиме. Достоверность и точность получаемых значений рассчитываемых параметров обусловлена применением собственных опытных данных, большинство которых получены впервые.

Для расчета аппарата воздушного охлаждения с вытяжной шахтой, работающего в режиме смешанной конвекции, т. е. при полностью отключенном приводе вентилятора, исходными величинами являются параметры охлаждаемого теплоносителя: массовый расход G1, кг/с, температура на входе  и выходе  из аппарата, °С; теплофизические свойства теплоносителя; геометрические параметры оребренных труб; компоновочные характеристики пучков теплообменных секций и конструктивных узлов аппарата — поперечный S1 и продольный S2 шаг труб в пучке, м; число поперечных рядов труб z; число теплообменных секций, число труб в секции.

Искомой величиной является температура наружного воздуха t0, °С, при которой обеспечивается охлаждение продукта до конечной температуры .

Основой решения задачи является уравнение теплопередачи аппарата

где Q — тепловой поток; Вт; k – коэффициент теплопередачи; Вт/(м2∙К); F — площадь поверхности оребрения, м2; Dtср – средний температурный напор между теплоносителем и воздухом, °С.

Инженерная методика теплового расчета состоит из следующего порядка выполнения операций.

  1. Для расчета аппаратов, работающих без изменения агрегатного состояния теплоносителя, уравнение теплового потока имеет вид

где c1 – удельная средняя массовая изобарная теплоемкость охлаждаемого теплоносителя, кДж/(кг×К).

При изменении агрегатного состояния охлаждаемого теплоносителя используется формула

где h1 ,h1– энтальпия охлаждаемого теплоносителя соответственно на входе и выходе, Дж/кг.

2. Задается температура наружного воздуха t0, °С.

3. Вычисляется средняя температура охлаждаемого теплоносителя как среднеарифметическая

4. Коэффициент теплоотдачи от оребренной поверхности к наружному воздуху складывается из конвективной αк и лучистой αл теплоотдачи:

5. Для смешанной конвекции средний приведенный коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле

где λ— коэффициент теплопроводности воздуха, Вт/(м×К); Nu — число Нуссельта для воздуха.

6. Предварительно принимаем, что температура поверхности БРТ у основания ребер равна средней температуре охлаждаемого теплоносителя tст = t1.

7. Средний температурный напор

8. Рассчитывается число Грасгофа

где β = 1/(t0 + 273) — коэффициент температурного расширения воздуха, °С1; n — коэффициенты кинематической вязкости, м2/с; g = 9,81 м2/с — ускорение свободного падения.

Теплофизические свойства воздуха для расчета чисел подобия критериального уравнения вида Nu = f(Gr) и коэффициента теплоотдачи αк находятся по температуре окружающей среды t0.

9. С помощью уравнения подобия применительно к пучку аппарата воздушного охлаждения, работающего в режиме смешанной конвекции, вычисляют число Nu:

где H – высота вытяжной шахты, м; χ – коэффициент загромождения оребренными трубами поперечного сечения пучка для прохода воздуха; χш = fотв/fсж – коэффициент сужения площади сечения выходной шахты по отношению к сжатому сечению пучка, fотв= π∙dотв2/4 – площадь выходного отверстия вытяжной шахты, м2; fсж – площадь сжатого сечения пучка, м2; dэ – эквивалентный диаметр сжатого поперечного сечения пучка:

где χ ‑ коэффициент загромождения оребренными трубами поперечного сечения пучка для прохода воздуха вычисляется по формуле [2]

С помощью вычисленного значения Nu по формуле (6) находят средний коэффициент теплоотдачи пучка при смешанной конвекции.

Уравнение (9) действительно в интервале изменения Gr = 26 000…400 000, H/dэ = 142…580, χш = 0,14…0,75.

10. Расчет коэффициента теплоотдачи излучением αл, Вт/(м2×К) для аппаратов воздушного охлаждения с вытяжной шахтой производится на основании разработанной А.В. Самородовым методики [16].

11. Вычисляют по известным зависимостям коэффициент теплоотдачи α1, Вт/(м2×К), от охлаждаемого теплоносителя (технологического продукта) к внутренней поверхности несущей трубы.

12. На основании рекомендаций [2] назначается значение контактного термического сопротивления Rк, (м2×К)/Вт, для типа БРТ, примененной в рассчитываемом аппарате.

13. Коэффициент теплопередачи, отнесенный к полной площади поверхности оребрения, для биметаллической круглой трубы рассчитывается по формуле из работы [2]:

где δст, δа – толщина стенки соответственно несущей трубы и алюминиевой оболочки, м; λст, λа – коэффициент теплопроводности соответственно материала несущей трубы и алюминиевой оболочки, Вт/(м×К); R1, R2 – термическое сопротивление загрязнений с внутренней стороны несущей трубы и со стороны оребрения, (м2×К)/Вт.

14. Площадь поверхности оребрения аппарата

где l – длина БРТ между трубными решетками теплообменной секции, м; n – число труб в аппарате.

15. По формуле (1) находят расчетную тепловую нагрузку Qр аппарата, Вт

16. Уточняют температуру поверхности трубы по основанию ребер со стороны воздуха

Если уточненная температура tст будет отличаться от принятого ранее значения более чем на 1,5…2 °С, то расчет необходимо повторить, уточнив температуру стенки

17. Вычисляется невязка теплового потока

где Qб – тепловой поток, вычисленный по уравнению (2) или (3) теплового баланса.

Если δQ > 1 %, то необходимо переназначить значение температуры t0 и повторить расчет. Если δQ ≤ 1%, то расчет считают оконченным.

Исходные данные к расчету аппарата воздушного охлаждения природного газа с вытяжной шахтой: G1 = 25 кг/с, температура на входе t1= 70°С и выходе из аппарата t1«= 45°С; теплофизические свойства теплоносителя; геометрические параметры оребренных труб; температура охлаждающего воздуха на входе, t2= 30 °С; частота вращения колеса вентилятора ω =425 об/мин; угол установки лопастей β = 20°; мощность вентилятора N = 37 кВт.

Применяется аппарат типа АВГ с поверхностью охлаждения из биметаллических ребристых труб с накатными алюминиевыми ребрами и несущими трубами из стали 10 (ГОСТ 550–75). Основные технические характеристики теплообменных секций и трубного пучка аппарата: число теплообменных секций zc = 2; число поперечных рядов труб в секции z = 4; число ходов по трубам zx = 1; число труб в аппарате n = 244; длина оребренных труб l = 8 м; поперечный S1 = 58 м и продольный S2 = 50,5 мм шаг установки труб; наружный диаметр несущей трубы dн = 25 мм; внутренний диаметр несущей трубы dвн = 21 мм; толщина стенки несущей трубы δст = 2 мм; диаметр трубы у основания оребрения d0 = 26,4 мм; диаметр трубы на торцах оребрения d = 56,8 мм; высота ребра h = 15,2 мм; шаг ребра s = 2,43 мм; средняя толщина ребра Δ = 0,55 мм. Над теплообменной секцией устанавливается вытяжная шахта следующих параметров: высота H = 5,1 м; диаметр выходного отверстия dш = 5,85 м.

Целью расчета является определение максимальной температуры наружного воздуха t0, при которой возможна работа аппарата с обеспечением номинальной нагрузки Q с отключенным приводом одного из вентиляторов при установке над теплообменным пучком вытяжной шахты.

Расчет аппарата выполнен последовательно для двух частей: горячей (над вентилятором №1), работающей при смешанной конвекции охлаждающего воздуха, для чего над теплообменным пучком установлена вытяжная шахта, и холодной (над вентилятором №2), работающей при вынужденной конвекции воздуха. Предпочтительно отключать именно вентилятор №1, поскольку в первой половине по длине трубных секций температура стенки выше, а значит и больше тепловой поток, передаваемый смешанной конвекцией.

Тепловой расчет в режиме смешанной конвекции предполагает следующие упрощения. Условно считается, что охлаждаемая среда, пройдя горячую часть, полностью перемешивается и на входе в холодную часть имеет равномерную температуру tп. Потоки воздуха горячей и холодной частей аппарата не перемешиваются.

При расчете теплоотдачи в холодной части аппарата, работающем при вынужденной конвекции, считаются независимыми от температуры наружного воздуха и принимаются постоянными по предварительным расчетам согласно методике [31] следующие величины: коэффициент теплопередачи k = 24,73 Вт/(м2×К), расчетный объемный расход воздуха через один вентилятор Vр = 83,3 м3/с; теплоемкость воздуха с2 = 1005 Дж/(кг×К), коэффициент теплоотдачи со стороны природного газа α1 = 1545 Вт/(м2×К); термическое сопротивление загрязнений со стороны природного газа R1 = 0,00018 м2×К/Вт, со стороны охлаждающего воздуха R2 = 0,0006 м2×К/Вт, КТС Rк = 0,00016 м2×К/Вт.

Расчет проведен методом последовательных приближений, при котором перезаданием температур t0 и tп в конечном итоге получено значение тепловой нагрузки (теплового потока) аппарата равное расчетному значению Q = 1 680 000 Вт.

Окончательно принято t0 = 13,4 °С, tп = 66,5 °С.

Тепловой поток горячей части вычисляется по формуле (2):

Средняя температура газа в горячей части – по формуле (4):

Принято предварительно tст = 68,25 °С.

Число Грасгофа находим по формуле (8):

где β= 0,00349°С1; n = 14,48×106 м2/с при температуре воздуха t0 = 13,4°С.

Число Нуссельта по формуле (9)

Средний приведенный коэффициент теплоотдачи конвекцией вычисляют по формуле (6)

где λ = 0,0025 Вт/(м К) при температуре воздуха t0 = 13,4 °С.

Коэффициент теплоотдачи излучением применительно к пучку оребренных труб рассчитан по методике [16]:

Теплоотдача от оребренной поверхности будет включать теплоотдачу конвекцией и излучением, согласно формуле (5):

Коэффициент теплопередачи горячей части по формуле (12)

Средний температурный напор горячей части

Расчетный тепловой поток горячей части

Уточненная температура стенки горячей части со стороны оребрения по выражению (14)

Уточненная температура соответствует ранее принятой tст = 68,25 °С.

Невязка по горячей части

Так как расчеты значений теплового потока отличаются менее чем на 1%, перезадаваться температурой tп не требуется.

Тепловой поток холодной части

Температура воздуха на выходе из холодной части аппарата

где ρ0 = 1232 кг/м3 − плотность наружного воздуха при температуре t0.

где tб, ∆tм – максимальная и минимальная разность температур теплоносителя и воздуха на входе и выходе холодной части аппарата.

Вспомогательные температурные коэффициенты [30]

Поправочный коэффициент εΔt = f (P’,R’) к температурному напору находим по работе [30] для числа ходов теплоносителя z1 = 1 по трубному пространству: εΔt = 0,97. Средний температурный напор по холодной части аппарата

Расчетный тепловой поток холодной части аппарата в соответствии с формулой (1)

Невязка по холодной части

Видно, что расчеты значений теплового потока отличаются менее чем на 1%, поэтому перезадаваться температурой t0 не требуется.

Таким образом, при снижении температуры наружного воздуха до t0 = 13,4 °С в аппарате может быть отключен вентилятор №1 при сохранении исходного отводимого теплового потока, но с получением соответствующей экономии электроэнергии на привод вентиляторов.

Для сравнения эксплуатации АВО при смешанной конвекции с режимами вынужденной, свободной для этих режимов были проведены расчеты по методикам соответственно [2] и [1]. Для режима свободной конвекции было получено, что отключение одного вентилятора возможно при температуре окружающего воздуха не более 9 °С. Установлено, что в зависимости от климатических условий при эксплуатации аппаратов воздушного охлаждения в режимах свободной и смешанной конвекции экономия электрической энергии составляет 2 соответственно 0–35% и 40–60%. При этом применение смешанной конвекции позволяет увеличить эффективность работы аппарата на 15–20% по сравнению с режимом свободной конвекции.

Список литературы

  1. Кунтыш В.Б. и др. Инженерный метод теплового расчета аппарата воздушного охлаждения в режиме свободно-конвективного теплообмена // Химическое и нефтегазовое машиностроение. 2013. №12. С. 3–6.
  2. Основы расчета и проектирования теплообменников воздушного охлаждения. Справочник / под ред. А.Н. Бессонного, В.Б. Кунтыша. СПб.: Недра, 1996. 512 с.
  3. Мильман О.О., Федоров В.А. Воздушно-конденсационные установки / М.: Изд-во МЭИ, 2002. 208 с.
  4. Теплотехника, отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха / В.М. Гусев и др. Л.: Стройиздат, 1981. 343 с.
  5. Зорин В.М. Атомные электростанции: уч. Пособие. М.: Изд. дом МЭИ, 2012. 672 с.
  6. 6. Васильев В.А., Ильенко В.В. Разработка опытной модульной электростанции для европейской части России // Теплоэнергетика. 1993. № 4. С. 30–33.
  7. Калинин А.Ф., Фомин А.В. Оценка эффективности работы вентиляторов нового поколения для АВО типа 2АВГ-75 // Нефть, газ и бизнес. 2011. № 2. С. 57–60.
  8. Васильев Ю.Н., Гриценко А.И., Нестеров В.И. Повышение эффективности теплообменных аппаратов // Нефтяное хозяйство. 1992. № 5. С. 93–95.
  9. Кунтыш В.Б. и др. Основные способы энергетического совершенствования аппаратов воздушного охлаждения // Химическое и нефтегазовое машиностроение. 1997. № 4. С. 43–44.
  10. Шайхутдинов А.З., Лифанов В.А., Маланичев В.А. Современные АВО-газа – ресурс энергосбережения в газовой отрасли // Газовая промышленность. 2010. № 9. С. 40–41.
  11. Аксѐнов П.А. и др. Аппараты воздушного охлаждения нового поколения. Оптимальное сочетание параметров теплообменного блока и вентиляторной установки. Снижение энергопотребления аппарата и удобство его эксплуатации // Нефтегаз. 2003. № 2. С. 109–111.
  12. Давлетов К.М. и др. Физическая модель и общая математическая постановка задачи исследования теплоаэродинамических характеристик аппарата воздушного охлаждения с внешней рециркуляцией воздуха в режимах жалюзийного регулирования // Геология, бурение, разработка и эксплуатация газовых и газоконденсатных месторождений. 2006. № 4. С. 53–56.
  13. Астафьев Е.Н., Давлетов К.М., Игнатьев М.П. Анализ выбора вариантов комплектации аппаратов воздушного охлаждения дожимных компрессорных станций при разработке месторождений Крайнего Севера // Наука и техника в газовой промышленности. 2006. № 4. С. 42–48.
  14. Аксютин О.Е. и др. Снижение энергозатрат на охлаждение природного газа в АВО КС // Газовая промышленность. 2009. №2. С. 74–76.
  15. Аршакян, И.И. Повышение эффективности работы установок охлаждения газа // Газовая промышленность. 2006. № 12. С. 52–55.
  16. Самородов, А.В. Совершенствование методики теплового расчета и проектирования аппаратов воздушного охлаждения с шахматными оребренными пучками. Дис. … канд. техн. наук. Архангельск, 1999. 176 с.
  17. Пат. 9446 Респ. Беларусь, МПК 7 F 24 F 3/00, F 28 D 1/00. Аппарат воздушного охлаждения:
  18. Гебхарт Б. и др. Свободно-конвективные течения, тепло- и массообмен. Пер. с англ. М.: Мир, 1991. 528 с.
  19. Мартыненко О.Г., Соковишин Ю.А. Свободно-конвективный теплообмен. Справочник. Минск: Наука и техника, 1982. 400 с.
  20. Мильман О.О. Экспериментальное исследование теплообмена при естественной циркуляции воздуха в модели воздушного конденсатора с вытяжной шахтой // Теплоэнергетика, 2005. № 5. С. 16–19.
  21. Васильев Ю.Н. Марголин Г.А. Системы охлаждения компрессорных и нефтеперекачивающих станций. М.: Недра, 1977. 222 с.
  22. Габдрахманов А.А. Повышение эффективности эксплуатации аппаратов воздушного охлаждения на магистральных газопроводах. Дис. … канд. техн. наук. Уфим. гос. нефт. техн. ун. 2007. 217 с.
  23. Сухоцкий А.Б., Фарафонтов В.Н., Филатов С.О., Сидорик Г.С. Разработка стенда и исследование свободной конвекции одиночной трубы при различных углах наклона // Труды БГТУ. Сер. 1. Лесн. хоз-во, природопольз. и перераб. возоб. рес. 2017. № 1. С. 169–174.
  24. Сухоцкий, А.Б., Сидорик Г.С. // Интенсификация свободной конвекции в однорядном оребренном пучке в аппаратах воздушного охлаждения // Труды БГТУ. Серия 2. Хим. технол., биотехн., геоэколог. 2017. № 1. С. 68–74.
  25. Сухоцкий, А.Б., Сидорик Г.С. Повышение энергоэффективности теплообменников воздушного охлаждения // Экология и промышленность. 2017. № 2. С. 72–77.
  26. Сухоцкий, А.Б., Сидорик Г.С. Исследование смешанно-конвективной теплоотдачи однорядных воздухоохлаждаемых теплообменников при различных поперечных шагах установки труб // Изв. вузов. Проблемы энергетики. 2017. № 19. С. 3–11.
  27. Сухоцкий, А.Б., Сидорик Г.С. Экспериментальное исследование и обобщение интенсифицированной конвективной теплоотдачи однорядных пучков ребристых труб в потоке воздуха // Энергетика. Известия высших учебных заведений и энергетических объединений СНГ. 2017. Т. 61. № 6. С. 552–563.
  28. Сидорик Г.С. Интенсификация теплоотдачи двухрядных пучков воздухоохлаждаемых теплообменников // Международная молодёжная научная конференция «XXIII Туполевские чтения (школа молодых ученых)». 8–10 ноября 2017 года. Казань: Изд-во Академии наук РТ, 2017. Т. 1. С. 961–967.
  29. Пат. №0300311. МПК F28D 7/00 (2006.01) F28F 9/22(2006.01). Аппарат воздушного охлаждения.
  30. Кунтыш В.Б., Кузнецов Н.М. Тепловой и аэродинамический расчеты оребренных теплообменников воздушного охлаждения. СПб.: Энергоатомиздат, 1992. 280 с.
  31. Кунтыш В.Б. и др. Примеры расчетов нестандартизованных эффективных теплообменников / Под ред. В.Б. Кунтыша и А.Н. Бессонного. СПб.: Недра, 2000. 300 с.