Совершенствование теплогидравлических процессов в каналах насадок доменных воздухонагревателей тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.16.02, кандидат технических наук Редников, Сергей Николаевич

• Редников, Сергей Николаевич
• кандидат технических наук
• 1998

Оглавление диссертации кандидат технических наук Редников, Сергей Николаевич

Введение.

1. Процессы тепло-массообмена в доменных воздухонагревателях 13 1.1 Основные показатели эффективности тепловой работы воздухонагревателей

1.2. Основные конструктивные особенности воздухонагревателей современных доменных печей

1.3. Режимные особенности тепло-массообменных процессов в воздухонагревателях

1.4. Показатели эффективности службы, стойкость тракта горячего дутья и воздухонагревателей

1.5. Выводы

2. Анализ типов применяемых насадок

2.1. Насадки с кирпичными каналообразующими элементами

2.2. Насадки блочного типа

2.3. Насадки с насыпными элементами

2.4. Комбинированные виды насадок

2.5. Особенности форм каналов насадок

2.6. Анализ состояния исследований теплообменных и гидравлических характеристик каналов сложной формы применяемых в насадках регенеративных доменных воздухонагревателей

2.7. Выводы

3. Математическое моделирование течения в канале . 65 3.1 .Основные допущения принятые для рассмотрения течения в каналах

3.2. Применяемые системы уравнений для описания течения в каналах

3.3. Алгебраические модели турбулентности

3.4. Дифференциальные модели турбулентности

3.5. Некоторые особенности в определении турбулентного числа Прандтля

3.6. Выводы

4. Применение разработанной математической модели для определения эффективности различных форм насадок

4.1 Определение температурных полей в насадке воздухонагревателей

4.2 Использование математической модели для определения коэффициентов теплоотдачи и гидравлического сопротивления канала переменного сечения при наличии турбулизирующих элементов

4.2.1. Режим ламинарный

4.2.2. Режим течения турбулентный

4.2.3. Некоторые методы преобразования сеток

4.2.4. Применяемые конечно разностные схемы

4.3. Результаты расчётов

4.4. Выводы

5. Анализ результатов математического моделирования теплообмена гидродинамики в насадках

5.1. Гладкий щелевой канал постоянного сечения

5.2. Каналы со ступенчатым изменением проходного сечения

5.3. Каналы с чередованием конфузорно диффузорных участков

5.4. Выводы 124 Заключение 125 Список использованных источников 127 Приложения

Сложность, высокая стоимость, а в ряде случаев и невозможность нагрева значительных объёмов газов до высоких температур в рекуперативных установках, обуславливает применение регенеративных аппаратов для высокотемпературного нагрева теплоносителей. В свою очередь, повышение температур нагрева предъявляет высокие требования к надёжности и экономичности работы этих устройств, выдвигает задачи разработки новых, более эффективных конструкций отдельных элементов, совершенствования режимных параметров. Это затруднительно без наличия достаточно надёжных методов предварительного определения теплошдравлических характеристик каналов и температурных полей аппаратов.

Вероятно, данная ситуация сохранится и в ближайшем будущем, что в свою очередь требует продолжения работ над совершенствованием конструкции воздухонагревателей и их элементов, определения оптимальных режимов работы аппаратов. теплообмена методами математического моделирования, разработка методов предварительного определения теплошдравлических характеристик каналов насадок аппаратов, анализ и выработка мероприятий, позволяющих повысить эффективность работы насадки воздухонагревателей.

Последнее является достаточно актуальным, так как может уменьшить затраты на эксплуатацию воздухонагревателей, на разработку новых, более эффективных форм каналов и может найти применение в других отраслях промышленности.

Рассматривая преимущественно доменные регенеративные воздухонагреватели, необходимо отметить, что за прошедшие годы значительно повысились основные показатели работы данных теплообменников. Так, температура нагрева дутья возросла с 850°С в 50-х годах до 1200-1300°С в воздухонагревателях доменных печей передовых заводов страны, также несопоставимо возросли ж объёмы дутья нагреваемого в отдельных аппаратах» Это не могло не сказаться на конструкции рассматриваемых теплообменников. Усилия конструкторов и исследователей в этой области направлены на дальнейшее увеличение температуры дутья и длительности безаварийной работы аппаратов, снижение стоимости нагрева единицы объёма дутья до заданной температуры.

Несмотря на длительную историю развития доменных воздухонагревателей,, и в современных аппаратах можно выделить основные элементы, сохранившие то же назначение, что и в аппаратах первичной конструкции. Как правило, и современные доменные воздухонагреватели включают в свой состав газовую горелку, камеру сгорания, теплоаккумулиругощий элемент — насадку, поднасадочное устройство, купол, кожух, оснащённый теплозащитой, либо систему кожухов, заключающих отдельные элементы установки (см рис» 1).

Камера сгорания предназначена для сжигания газовой смеси после горелки. Как правило, камера сгорания представляет собой теплоизолированную трубчатую конструкцию, имеющую постоянную форму по высоте насадки. Сечение камер горения различно, наиболее часто встречающиеся формы ■—-эллипс и круг. Выбор той или иной формы и конструкции камеры сгорания во многом определяется стремлением разработчиков снизить термические напряжения, возникающие в кладке камеры горения в результате смены циклов нагрева и охлаждения, желанием уменьшить воздействие напряжений, обуславливаемых несовпадением температур материала насадки и камеры горения, а также необходимостью свести к минимуму явления крипа, обуславливаемого деформацией огнеупоров под воздействием высоких температур и давлений.

Во многом сходные цели преследуют и разработчики новых нетрадиционных компоновок аппаратов, пытаясь снизить воздействие вредных факторов и добиваясь при этом роста температуры дутья и увеличения межремонтной длительности работы доменных воздухонагревателей.

При традиционной компоновке камера горения и насадка заключаются в единый кожух. Достоинством такой компоновки несомненно является высокая плотность компоновки аппарата. Однако наличие в одном корпусе камеры горения и насадки, работающих в разных условиях по температуре, приводит к возникновению значительных напряжений в кладке. Данный процесс усугубляется соседством наиболее нагретых зон камеры горения со среднетемпературньши зонами насадки.

Выход из данной ситуации обычно ищется в тщательном подборе огнеупоров по высоте камеры горения, в использовании конструктивных решений, снижающих взаимное влияние насадки и камеры горения, в обеспечении теплового зазора, постановкой разделительных слоев и т. д. Одним из наиболее эффективных путей, по мнению ряда авторов [66,18], является снижение высоты камеры сгорания и насадки. Несколько снижает проявление вредных факторов установка горелки соосно с камерой сгорания, а также перенос высокотемпературной зоны в верхнюю часть камеры горения [82]. Частично устранить недостатки воздухонагревателей с внутренней камерой горения предполагалось переносом горелки с периферии на ось аппарата [58]. Однако усложнение конструкции, неполное устранение недостатков, присущих традиционной компоновке, сдерживает создание и использование подобных установок.

Попытка радикально избавиться от недостатков традиционной компоновки с внутренним расположением камеры горения привела к разработке воздухонагревателей с выносной камерой сгорания. Так, при данной компоновке полностью исключается возможность появления прямого перетока продуктов сгорания через трещины в камере горения в каналы насадки. Устраняется возможность разрушения насадки вследствие наклона камеры горения. Всё это обуславливается наличием двух кожухов: одного. ограничивающего насадку, другого — камеру горения. Кроме того, применение данной компоновки в ряде случаев позволяет уменьшить металлоёмкость аппарата, так как диаметр кожуха насадки, а, следовательно, и толщина стенок кожуха воздухонагревателя с выносной камерой горения, должна быть меньше диаметра кожуха нагревателя с внутренней камерой горения, при равных значениях площади сечения насадки и сопоставимых рабочих давлениях. Применение компоновки с выносной камерой горения позволяет улучшить условия функционирования камеры горения и насадки, что создаёт предпосылки для увеличения температуры продуктов сгорания. В связи с этим, возникает возможность получения более высокой температуры дутья. Но необходимо отметить, что и компоновка с выносной камерой горения имеет свои недостатки.

Одним из наиболее крупных недостатков воздухонагревателей с выносной камерой горения является значительное усложнение конструкции купола аппарата, необходимость обеспечивать высокую надёжность этого элемента конструкции при условии воздействия высоких температур и наличия разности температур кожуха насадки и кожуха камеры горения. Последнее требует принятия мер для предотвращения возникновения значительных температурных напряжений.

Обычно для этой цели применяют компенсаторы. Наибольшее распространение в аппаратах с выносной камерой горения получили компенсаторы сильфоннош типа, устанавливаемые на кожухе камеры горения под куполом, а также гидравлические компенсаторы под камерой горения [82]. Распространены и другие конструктивные решения, уменьшающие проявление нежелательных эффектов: подбор слоев теплозащиты, использование, установка деформируемых прослоек [17,82] и т.д.

Попытки дальнейшего улучшения характеристик привели к разработке компоновок бесшахтных воздухонагревателей. При применении этой схемы предполагается сжигать газ частично или полностью в подкупольном пространстве и форкамерах. Применение данной компоновки позволяет увеличить объем насадки при сохранении габаритов установки. При высоких потенциальных возможностях данной компоновки многие разработчики подобных конструкций сталкиваются с рядом сложностей, связанных с сжиганием больших объемов газа в малых объёмах подкупольного пространства, при необходимости обеспечения равномерных температур продуктов сгорания на входе в насадку и защите купола от воздействия температурных перепадов» Большое значение оказывает здесь выбор типа и схемы расположения горелок. Значительное число разработчиков отдают предпочтение компоновкам, использующим большое число горелок малой мощности, перед конструкциями бесшахтных воздухонагревателей с одной или несколькими устройствами большой мощности для сжигания топлива» перемешивания компонентов горения и воспламенения горючей смеси в

На рис. 1 представлены различные варианты расположения горелок : в стенках купола, с форкамерой над куполом, с форкамерой, расположенной между стенкой купола и стенкой насадочной камеры. Различаются соответственно формы и конструкции куполов аппарата.

Геометрия и конструкция топливосжигающих устройств, расположенных в районе купола воздухонагревателя, должна обеспечивать равномерный прогрев стен насадки и купола при минимальном их ослаблении, а также способствовать равномерному распределению температур на входе в насадку. В силу конструктивных особенностей компоновки с совмещённой камерой в этих аппаратах наблюдалось стен, в процессе разогрева внутреннего о происходило значительное удлинение стен. При этом могло наблюдаться соприкосновение кладки купола и кожуха. Для предотвращения последнего кладка купола и кожух выполнялась с определённым зазором. Для предотвращения локальных перегревов кожуха купола высокотемпературными продуктами сгорания, проникающими в тепловой зазор через трещины в кладке, после разогрева аппарата в свободное пространство между кожухом и кладкой купола закачивался теплоизолирующий огнеупорный раствор.

Наиболее сложную конструкцию представляют купола регенеративных воздухонагревателей с выносной камерой сгорания (рис. 1). Здесь приведены

Нетрудно заметить, что для большинства из них характерна ярко выраженная несимметричность. Последнее значительно затрудняет обеспечение равнопрочное™, кроме того, как уже отмечалось выше, температурные условия работы насадки и горелки существенно отличаются, что ■ также осложняет задачу разработчиков. Во многом это обуславливает введение компенсаторов, отдельных силовых элементов. Необходимо также отметить, что в силу несимметричности куполов рассматриваемых аппаратов, сложной аэродинамики продуктов сгорания особенно опасными могут стать проявления крипа при локальных перегревах купола.

Важнейшим элементом доменного воздухонагревателя является насадка, от описания процессов теплообмена в данном элементе конструкции во многом зависит возможность получения адекватной математической модели, разрабатываемых и модернизируемых установках.

В период нагрева через канал насадки подаются высокотемпературные продукты сгорания, вырабатываемые в горелке, причём, температура продуктов сгорания на входе в каналы может поддерживаться как постоянной, так и изменяться по закону, обеспечивающему оптимальные режимы работы. При движении по каналам насадки происходит охлаждение продуктов сгорания и передача тепла к поверхности канала вглубь материала элементов насадки. В следующий, дутьевой период, через каналы насадки пропускают холодный газ (воздух), причём обычно в направлении, противоположном движению продуктов сгорания. Как правило, температура дутья на входе в насадку постоянна. Двигаясь по каналам насадки, газ нагревается, отбирая тепло, накопленное стенками элементов насадки. После окончания дутьевого периода цикл повторяется.

Немаловажное значение для эффективной работы насадки, как и любой другой высокоэффективной поверхности теплообмена, имеет тепловая схема установки, более того, схема включения теплообменника в аэродинамические потоки, так как доменный воздухонагреватель в режиме нагрева насадки имеет независимую схему. Газовая среда. — потоки воздуха и реагирующего топлива, а затем потоки продуктов сгорания, пройдя через поверхность теплообмена, эвакуируются через дымовую трубу. Аэродинамическое сопротивление в этом режиме имеет значение только для экономии внутренней энергии воздуха и топлива и может быть связано с ограничениями на потенциальную энергию продуктов горения. При ограничении на допустимое давление доменного газа воздухонагреватель с высоким гидросопротивлением будет иметь ограниченную тепловую нагрузку. Ограничения по воздуху, идущему на горение, менее жёсткие, так как всегда существует возможность замены воздухонагнетательной машины на более высоконапорнуго.

Этот принцип применим и для подачи газообразного топлива, но применение газодувок, или газовых бустерных установок осуществимо на производстве с большими ограничениями. Расположение на существующих заводах новых газобустерных установок является достаточно трудноразрешимой задачей.

В режиме нагрева дутья наличие воздухонагревательной системы с высоким аэродинамическим сопротивлением, расположенной между воздуходувкой и доменной нечьюэ снижают возможность регулирования газодинамических процессов в доменной печи. В пределе, при слишком большом увеличении аэродинамического сопротивления нагревателя.

Таким образом, задача создания насадок, обладающих достаточно приемлемыми тепловыми и гидравлическими характеристиками, с учётом задач прочности и надёжности насадки, представляется довольно сложной и проблематичной. Следует отметить, что задачи подобного рода в той или иной степени завершённости были решены в других отраслях: в химии, теплоэнергетике, ракетостроении и т.д. Использование этого опыта в металлургии было бы весьма полезно.

Компоновки регенеративных доменных воздухонагревателей.

1—горелка; 2— камера горения; 3— купол; 4— насадка; 5 —дымовой патрубок ; 6— трубопровод холодного дутья; 7— штуцер горячего дутья; 8—газопровод; 9—кожух; 10—отсекающий дросель;11—трубопровод окислителя; 12— трубопровод горючего.

Рис. 1.

Но Ш1р©щ©(е(ЕЫ тшлю-маешобмеиш в домшшыж жоздужошшгртателшж 1 о 1 „Основные показатели эффективности тепловой работы дорогостоящих коксующихся углей.

Основным фактором, определяющим потребность доменной печи в высокотемпературном дутье, является состояние тепловых, газодинамических и восстановительных процессов в печи. Система воздухонагревателей и тракт горячего дутья должны отвечать этим требованиям; в соответствии с этими соображениями эффективность тепловой работы воздухонагревателей и тракта горячего дутья можно оценить двумя показателями: максимальной температурой горячего дутья и коэффициентом полезного действия системы " воздухонагреватели—тракт горячего дутья".

С увеличением мощности доменных печей и воздухонагревателей растут размеры теплоотдающих поверхностей и количество элементов оборудования, защищаемых от перегрева водяным или испарительным охлаждением. Наиболее полный анализ потерь тепла во всех участках тракта горячего дутья и в воздухонагревателях произведён в работах [63,82], где сопоставлены результаты теоретических расчётов с данными экспериментальных измерений на высокотемпературных воздухонагревателях доменных печей ММК полезным объёмом 2014 м

Эффективность тепловой работы воздухонагревателей и тракта горячего дутья зависит от целого ряда факторов: тепловой нагрузки, ограничений по температуре продуктов сгорания на выходе из насадки, тепловых потерь - в окружающую среду и с водяным охлаждением, качества сжигания топлива и т.д. [49].

Самостоятельную роль играют также конструктивные факторы: конструкция и количество воздухонагревателей и др. система из доменных печей объёмом воздухонагревателей с тепловой мощностью села м , удельная поверхность нагрева, отнесенная к секундному объему дутья, составляет Нд=2.4*103 м2*с/м3„

Исследования ВНИИМТ позволяют оценивать влияние полной поверхности теплообмена на температуру горячего дутья, среднюю за период = Г-(Т и температурах продуктов сгорания и холодн дутья увеличение полной поверхности теплообмена Но будет сниж; параметр / и увеличивать I", причём эти изменения носят асимптотическ: характер. Эффект от увеличения поверхности нагрева в области больших сражения подтверждаются численными расчётами для

Эти сооС доменной печи ооъемом 2оии м~, выполненными для температур продуктов

1 ллаО,

I /м , или Нд от 1, ывагот (см рис. 1.1), что пр: средней за период прекращается; при этом увел: температуры горячего дутья на 36 С. Соображения относительно влияния Нд на I" соответствуют предельным условиям теплообмена в низкотемпературной части развитой поверхности теплообмена.

Из соотношения ( 1Л) с учётом зависимости параметра /от полных водяных эквивалентов потоков дутья Щц и продуктов сгорания Щт2 [82] можно определить изменение средней за период температуры горячего дутья где п =-; х — коэффициент теплообмена в насадке;

ТЧ —относительная температура продуктов сгорания на входе в насадку, здесь — температура холодного дутья.

В пределе при Но^оо соотношение (1.2 ) быстро стремится к нулю, что говорит о резком снижении эффекта от увеличения поверхности нагрева.

Интенсивность теплообмена в насадке, которую характеризует коэффициент теплообмена усиливает эффект увеличения поверхности теплообмена. То есть, в воздухонагревателях с ¡высоким % раньше будут достигнуты предельные величины в соотношении (1.2 ).

Конструктивное исполнение огнеупорной и теплоизолирующей футеровки воздухонагревателей и тракта горячего дутья оказывает существенное влияние на эффективность работы системы аппаратов и её надёжность. Роль кладки в переносе тепла от потока теплоносителей и тракта горячего дутья оказывает существенное влияние на эффективность работы системы аппаратов и её надёжность. Роль кладки в переносе тепла от потока теплоносителей в окружающую среду можно оценить по аккумулирующей способности и термическому сопротивлению теплопроводности.

Периодические колебания температуры на внутренней поверхности кладки из-за цикличности работы воздухонагревателя вызывают колебания температуры по толщине кладки. Расчёт значений температур показывает, что для высокотемпературных воздухонагревателей доменной печи 2000 м (0.45 м высокоглинозёмистого кирпича ВГО-62; 0.23 м шамота класса А; 0.102 м вермикулитовой засыпки; 0.062 м торкретбетона) верхние ярусы кладки в конце периода нагрева насадки практически достигают температуры купола 1300 °С9 охлаждаясь к концу дутьевого периода до температуры горячего

1 1 оа при движении в направлении координаты х: х = 0оехр(-х1-) где: г90 = 0.5(/тах.—максимальная кладки х=0. г0,а — полный период колебаний и коэффи: получим, что уже на глубине 0.25 м амплитуда колебаний температуры в высокотемпературной зоне не превышает 0.01 от максимальной или 0.6 °С.

Следовательно, колебания температуры на внутренней поверхности кладки затухают в огнеупорном слое, поэтому оценку качества огнеупорной и теплоизолирующей футеровки по величине тепловых потерь в окружающую воздухонагревателя при минимальнои толщине и возможности компенсации температурных напряжений должна обеспечивать минимальные тепловые потери и надёжную защиту кожуха от перегревов. Эти требования не являются тривиальными, так как отвечающий этим требованиям материал должен иметь низкий коэффициент теплопроводности, высокую огнеупорность и механическую прочность, способность без разрушений воспринимать переменные механические нагрузки.

В общем случае создание наилучшей конструкции футеровки требует решения задачи оптимизации функционала общих затрат на изготовление и эксплуатацию футеровки в течение кампании между капитальными ремонтами. Однако ряд функций нельзя пока определить в явном аналитическом виде; например, весьма сложно оценить возможность аварийной ситуации при перегреве отдельных частей кожуха, так как известны случаи аварийного разрушения кожуха при средних температурах 100°С, в то же время ряд воздухонагревателей работает длительное время при температуре кожуха, достигающей в некоторых частях 250 °С и более. теплоизоляционных материалов. Если учесть в процессе оптимизации конструкции футеровки сумму затрат по монтажу кладки, её эксплуатации и стоимость тепловых потерь [49], то оптимальная толщина футеровки может определяться из выражения: где фактор эксплуатационных затрат Р определяется как:

Р = ЫР(рМэ (1.5)

Здесь: 3 = tl-tQ — полный температурный напор между температурой на внутренней и и внешней 1о поверхностях кладки; Лэ— эквивалентный коэффициент теплопроводности материала футеровки; стоимость единицы потерянного тепла и полное число рабочих часов в году; (р—поправочный коэффициент, зависящий от 11 и термического сопротивления слоя кладки ; с,р— стоимость 1 м кладки, отнесенная к году эксплуатации, и общая норма амортизационных отчислений по доменному 18]. фактическая толщина футеровки почти вдвое превышает оптимальную, при этом температура кожуха 90°С. Переход на оптимальную толщину привел бы к повышению температуры кожуха до 120 °С; выход из данной ситуации возможен при условии применения низкотеплопроводных и недорогих материалов.

Конструкция огнеупорной и теплоизоляционной футеровки оказывает существенное влияние на стойкость кожуха, как в отношении образования локальных перегревов и разрушения кладки кожуха, так и з отношении роли кладки в формировании напряжённого состояния кожуха.

Масса насадки воздухонагревателя существенно зависит от формы элементов насадки, количества дутья и требуемой температуры нагрева. Обработав большой практический материал по находящимся в эксплуатации между - массой насадки одного воздухонагревателя т и полезным объёмом доменной печи уп: т=4.0¥п°'8 (1.6)

Эту зависимость интересно сравнивать с расчётной формулой, по которой определяют требуемую массу насадки конструкторы фирмы Макки : т = (1.7) где : — увеличения энтальпии дутья; ¥с1 — расход дутья за период;

М1 —среднелогарифмическая разность температур в кирпиче насадки при его средней теплоёмкости С

Зависимость требуемой массы насадки т (т) от полезного объёма доменной печи V.

Здесь: 1,2— зависимости с учётом и без учёта энтальпии холодного дутья; 3—зависимость, полученная на основании формулы (1.7).

Рис. 1.2. и (1.7) можно использовать для определения соответственно минимальной и максимальной требуемой массы насадки. воздухонагревателей, включающей тракт подачи топлива, воздуходувку, горелку и камеру горения, находятся в прямой связи с устойчивостью системы, с достижимой тепловой мощностью воздухонагревателя и следовательно, температурой горячего дутья. В этом отношении существенны высота и площадь поперечного сечения камеры горения, рабочие сечения горелки, мощность и номинальные параметры вентилятора горелки, сечение, длина и полное гидравлическое сопротивление газопроводов.

Теплонапряжение объёма камеры горения, определённое по зависимости : составляет для современных воздухонагревателей величину порядка 1.0 квт/м , что в два раза ниже соответствующего показателя для камерных топок парогенераторов ТЭЦ, использующих в качестве топлива обогащенный доменный газ. Можно полагать, что по допустимому теплонапряжению объёма увеличения тепловой нагрузки при соответствующей организации процесса

Скорость горящих газов, отнесённая к сечению с максимальной температурой, может характеризовать камеру горения воздухонагревателей в отношении достижения теплового кризиса течения [ 19 ]. Величина определяется по формуле: г' а г у г ——■ ф 2738^ лежит в пределах 18-20 м/с, что составляет 0.

В формулах (1.8 ) и (1.9) ¥г — расход газового топлива м/с, ¥а — выход продуктов сгорания, — площадь поперечного сечения и объём камеры горения, Тг — абсолютная температура уходящих газов.

Несмотря на то, что фактические значения величины Е^ъ Wф значительно ниже аналогичных показателей, достигнутых в теплоэнергетике - в камерных топках парогенераторов и камерах сгорания ГТУ, в воздухонагревателях наблюдается режим пульсирующего горения топлива, приводящий к опасным вибрациям оборудования. Изучение этого процесса потребовало постановки многочисленных промышленных и модельных экспериментов и изучения теоретических аспектов теории горения при периодических режимах.

Воздухонагреватели с выносной камерой горения в этом отношении не имеют существенных преимуществ перед традиционной конструкцией воздухонагревателей — с совмещённой камерой горения [17]. Более предпочтительны в этом отношении воздухонагреватели бесшахтного типа с горелками в районе купола.

Горелка воздухонагревателей в конструктивном отношении характеризуется величиной сечений для подачи газового топлива

§г, воздушного патрубка 8В и штуцера горелки 8Ш, соединённого с камерой горения. В совокупности с располагаемым давлением компонентов горения, теплотой сгораний газового топлива и гидравлическим сопротивлением воздухонагревателя эти конструктивные параметры определяют тепловую мощность воздухонагревателей с учётом лимитирующих свойств камеры горения по устойчивости процесса горения. В различных типах горелок реализуются различные способы подачи компонентов горения и осуществляются различные принципы смешения при одной общей характеристике — процесс горения идёт в диффузионно »кинетической области.

Тракт подачи газового топлива включает газопроводы, смесительные установки для обогащения доменного газа газами с высокой теплотой сгорания и устройствами для регулирования давления и расхода газа. В конструктивном отношении важно живое сечение газопровода, его конфигурация, как с точки зрения определения максимального расхода газа, так и с точки зрения определения акустических свойств. Обычно система воздухонагревателей одной доменной печи оборудуется газовым коллектором с односторонним или двухсторонним подводом газа; наличие коллектора создаёт возможность акустического взаимодействия возмущений процесса горения в воздухонагревателях, расположенных рядом. Узел подачи газов с повышенной теплотой сгорания должен отвечать требованию по минимуму гидравлических потерь и обеспечения широкого диапазона регулирования состава газового топлива [82].

Тракт подачи воздуха в горелку воздухонагревателя может быть оформлен конструктивно, либо с индивидуальными дутьевыми вентиляторами, либо с воздушным коллектором; при этом для обеспечения необходимого расхода воздуха существенна напорная характеристика воздуходувной машины, применяемой в качестве дутьевого вентилятора, и гидравлическое сопротивление воздухоподводящеш тракта. Для обеспечения устойчивости процесса подачи воздуха, при наличии периодических возмущений становятся важными динамические характеристики воздуходувной машины.

Конструктивное исполнение входных участков поверхности теплообмена воздухонагревателей формирует ограничения по максимальным температурам греющего теплоносителя на входе и выходе из поверхности теплообмена, что отражается на уровне теплообменник процессов. Максимальная температура продуктов горения под куполом и в верхних рядах насадки Т влияет на температуру горячего дутья. Это влияние можно учесть зависимостью [66] :

С будет соответствовать увеличение V' на 90 С; а при /=0. огОл сказывается на эффективности использования насадки: с увеличением в нижних рядах насадки, где эффективность использования аккумулирующей способности насадки невелика, но при этом растут тепловые потери с уходящими газами. В работе [ 84 ] определено влияние температуры Т", вызванного изменением теплоты сгорания топлива и длительности цикла на коэффициент полезного действия воздухонагревателей с учётом эффективности использования насадки и изменением потерь с уходящими дымовыми газами.

При ограничении расхода топлива с увеличением теплоты сгорания топлива увеличение температуры уходящих дымовых газов на 100°С приводит к снижению коэффициента полезного действия на 5„8%„С увеличением длительности цикла при тех же ограничениях увеличение температуры Т" приводит к меньшему снижению коэффициента полезного действия. При этом за счёт повышения роли процесса аккумуляции тепла в нижних рядах насадки температура горячего дутья увеличивается на 110 и 30 °С. воздухонагревательной установки в комплексе с утилизирующим устройством. Однако реализация утилизационной установки встречает ряд трудностей. Для охлаждения 3.0*105 м3.ч продуктов сгорания от 350 до 100 °С требуется теплообменник с поверхностью теплообмена Р=10 м при коэффициенте теплопередачи ориентировочно принятым 30 Вт/м К. Размещение теплообменника с такими параметрами около воздухонагревателей затруднит эксплуатацию и ремонт оборудования, при выносе утилизатора за пределы основной установки неизбежно приведёт к снижению температуры газов перед утилизатором. Использование низкотемпературного тепла весьма затруднено.

Изложенные здесь соображения о влиянии температуры продуктов сгорания на входе и выходе из насадки позволяют считать рациональными поиски конструктивных решений, направленных на повышение температуры горячего дутья. Сюда можно отнести футеровку высокотемпературной зоны высокоогнеупорными материалами, применение конструкций кладки купола с независимым упором, изоляцию и принудительное охлаждение кладки купола, использование охлаждаемых поднасадочных устройств. Кроме того, важно обеспечить равномерное распределение газовых сред по насадке. Так как огнеупоры в верхних рядах насадки работают на пределе допустимых температур и неравномерное распределение высокотемпературных продуктов сгорания приводит к необходимости ограничивать нагрев насадки и снижать температуру дутья, то требуется выработка мероприятий, направленных на обеспечение равномерности распределения прдуктов сгорания по сечению насадки.

Дальнейшее повышение температуры горячего дутья возможно при использовании воздухонагревателей бесшахтного типа с горелками, расположенными в районе купола аппарата. Отсутствие камеры горения в воздухонагревателях этого типа снимает присущие ей недостатки и ограничения. Компактность, простая конфигурация купола, лёгкость получения равномерного поля температур на входе в насадку делалают данную компоновку перспективной для разрабатываемых высокотемпературных воздухонагревателей. Но создание надёжного бесшахтнош воздухонагревателя требует совершенствования формы и конструкции элементов насадки с целью увеличения стойкости верхних рядов насадки.

С вопросом о конструкционном обеспечении повышенных температур Т"шТ' тесно связан вопрос о контроле и регулировании этих температур. При уровне температур 1450=1500 С метод измерения температур с использованием термопар должен быть заменён методом изменения температур при помощи параметров. Применение радиационного пирометра принципиально даёт возможность измерять температуру поверхности выше 1450°С,но конструкция узла установки пирометра требует совершенствования и отработки.

1.3. Режимные особенности тепло-массообменных процессов в воздухонагревателях

Тепловая мощность системы воздухонагревателей доменной печи б®'-* л и о . ^ А уемои температуре X нагрева дутья заданного расхода уд ;она связана с количеством тепла, передаваемого в насадке в течение одного полного периода: в=хН0АТ (1.12) где: х— коэффициент теплообмена в насадке; А Г— логарифмическая разность температур.

Ограничения по тепловой мощности вызваны конструкционными особенностями и условиями эксплуатации воздухонагревателей в производственной обстановке действующего доменного цеха и проявляются в форме максимальной тепловой нагрузки. Причины ограниченной тепловой нагрузки сосредоточены в условиях развития тепло-массообменных процессов в воздухонагревателях и вне их. в виде максимально допустимом температуры продуктов сгорания топлива на входе и выходе из насадки. Расчёты и эксперименты показывают [86], что максимальная температура продуктов сгорания наблюдается на уровне 2.5=3.5 м от оси горелки, в процессе движения продуктов сгорания вследствие потерь тепла через кладку, их температура понижается на 8-10°С,таким образом можно полагать Т' = Тб - АТ где Тб -балансовая температура горения:

С увеличением тепловой нагрузки интенсивность перемешивания компонентов горения возрастает, что приводит к интенсификации процесса горения и перемещению зоны максимальных температур к корневым участкам факела» С другой стороны, увеличение скорости продуктов горения в камере горения приводит к увеличению конвективной теплоотдачи. Оба эти фактора вместе приводят к увеличению потерь тепла, выраженные в виде температурной поправки. Вопросы развития факела в ограниченном пространстве камеры горения изучены слабо, имеющееся данные, как правило, относятся к камерам горения в 5-10 раз меньших по размерам при значительно более низких температурах и критериях Не, например [19]. Условия теплоотдачи горящего факела к огнеупорной стенке также изучены недостаточно полно.

Заданная по условиям стойкости огнеупорной кладки температура Т° определяется в соответствии с (1.13) коэффициентом расхода воздуха«, так как ¥а =£(«), теплотой сгорания топлива 0Ц,условиями теплообмена факела и продуктов сгорания с окружающей кладкой (0п и ДТ).

Коэффициент расхода воздуха а для заданных условий сжигания топлива с теплотой сгорания 6Ц однозначно определяется требуемой температурой и в конкретных размерах шрелочнош устройства и камеры горения коррелируется со скоростью движения компонентов горения, их смеси и продуктов сгорания.

Повышение теплоты сгорания топлива добавкой газов с высокой теплотой сгорания топлива позволяет увеличить температуру продуктов сгорания, при этом изменяются гидродинамические и тепло-массообменные факторы процессов движения, смешения, воспламенения, горения и теплоотдачи в камере горения и в насадке. В работе [79] определены основные условия, определяющие коэффициенты расхода воздуха«, выход продуктов сгорания V а и У0 и расход воздуха Ьо и Ь а при обогащения доменного газа коксовым и природным [79] ; было также отмечено влияние состава газового топлива на начальные участки факела, формирующие условия устойчивости процесса горения. В работе [84] определено влияние теплоты сгорания топлива на температуру горячего дутья, уходящих продуктов сгорания и коэффициент полезного действия при ограничениях по температуре уходящих газов и по расходу топлива. При этом ряд вопросов теоретического плана и практического приложения остаётся невыясненными, что требует уточнений и проведения дополнительных экспериментов.

При ограничениях по тепловой нагрузке, накладываемых гидродинамическими условиями газоснабжения системы воздухонагревателей, обогащение газового топлива позволяет повысить уровень тепловой нагрузки, причём конструктивное исполнение узла ввода газа с высокой теплотой сгорания играет существенную роль в создании требуемого режима топливоподачи [ 19 ].

Тепломассообменные факторы ограничения тепловой нагрузки могут проявиться также в наступлении особого режима пульсирующего горения, причём в статических условиях система горения воздухонагревателя располагает достаточной энергией для преодоления тракта продуктов сгорания.

Режим пульсирующего горения накладывает серьёзные ограничения на

Я Сь? уровень тепловой нагрузки, режимные факторы, воздействующие на этот процесс изучены недостаточно полно, а ряд работ, посвященных этой тематике, содержит противоречивые сведения.

Это объясняется сложностью и недостаточной изученностью этого процесса, происходящего при резко изменяющихся тепло-массообменных факторах; в числе последних следует отметить располагаемый напор газовоздушной смеси и гидравлическое сопротивление тракта продуктов сгорания, состав топлива, конструкцию горелки, компоновку нагревателя, наличие внешних возмущений от расположенных рядом аппаратов и т.д. Устранение режима пульсирующего горения позволяет поднять тепловую нагрузку и максимальную температуру горячего дутья.

Описание процесса движения и турбулентного перемешивания компонентов горения, воспламенения и устойчивого горения смеси в камере горения воздухонагревателей встречают ряд трудностей. Поток частично перемешанных компонентов горения при Ие=1.5*Ю6 входит при трёхкратном расширении в камеру горения и при повороте под прямым углом создаёт поле скоростей и зоны циркуляции весьма сложной формы. Вследствие высокой степени турбулизации потока превалирующую роль в процессах переноса играет молярный механизм турбулентной диффузии, воспламенения и горения. Процессы в начальных участках факела при этом отличаются высокой динамичностью при взаимодействии с периодическими процессами в нагнетателях и трубопроводах. Эти условия создают предпосылки для перехода процесса горения в пульсирующий режим.

Управление режимом сжигания топлива в воздухонагревателях включает в себя создание условий устойчивости для процесса горения при наличии возмущений производственного характера, качественное сжигание топлива в пределах рабочего пространства без химического недожога, создание поля температур и тепловых потоков, обеспечивающих надёжную эксплуатацию огнеупорной футеровки и кожуха при высокой интенсивности теплообмена. По аналогии с работами Раушенбаха Б.В. можно все механизмы обратной связи, поддерживающие режимы пульсационного горения, разделить на три группы: обратные связи, реализованные через смесеобразование посредством колебаний в подаче топлива, переменного коэффициента расхода воздуха и качества смешения составляют первую группу.

Ко второй группе относятся гидромеханические обратные связи, имеющие в своей основе вихреобразование перед зоной горения и собственно в зоне горения, к третьей группе — обратные связи, основанные на закономерностях горения. Схема Раушенбаха Б.В. может быть дополнена чисто акустическими механизмами обратной связи, которые формируются в трубопроводах примыкания, явлениями возбуждения камеры горения автоколебательными элементами вне камеры, например, помпажными явлениями в нагнетателях, взаимодействием систем горения отдельных агрегатов и т.д. Практическая важность этих вопросов предполагает необходимость дальнейших исследований в этом вопросе.

Повышение температуры отходящих, дымовых газов при формировании тепловой нагрузки привело к тому факту, что для большинства находящихся в эксплуатации воздухонагревателей был достигнут предел по максимальной величине рассматриваемой температуры в конце периода нагрева насадки. Повышение этой температуры связано также с увеличением температуры холодного дутья на мощных воздуходувках; температура холодного дутья коррелируется с температурой отходящих дымовых газов в начале периода нагрева насадки. На рис. (1.3) показаны статистические данные по воздухонагревателям ММК. Можно полагать, что Т" = ТЦа +к'т причём, если к' связано с интенсивностью нагрева насадки, то Т"а в определённой степени характеризуются температурой холодного дутья. В этих условиях возможны различные варианты изменения режима, обеспечивающие эффективную работу воздухонагревателей при учёте ограничении по I : режим с неравномерной нагрузкой, режим со смещением " и ступенчато »параллельный режим, отделение аппаратов в "горячий" резерв, перевод воздухонагревателей на сокращённый цикл [19 ] и др.

В работе [ 49 ] показано, что сокращение дутьевого периода позволяет повысить температуру горячего дутья в конце дутьевого периода; сокращение температур тг связанного с т2 соотношением т1 = (К — 1)г2 - Атп (где N— число аппаратов в системе, А тп— время перекидки ),приводит к снижению температуры уходящих дымовых газов и повышению коэффициента полезного действия. Вследствие увеличения относительных потерь времени при перекидках эта зависимость от к.п.д. от длительности цикла немонотонна, при некотором значении длительности периода происходит падение к.п.д. при сокращении т2. Причём, следует отметить, что различные исследователи, реализуя различный подход к оптимизируемой математической модели, получили разные зависимости для топт1. Изменение длительности г2ниже оптимального приводит к значительной потере к.п.д. и располагаемой Г', поэтому исследования в этом направлении продолжаются. температурном выражении составляют 63 °С что подтвердили прямые замеры на доменной печи МЖ ооъемом

В общих потерях тепла по тракту около 60% составляют потери в фурменном устройстве, из которых 85% приходится на потери с охлаждающей водой и 15% — в окружающую среду.

Потери тепла в окружающую среду от отдельных участков тракта горячего дутья определяется температурой горячего дутья, термическим сопротивлением футеровки, температурой и условиями теплоотдачи среды. и наружной поверхностями стенки (футеровки5 и кожуха) и термическое сопротивление футеровки определяют величину теплового потока, условия теплоотдачи с поверхности кожуха -температуру поверхности. Замеры температуры поверхности при помощи термопар показали, что температура поверхности металла изменяется от?0°С до 232 °С; первое относится к поверхности воздуховода вне здания, второе — к поверхности воздушного сопла. Воздухопровод в помещении газовых горелок и около печи имеет температуру поверхности соответственно 143 и 137 °С.

При повышении температуры горячего дутья растут потери тепла через кладку и кожух: с увеличением температуры горячего дутья от 1100°С до 1300°С тепловой поток с единицы длины воздухопровода горячего дутья возрастает от 12 до 15.2 кВт/м; температура наружной поверхности кожуха при этом увеличивается с 83 до 104°С (футеровка : ВГО 62=шамот кл.А-трепел

Как отмечалось, основная доля потерь тепла приходится на элементы конструкции, имеющие водяное охлаждение. Для тракта горячего дутья доменной печи объёмом 2014 м ММК потери тепла по элементам водяного охлаждения составляют: клапан горячего дутья тарельчатого типа— 1.20 МВт, фурменного устройства и воздушного сопла—3.09 МВт. Анализ данных о потерях тепла высокотемпературными участками воздушного тракта приводит к заключению о необходимости совершенствования футеровки и элементов сопряжения с целью снижения потерь тепла и повышения надежности тракта горячего дутья.

Из общих потерь тепла в воздухонагревателях 20% отдельные статьи потерь составляют: с продуктами сгорания —16.6%, потери физического тепла при переходах — 0.2%,потери в окружающую среду —2.6%, потери с охлаждающей водой 0.6%. Температура продуктов сгорания, а следовательно и потерь тепла по этой статье, зависит от различных конструктивных и режимных факторов, рассмотрена в пунктах (1.2). Изучение основных теплообменных закономерностей переноса тепла через кладку и кожух воздухонагревателя интересен не только с точки зрения снижения потерь тепла, но и для изучения напряжённого состояния кожуха. Условия теплообмена кожуха воздухонагревателя с окружающей средой в совокупности с условиями переноса тепла через кладку создаёт термические напряжения в кожухе воздухонагревателя. При определённых сочетаниях механических и термических напряжений это может привести к разрыву металла кожуха и аварийному выходу воздухонагревателя из строя [82].

При несовершенном процессе смешения газа с воздухом в горелке и, в основном, в камере горения в продуктах сгорания может появиться оксид углерода. Содержание 1.0 % СО в продуктах сгорания доменного газа приводит к снижению к.п.д. на 5.7% и температуры горячего дутья на 77°С.

Одной из серьёзных практических проблем дальнейшего повышения температуры горячего дутья является проблема оптимального конструктивного и режимного исполнения тепловой защиты аппаратов, то есть, комплекса конструктивных решений по огнеупорной и теплоизолирующей футеровке, механической и термической прочности элементов конструкции, рациональной организации внутреннего и внешнего теплообмена, что обеспечивает эффективную и надёжную работу воздухонагревателей. Трудности при освоении высокотемпературных воздухонагревателей часто связанны с неудовлетворительной службой опорной футеровки и кожуха, в то время как накопленный опыт по применению высокоогнеупорных материалов и эффективной организации теплозащиты в ряде областей техники создаёт предпосылки успешного решения этой проблемы.

Эффективная служба футеровки и кожуха воздухонагревателя и тракта горячего дутья тесно связана с условиями теплообмена на внутренней поверхности кладки и внешней поверхности кожуха, величиной и направлением тепловых потоков, наличием и величиной механических и термических напряжений в различных элементах конструкции. Задача определения величины теплового потока через футеровку и кожух доменного воздухонагревателя встаёт при анализе эффективности работы аппаратов, при конструктивном и поверочном расчёте. Расчёт теплопотерь при известном температурном поле кладки предполагает знание величины коэффициента теплоотдачи и теплового потока к окружающей воздухонагреватель среде. При анализе наряженного состояния кожуха интерес представляет локальный коэффициент теплоотдачи, так как именно местная теплоотдача формирует температуру в данной точке кожуха и предопределяет возникновение местных термических напряжений в кожухе аппарата.

Наружная поверхность воздухонагревателей по условиям теплообмена может быть разделена на ряд участков, в пределах которых наблюдаются общие закономерности конвективной и лучистой теплоотдачи. Отдельно следует отметить необходимость исследования естественной конвекции при температурах до 200°С; вынужденную конвекцию при числах Ке=б*106 на цилиндрических и сферических поверхностях и радиационный теплообмен между поверхностями весьма сложной конфигурации.

Актуальным остаётся и требование обеспечение сойкости и живечести насадки. Осложняющими факторами здесь является оплавление и стеклование пылевидных частиц в верхних рядах насадки. Важно также добиваться снижения весовых нагрузок в насадке. Это может быть достигнуто уменьшением её высоты , что требует интенсификации теплообмена в каналах теплоаккамулиругощеи массы, разработки более прочных элементов насадки. Снижение высоты насадки позволит уменьшить высоту воздухонагревателя, что позволяет не только снизить тепловые потери в окружающую среду за счёт уменьшения наружной поверхности аппарата, но и упростить решение вопросов обеспечения прочности корпуса воздухонагревателя. Желательно разрабатывать насадочные элементы с учётом сохранения возможности функционирования аппаратов на расчётных режимах при частичном разрушении каналообразугощих элементов насадки.

1.5. Выводы

Анализ эффективности работы воздухонагревателей и тракта горячего дутья позволил определить основные процессы тепло» массообмена, которые оказывают существенное влияние на систему подготовки горячего дутья и на достижимую температуру горячего дутья.

Показатели работы насадки воздухонагревателей как основного элемента всей системы подготовки горячего дутья для доменной печи оказывают наиболее сильное влияние на эффективность работы всей системы.

Дальнейшее увеличение температуры горячего дутья возможно при использовании бесшахтных воздухонагревателей и требует создания методик более точного определения температурных полей в насадке, а также совершенствования формы каналов и конструкции элементов насадки воздухонагревателя. воздухонагревателей в значительной степени определяется формой канала, режимом течения газообразной среды и рядом других факторов. Традиционно исследователи при разработке новых конструкций насадок и при реконструкции и совершенствовании старых типов шли по пути усложнения геометрии канала. Основой для такого пути совершенствования было соображение, основанное на том, что шероховатая стенка даёт повышение конвективного коэффициента теплоотдачи. При этом учитывалось слабо или не учитывалось совсем то обстоятельство, что повышение конвективного коэффициента теплоотдачи сопровождается повышением гидравлического сопротивления канала, недостаточно отражался тот факт, что зависимость интенсификации теплоотдачи конвекцией от величины выступа или впадины немонотонна, существует оптимальная высота выступов и впадин, при достижении которой достигается оптимальное значение коэффициента теплоотдачи, высота, при превышении которой теплоотдача ухудшается. Кроме того, усложненная форма канала по-разному влияет на коэффициент теплоотдачи излучением. Можно полагать, что оптимальная величина выступов или впадин, их форма и плотность расположения вдоль поверхности теплообмена зависит от многих теплофизических и гидравлических параметров.

При конструировании более совершенных типов насадок необходимо так- же учитывать влияние фактора формы элементов насадки. Иными словами, насадка, собранная из отдельных элементов, должна выдерживать термические напряжения, не допускать сколов и износа, быть технологичной при транспортировке и монтаже, а также допускать простые операции при изготовлении элементов в огнеупорном производстве.

Насадки с каналами различного вида и выполненные из различных материалов нашли широкое применение в промышленных воздухонагревателях различного технологического назначения. В данной работе рассматриваются насадки, применяемые в регенеративных воздухонагревателях доменных печей. На сегодняшний день существует несколько вариантов выполнения каналообразующих элементов, накладывающих определённые ограничения на форму каналов насадки. Для выработки наиболее рациональной формы канала насадочнош элемента необходимо отразить основные особенности существующих вариантов выполнения этих элементов.

2.1. Насадки с кирпичными канал ©образующими элементами

В первых воздухонагревателях в качестве каналообразующего элемента насадок был применен обычный огнеупорный прямоугольный кирпич. Его применение объясняется невысокой стоимостью, широкой распространённостью и простой технологией производства данного материала. Насадки, основным элементом которых является прямоугольный кирпич, удовлетворительно работали при невысоких температурах нагрева дутья и малой мощности доменных печей. При увеличении мощности доменных печей возникла необходимость создания более производительных воздухонагревателей.

Во многом эту задачу осложняли низкие теплообменные характеристики каналов, образованных прямоугольными кирпичами. Данные каналы обладали невысоким коэффициентом теплоотдачи при относительно высоком коэффициенте гидравлического сопротивления, что приводило к увеличению размеров насадки воздухонагревателей при попытках увеличения их мощности. Кроме того, увеличение высоты насадки и рост рабочих температур и давлений приводили к усилению явлений крипа, а, следовательно, к сокращению срока службы аппаратов. Неоднократные попытки улучшить теплообменные характеристики насадок путём подбора размеров кирпичей, способов их укладки лишь отчасти помогли решить задачу снижения стоимости создания и эксплуатации доменных воздухонагревателей. Использование фигурного кирпича позволило увеличить интенсивность теплообмена за счет турбулизации потока теплоносителя и роста удельной поверхности теплообмена.

Для ряда насадок, где применялись каналообразующие элементы удобообтекаемых потоком теплоносителя форм: полуцилиндрические, эллипсовидные в сечении кирпичи, было отмечено меньшее гидравлическое сопротивление при более высоком коэффициенте, чем для насадок, составленных из прямоугольных кирпичей, при тех же параметрах движения теплоносителя. Улучшение теплообменных характеристик достигнуто за счет более развитой поверхности теплообмена элементов. Однако при этом наблюдался опережающий рост коэффициента сопротивления движению теплоносителя по сравнению с коэффициентом теплоотдачи. Для предотвращения преждевременного разрушения элементы данных насадок предлагалось оснащать замками различного типа. Эти насадки с кирпичами сложной формы сохранили некоторые недостатки, свойственные насадкам с плоскими прямоугольными кирпичами: сложность и трудоемкость в изготовлении и монтаже насадки, во многом сохранился и механизм разрушения элементов при воздействии высоких температур и нагрузок меньшую трудоемкость при сборке, в ряде случаев технология изготовления позволяет придать сложную форму каналам блочных насадок. Насадки из оольшеи устойчивостью к воздействиям, чем насадки с кирпичными каналообразующими элементами.

Необходимо отметить ещё одну тенденцию, прослеживающуюся в эволюции конструкций насадок. " Весьма длительное время улучшение характеристик насадок достигалось увеличением удельной поверхности теплообмена путём уменьшения гидравлических диаметров каналов. Однако необходимо отметить, что при использовании традиционной, исторически сложившейся, "кирпичной " конструкции элементов насадок дальнейшее приводит к чрезмерному усложнению конструкции. Если учитывать только технологические ограничения, накладываемые на толщину элементов, станет понятно, что при использовании определённой конструкции и технологии приводятся на рис. 2.4, характеристики каналов приводятся в табл.*?,/ а также в [ 66,67 ]. получили блочные элементы в виде шестиугольной призмы, оснащённой 12 или 8-27 каналами (рис. 2.1 ). Предлагались для использования блоки и других сечений: прямоугольные, восьмигранные и т.д. Варьируются также и каналы круглого, квадратного, шестигранного и звездообразного сечения. Необходимо отметить, что по технологическим соображениям каналы в насадках блочного типа выполняются с некоторой конусностью. Наличие конусности в каналах может в определённых пределах способствовать турбулизации потока, а, следовательно, может привести к интенсификации теплообмена. Более подробно механизм влияния конусности в каналах рассмотрен в главе 5.

Также большое количество экспериментальных работ, проводившихся в нашей стране в различное время, посвящалось определению характеристик блочных насадок, оснащённых щелевыми каналами, горизонтальными проходами, варьировалось также и число, и гидравлический диаметр каналов. Ряд технологических сложностей ограничивает возможность создания элементов насадок, оснащённых некоторыми видами выступов, в то же время позволяет создавать каналы, оснащённые винтообразными ребрами. Кроме того при использовании блочных элементов возможно создание насадок, где дополнительная турбулизация достигается за счёт периферийной циркуляции теплоносителя в вертикальных каналах, вызываемой движением теплоносителя в горизонтальных каналах перетока.

2.3. Насадки с насыпными элементами.

Попытки дальнейшего увеличения удельной поверхности теплообмена привели к созданию компактных насыпных насадок, доменные воздухонагреватели с насыпной насадкой имеют минимальные габариты по сравнению с аппаратами, где применяются насадки других типов . Размеры воздухонагревателей с насадками насыпного типа в 2-4 раза меньше, чем размеры воздухонагревателей с традиционными типами насадок. При этом, объем насадки насыпного типа меньше, чем объем блочных насадок, рассчитанных на ту же мощность, в 8 = 12 раз. Применение упрощенного метода монтажа насадки и достаточно технологичная форма ее составляющих позволяет значительно сократить затраты на строительство этих аппаратов. В известных в настоящее время воздухонагревателях с насадкой насыпного типа широко применяются шаровые насадки, насадки с цилиндрическими элементами и насадки с использованием крошки. Расход огнеупора при использовании насадки насыпного типа значительно ниже, так как отношение объема насадки к площади поверхности теплообмена у насыпных насадок значительно выше, чем в блочных насадках. Стоимость данных насадок намного ниже стоимости традиционных блочных насадок с той же поверхностью теплообмена.

Однако для воздухонагревателей с насадкой насыпного типа пока свойственны и некоторые крупные недостатки, во многом ограничивающие их широкое применение. Насадки этого типа имеют высокие значения гидравлического сопротивления, быстро возрастающие при эксплуатации аппарата, что приводит к необходимости значительно увеличивать мощность устройств подачи теплоносителя, либо значительно увеличивать площадь поперечного сечения аппарата. Гидравлическое сопротивление насыпной насадки экспоненциально растет с уменьшением площади сечения теплообменной камеры. Это требует увеличения площади сечения теплообменной камеры, что приводит к увеличению диаметра воздухонагревателя. Также возможна параллельная установка нескольких аппаратов меньшей мощности для достижения требуемых характеристик. Применение последнего варианта, кроме того, повышает надежность системы.

Обращая внимание на эксплуатационные теплошдравлические характеристики насыпных насадок, нельзя исключать из рассмотрения и возможность псевдоожижения слоя насадки при форсированной подаче газового теплоносителя под слой снизу. При наступлении режима псевдоожижения значительно увеличивается истирающее действие элементов слоя друг на друга, что должно существенно сказаться на ухудшении характеристик слоя и привести к выносу пылевидных фракций из аппарата. Расчёт по средним размерам элементов слоя и средней скорости газового потока имеет тот недостаток, что не учитывает возможность изменения размеров элементов слоя во время эксплуатации и отклонения локальной скорости потока от средней в отдельных сечениях слоя насадки. Однако подробное рассмотрение этого вопроса выходит за рамки поставленной задачи.

Рассматривая причины высокого гидравлического сопротивления насадок, не эксплуатировавшихся длительное время, необходимо отметить слишком малое живое сечение радов насадки для требуемого расхода теплоносителя, особенно ярко это выражено у насадок с наполнителем -крошкой. При почти максимальной поверхности нагрева этот тип насадок имеет наиболее высокое значение полного гидравлического сопротивления по сравнению с другими типами насадок. Здесь наблюдается значительное различие гидравлического сопротивления как от ряда к ряду, так и по сечению ряда. Это зависит от вида самой крошки, от ее случайной ориентации, от вибрации при загрузке и при эксплуатации, в том числе когда вибрация вызывается движением теплоносителя, а также от изначальной засоренности крошкой мелких фракций, от негарантированности минимального проходного сечения.

Незначительно отличающееся по необходимому для достаточной поверхности теплообмена объему шаровая насадка имеет несколько меньшее гидравлическое сопротивление, в основном из-за гарантированности минимального проходного сечения каналов, образуемых элементами насадки - шарами. Следует отметить, что насыпные насадки при эксплуатации быстро увеличивают свое гидравлическое сопротивление, это происходит в значительной мере благодаря наличию пылевидных частиц как в воздухе, нагреваемом в аппарате, так и в воздухе, подающемся в горелку. При температурах, достигаемых в верхних рядах насадки, происходит частичное расплавление пылевидных частиц и осаждение их на поверхности элементов насадки, что уменьшает проходные сечения каналов. Каждый цикл работы воздухонагревателя уменьшает проходные сечения каналов, что приводит к росту сопротивления насадки.

Необходимо учитывать и возможность образования мелких частиц в самой насадке в ходе ее эксплуатации. Элементы насыпной насадки, шары или крошка имеют определенное число точек контакта. Для крошки число точек контакта случайно, но не менее трех, для шара число точек контакта не меньше трех для верхних рядов насадки, но не более 12 для элементов внутренних рядов. При чередовании нагрева и охлаждения происходит смена температурного расширения и сжатия элементов насадки, что может приводить к истиранию точек контакта. Интенсивность данного процесса зависит от многих факторов: величины теплового расширения материала, нагрузке на ряд, интенсивности локального теплообмена, неравномерного из-за засоренности каналов. Нельзя исключить возможность вибрации элементов насадки из-за "срабатывания" высоких перепадов давления, что также приводит к истиранию точек контакта.

Значительно уменьшить влияние этих факторов в насыпных насадках сложно, но очистка воздуха, идущего в горелку и нагреваемого в воздухонагревателе, снизит скорость роста сопротивления насадки. Наибольшее сопротивление имеют верхние слои насадки, работающие при высокой температуре, на поверхности которых осаждается расплавленная пыль, поэтому желательно увеличить минимальные проходные сечения в этом районе. Это может быть достигнуто за счет увеличения диаметра шаров верхних рядов в шаровых насыпных насадках. При этом скорость возрастания гидравлического сопротивления насадки будет снижаться, в основном за счет того, что потребуется большее время на забивание спекающейся массой проходных сечений каналов. Однако это приведет к росту необходимого объема насадки.

Особенностью теплообмена в насадках насыпного типа является осуществление теплообмена при ламинарном режиме движения теплоносителя, в основном это связанно с высокими значениями гидравлического сопротивления насадок; интенсифицировать теплообмен можно за счет создания элементов насадок, имеющих максимальную поверхность теплообмена при гарантированном минимальном проходном сечении между элементами насадки. Наиболее распространенные сейчас элементы насадок в форме шара, имеющие минимальную поверхность элемента при фиксированном объеме. Снижение требуемого объема насадки достигается за счет уменьшения диаметра элементов» Минимальный диаметр элементов ограничен условием невзвешиваемости насадки, так как при этом режиме работы резко возрастает скорость пылеобразования. Уменьшение диаметров этих элементов приводит к уменьшению минимальных проходных сечений каналов между ними. Применение в качестве элементов насадки крошки не гарантирует минимальных проходных сечений.

При расчете теплообмена в насадках насыпного типа с малыми сечениями каналов, образуемых элементами насадки, где наблюдаются частые расширения и сжатия потока, желательно учитывать инерционные эффекты сопротивления. Это может быть осуществлено с помощью уравнения Рейнольдса-Форшхеймера [44]: ^ = а/ли + рри1 (2.1) р - давление; ¡и - динамический коэффициент вязкости; аф -вязкостный и инерционный коэффициенты сопротивления; и = С / р ;

О - удельный массовый расход.

Использование данной зависимости возможно при определении теплообменных характеристик каналов, заполненных пылевидными частицами. Коэффициенты определяются экспериментально. В работе [7] приведены значения этих коэффициентов для ряда случаев.

При проектировании новых типов элементов насадок, при расчете теплообмена в насадках насыпного типа необходимо учитывать вклад теплообмена излучением. Точное решение данной задачи возможно для шаровой насадки при правильном расположении элементов-шаров. Но в большинстве случаев точное решение этой задачи невозможно, так как расположение элементов в насадках случайно, что не дает возможности точного расчета угловых коэффициентов. В этом случае возможно определение угловых коэффициентов приближенно с помощью статистических методов.

Увеличить долю тепла, передаваемого излучением, можно, применяя элементы насадок с развитой поверхностью теплообмена, а также используя поверхности с высокими значениями степени черноты. Улучшить эксплутационные свойства насадок насыпного типа можно за счет применения насадок, имеющих большее отношение рабочей поверхности элемента к его объему, чем для шара, и имеющих большее минимальное гарантированное проходное сечение между элементами. Причем элементы насадок не должны разрушаться при загрузке и обеспечивать возможность их замены с минимальными затратами. Дальнейшее совершенствование теплообменных аппаратов с насыпной насадкой привело к созданию ориентированных насадочных элементов. Обычно в качестве таких элементов применяют элементы трубчатой, цилиндрической формы. Для увеличения проходных сечений на наружной поверхности элементов создаются ребра, увеличивающие теплообменную поверхность элемента и создающие гарантированный зазор между элементами.

2.4. Комбинированные виды насадок

В качестве определенного компромисса между насадкой с насыпными элементами, имеющей развитую поверхность теплообмена при высоком сопротивлении движению теплоносителя, и насадкой традиционного типа, имеющей приемлемые значения сопротивления при меньшей удельной поверхности теплообмена, а следовательно, занимающей значительный объем, могут служить насадки с щелевыми каналами.

В данном случае за счет применения выступов сложной формы возможно достижение коэффициентов теплоотдачи более характерных для насыпных насадок. В то же время коэффициенты сопротивления движению теплоносителя значительно меньше по сравнению с данными для насыпных насадок вследствие гарантированности минимальных площадей проходных сечений. В работах [59,67] предлагались подобные насадки с не= скреплёнными элементами, что, по мнению авторов, позволяло дополнительно увеличить поверхность теплообмена. В большинстве каналов данных элементов организуется движение в вертикальном направлении. Несколько увеличить коэффициент теплоотдачи в насадках имеющих щелевые каналы можно за счёт организации движения по криволинейной траектории, за счёт установки наклонных рёбер или формирования наклонных каналов. При этом основной проблемой является обеспечение требуемой прочности конструкций. Снижение высоты по сравнению с традиционными типами насадок составляет по данным работ Соломенцева С.Л. от 1.5 до 3.5. При этом, превышение высоты насадки по сравнению с насыпными насадками составляет 1.5-2. раза.

Первоначально каналы с гладкими стенками как квадратного, так и круглого сечения, находили широкое применение в насадках воздухонагревателей. К достоинствам каналов этого вида можно отнести наличие хорошо разработанных методов расчета теплообмена и гидравлических сопротивлений, а также невысокие значения коэффициента гидравлического сопротивления, характерные для каналов с гладкими стенками. Эти каналы обеспечивают невысокие коэффициенты теплоотдачи , это обусловливает значительные геометрические размеры данных аппаратов, при этом возрастает стоимость их сооружения и ремонта.

Рассматривая особенности движения теплоносителя в реальных каналах, необходимо отметить, что отличие реальных каналов от идеализированных, наличие шероховатостей, выступов, стыков, острых кромок, углов, отличие реальных сечений каналов от идеально круглого и т. д, оказывает существенное влияние на теплообмен и характер движения теплоносителя при превышении высоты неровностей толщины вязкого подслоя. Учитывая это условие, движение теплоносителя в каналах воздухонагревателей при значении числа Рейнольдса в диапазоне от К.е=500 до Ке=120О можно считать движением в условно гладких каналах. Но наличие отклонений переходных режимов в сторону меньших значений числа Рейнольдса, изменение протяжённости зоны и влияет на характер изменения зависимости числа Ме и коэффициента трения от Же. На практике это приводит к тому, что реальное сопротивление и коэффициент теплоотдачи оказываются несколько

Для определения влияния различных отклонений формы поверхности эквивалентную песочную шероховатость. В этом случае реальная техническая шероховатость с высотой выступов К рассчитывалась по данным,

К -гидравлический радиус сечения канала. Результаты, полученные при расчетах при помощи относительной песочной шероховатости, достаточно каналов [24]. Для ряда реальных турбулизаторов, расположенных с некоторым шагом на поверхности канала, расчет через эквивалентную песочную шероховатость возможен лишь при режимах движения теплоносителя, когда обеспечивается взаимное влияние турбулизаторов. На течение теплоносителя сказывается и форма турбулизаторов. В качестве турбулизаторов в данных каналах могут рассматриваться технологические выступы, отверстия, горизонтальные каналы, другие типы турбулизаторов, высота которых не

Применение горизонтальных проходов во многом связано с желанием конструкторов увеличить живучесть насадки [82]. Так как при эксплуатации аппарата происходит засорение, разрушение отдельных каналов, то необходима возможность организации движения теплоносителя через боковые каналы. При этом подходе почти не применяются меры по организации направленного движения теплоносителя в горизонтальных каналах на расчетном режиме работы и горизонтальные каналы учитывались лишь как турбулизирующие элементы. Одним из путей организации движения в горизонтальных каналах может стать движение под воздействием перепада давлений в различных каналах в сечениях, находящихся на одном уровне. Кроме более эффективного использования поверхности теплообмена появится возможность управления режимом движения теплоносителя в вертикальных каналах путем отсоса газа и его вдува. Возможность организации такого режима течения в каналах переменного сечения будет рассматриваться ниже.

Обращая внимание на каналы с гладкими стенками, нельзя обойти вопрос влияния формы сечения каналов на особенности движения теплоносителей. Результаты исследований различных авторов, посвященные данной проблеме, многократно публиковались в специальной литературе. Многие исследователи отмечают наличие вторичных течений в сечении потока в каналах некруглого поперечного сечения. В каналах, где делались попытки улучшить теплообменные характеристики за счет увеличения площади поверхности теплообмена, обычно это достигалось за счет создания каналов с частыми вертикальными канавками, применением каналов с сечением типа звездочка, других многогранных сечений. В данных каналах площадь боковой поверхности в 2=4 раза больше, чем площадь боковой поверхности круглых каналов с тем же живым сечением. Столь значительное увеличение поверхности теплообмена не сопровождается аналогичным ростом коэффициента теплоотдачи [67,88]. В данных каналах течение теплоносителя наиболее быстро развивается в зоне незагроможденнош сечения канала, в зоне максимального удаления от каналообразующих элементов, как правило, в центре канала. При достаточно острых углах между гранями каналообразующих элементов, в зоне, где велико влияние пристеночных слоев, наблюдается более медленное развитие течения, зона ламинарного течения сохраняется при полной турбулизации потока в ядре канала, причем при дальнейшем росте В1е зона турбулентного течения увеличивается по направлению от ядра канала к периферии, ламинарное течение сохраняется в зонах между близколежащими элементами поверхности, где наблюдается сильное влияние пограничных слоев.

Для треугольных каналов с одним или двумя острыми ушами, для каналов типа звезда эквивалентный диаметр не является единственной определяющей величиной. По периметру подобных каналов осуществляется сложное взаимодействие пограничных слоев, образовавшихся на различных плоскостях канала, в результате чего возникают вторичные течения. Все это значительно затрудняет определение характеристик потока, так как в последнем случае течение в канале следует рассматривать как трехмерное.

Каналы с прямоугольными выступами имеют максимальное гидравлическое сопротивление, но при придании турбулизирующим выступам более удобной обтекаемой формы можно добиться снижения сопротивления без заметного снижения коэффициента теплоотдачи [33]. На режиме течения с полным проявлением шероховатости интенсивность теплообмена не зависит от высоты элементов, в то время как гидравлическое сопротивление весьма чувствительно к высоте, форме и взаимному расположению турбулизирующих выступов в каналах.

Интенсификация теплообмена обычно достигалась установкой в каналах вертикальных рёбер, применением профилированных каналов, усложнением форм насадочного огнеупора, что увеличивало поверхность теплообмена, а также турбулизацией потока установкой турбулизирующих выступов, использованием в качестве каналообразующих элементов кирпичей различной толщины, что в свою очередь приводит к созданию каналов с резко изменяющимся переменным сечением. Эти мероприятия увеличивают турбулентность потока и коэффициент конвективной теплоотдачи. В чём=то аналогичный эффект может быть получен при выполнении горизонтальных рёбер различного профиля, расположение рёбер может быть как осесимметричное так и не осесимметричным. Применение сильно стесняющих поток турбулизирующих выступов также приводит к росту коэффициента теплоотдачи. Несмотря на то, что предложено несколько десятков вариантов различного выполнения насадочного ошеупора, все эти варианты характеризуются увеличенными гидравлическими потерями.

Анализ первого приближения можно выполнить, нанося результаты расчётов гидравлического сопротивления на график в зависимости от коэффициента теплоотдачи и при одном и том же значении критерия Рейнольдса. На рис. 2.1 изображена такая зависимость для Ке=104 по результатам исследований ВНИИМТ [ 66 ], а также экспериментальные данные для течения воздуха (Рг=0.7) в трубах различной шероховатости [61 ]. Несмотря на разнообразные способы турбулизации газового потока, все точки удовлетворительно группируются в заштрихованных областях; ступенчатые насадки (область 3) имеют максимальные гидравлические потери. По результатам расчётов можно сделать вывод о том, что при прочих равных условиях двукратное увеличение коэффициента теплоотдачи конвекцией, достигаемое усложнением конфигурации канала, приводит к двукратному увеличению гидравлических потерь в насадке [ 50 ]. Для шероховатых труб эта зависимость выражается кривой второго порядка (см. кривую 4 рис. 2.1)

2.б.Анализ состояния исследований теплообмеыных и гидравлических характеристик каналов сложной формы, применяемых в насадках регенеративных доменных воздухонагревателей Опубликовано большое количество работ, посвященных исследованию данного вопроса, детальное рассмотрение каждой из них не представляется возможным, но необходимо выделить работы [5,2,17,50-61,65-75], содержащие материалы об экспериментальном исследовании теплошдравлических характеристик каналов, при использовании различных эффектов воздействия на течение в каналах.

Зависимость коэффициента теплоотдачи конвекцией от коэффициента гидравлического сопротивления насадок при К.е=

Рис. 2.

В работе [ 83 ] изложены основные, по мнению авторов, принципы выбора актуальное значение в связи с существенным возрастанием размеров воздухонагревателей и ростом финансовых затрат на их сооружение. В работе три вида насадок, и

45x45 мм; насадка БНИ 12= юлыних боковых гранях. Авторы работы [83] считают данные насадки перспективными и приводят их теплообменниках. Это типовая насадка с 2 ; насадка из кирпича НК-2 с впадинами в олоке,

С при длительности воздушного периода 1 ч температура под куполом 1550 °С, средняя температура дыма 300 °С.

Работа содержит данные по результатам определения характеристик воздухонагревателей при условии применения рассматриваемых насадок (см. табл. 2.1. )5 в ней также делается попытка выработки рекомендаций по определению оптимальной толщины стенки каналообразующих элементов из

Большое количество данных по определению характеристик экспериментальных насадок с каналами различной формы содержится в работах [52-61,65-86]. Авторы работ рассматривали каналы как с различными вариантами турбулизиругощих элементов, так и при различном положении этих элементов в каналах. Делалась попытка выделить влияние отдельных видов турбулизаторов на теплообмен и гидравлическое сопротивление каналов. Рассматривались гладкие каналы квадратного сечения, каналы со ступенчатым проходного сечения, каналы, оснащённые горизонтальными различной формы, щелевые каналы, каналы со сложной формой сечения: шестиугольные, звездообразные, оснащённые продольными полусферическими рёбрами, а также каналы, оснащённые поперечными рёбрами конической и треугольной формы. Всего приводятся

Таблица.2. тип определя- Расчётное расчётные у определения» равнения для соэффициеетов поверхность нагрева в 1 объём кирпича в 1 м насадки размер, м сечение насадки теплоотдачи гидравлического сопротивления насадки, м2/м3 объёма насадки, м2/м

С прямоугольными каналами 45x45 0.045 0.28 Ие>4500 №=0.018Ие0'8 2300<Ие<4500 №=0.00465Иеа952 Ле<2300 №=0.36 Не0'33 Ле>2300 'г^ОЗМ/Кв0125 24.9 0.

НК-2 с впадинами на больших гранях 0.055 0.419 700

БНИ-12-2 0.041 0.335 Ле<1700 №=1.83 Же0'14 1700<Ие<4260 №=2.95* *10 ^Ие1"31 4260<Ие №=0.02 Же0'8 Же>1250 % =0.197/И.е°'285 К.е<1250 % =72.5/Ие 32.7 0.

Кроме того, авторами рассматриваемых работ исследовано влияние отношения длины канала к его эквивалентному диаметру на теплообменные и турбулентного, ламинарного течения, а также области переходных режимов течения.

Большое количество работ по определению перспективных форм каналов насадок за последние 15 лет посвящено исследованию конфузорно-диффузорных каналов. Посвященная данному вопросу работа [2] содержит данные по экспериментальному определению теплошдравлических характеристик девяти каналов, имеющих различные отношения длин конфузорных и диффузорных участков (см. рис. 2.2 и табл 2.2 ).

Рассмотренная в работе [26] насадка типа «ёлочка», образованная из участков конических каналов, имеет характеристики, которые имеет смысл рассмотреть подробно. В каналах типа «ёлочка» дополнительная турбулизация достигается за счёт наличия в канале ступенек, образующихся при последовательном совмещении усечённых конусов. Характеристики определялись для канала, составленного из медных конических элементов длинной 37.5 мм и диаметром конуса 13/17 мм, причём общая длина сборки составляла 1200 мм. В работе [26] приводятся в графическом и аналитическом виде зависимости для коэффициента теплоотдачи и коэффициента трения в диапазоне Не от 524 до 20000, как при течении теплоносителя вдоль конфузорных секций, так и при течении вдоль диффузорных участков. N11=0.0363Ее0'8 С|=0.724/Ке°'2 . Отмечается, что при течении в режиме развитой турбулентности наблюдается двукратное увеличение коэффициента теплоотдачи конвекцией при росте коэффициента трения в 3.5=4.0 раза по сравнению с гладкими каналами при тех же значениях Не. Наиболее интересны результаты эксперимента, полученные при течении теплоносителя вдоль конфузора в диапазоне Ее от 600 до 2500, то есть в зоне ламинарного и переходного режимов течения. Авторы приводят практические рекомендации по применению насадок с каналами типа «ёлочка» в доменных воздухонагревателях, даётся анализ возможного применения данных насадок, имеющих средний диаметр канала 30 мм при условии её использования в воздухонагревателях доменной печи объёмом 1386 м ' Последнее по мнению авторов работы [ 26 ] позволяет снизить общую высоту насади аппарата на 5=8 метров по сравнению с насадкой, где применены гладкие каналы.

Работа [34] содержит экспериментальные данные по гидравлическому сопротивлению и структуре потока в каналах, выступов. характеристики каналов прямоугольного сечения с отношением сторон

1/6, 1/8,

В качестве мм, элементов использовались сегменты труб шагом 8ц/с1 и определяли как: ф=

§гс1)/(8з-с1) где з3— диагональный шаг. Длина канала 1=720 мм, входной участок имеет форму конфузора. Данные по расположению турбулизиругощих элементов в каналах, рассмотренных в работе [34], приводятся в таблице 2.6.2. В работе [34] приводятся данные по гидравлическим сопротивлениям каналов. Геометрические характеристики последних приведены ниже (см.табл. 2.3).

Кроме того, публикация содержит рекомендации по применению следующих зависимостей для определения гидросопротивления:

Не <400 с,=6.6-Ш

2 / ы) -0.4 / „ /лч-з.б

Су = 1.5 ° Кеил(5,1/^ с/ = 3.5(^ДГГ2-4 °{82!ё)1-\ где число К,е определяется для наиболее узкого сечения канала. Визуализация течения в канале, достигнутая авторами путём изготовления стенок канала из прозрачного материала и применения импульсного источника света ИФВ-3, позволила им сделать ряд замечаний по влиянию предыстории течения на характер обтекания турбулизирующих выступов. В работе указывается на хорошее согласование результатов измерений профилей скорости и пульсаций давления,, определяемых соответственно термометром ТПС-40, и микроманометром "Аскания". В качестве теплоносителя в этой работе применялась вода.

Работа [73] посвящена оценке особенностей организации движения теплоносителей к каналах реальных воздухонагревателей; а также делается попытка оценки возможности применения зависимостей, характеризующих интенсивность теплообмена и гидравлическое сопротивление, полученных для каналов различных форм в конкретной экспериментальной установки [73], в условиях каналов насадки доменных воздухонагревателей. Рассматривается влияние на теплообмен и сопротивление каналов двух механизмов. Изменение гидравлического сопротивления канала, вызванное ускорением потока в следствии термического расширения, при его нагреве и воздействия подъемной силы. Авторами рассматриваемой публикации приводятся вариант приближённой оценки взаимодействия и влияния этих двух механизмов на равномерность распределения температуры в каналах насадок в зависимости от движения теплоносителей.

Приведённый выше анализ теоретических и экспериментальных работ по изучению возможностей интенсификации конвективного теплообмена в каналах различной формы в применении к регенеративным воздухонагревателям не может считаться достаточно полным. Однако этот анализ позволяет сделать вывод о том, что изучаемый вопрос, а именно, влияние формы канала и интенсифицирующих элементов на теплоотдачу конвекцией и гидравлическое сопротивление реальных регенеративных насадок, имеет важное прикладное значение . С другой стороны, для решения этого вопроса необходимо уточнение теоретических представлений о механизме воздействия формы каналов на конвективную теплоотдачу и гидравлическое сопротивление

По совокупности объёма приведённых экспериментальных и теоретических исследований в этом направлении наибольший вклад принадлежит коллективу авторов ряда работ ВБИИМТ (г.Свердловск.). Полученные этими авторами результаты базировались на представлениях теории подобия и моделирования процессов конвективного теплообмена; Экспериментальная установка для получения коэффициентов теплоотдачи и гидравлического сопротивления каналов насадок при некоторых допущениях достаточна адекватно моделировала изучаемые процессы. Полученные во ВНИИМТ результаты широко использовались в промышленности при анализе эффективности работы воздухонагревателей и при реконструкции насадок аппаратов . Эти данные также применялись в проектной практике и при поиске новых эффективных форм насадок [ 67,69,82 ].

Позже цикл теретико-эксперимешгальных работ провёл коллектив авторов под руководством проф. Соломенцева С. Л. (г. Липецк ). Этим коллективом предложено несколько конструкций эффективных насадок [52,59,60 ].

При анализе результатов этих работ необходимо отметить общие черты подхода к проблеме изучения конвективного теплообмена в каналах насадок ; эти особенности несомненно влияли на точность полученных экспериментальных зависимостей и адекватность их фактическим конвективным процессам в промышленных аппаратах

Общая система дифференциальных уравнений конвективного теплообмена, включающая уравнения теплоотдачи, энергии, движения и сплошности, в применении к практике теплового моделирования несколько редуцируется и упрощается. Это упрощение касается как физических свойств потока жидкости, так и влияния гравитационных сил и ряда других эффектов.

При образовании системы уравнений не учитывается нелинейные эффекты, допускается равнозначное влияние чисел подобия (Ке,Ог,Рг) для различных режимов течения теплоносителя —ламинарного и турбулентного; достаточно произвольно выбираются так называемые константы преобразования — определяющие линейные размеры; для идентификации физических свойств теплоносителя выбирается определяющая температура потока, средняя температура по сечению пограничного слоя. При этом постулируется, что толщина теплового слоя равна толщине гидродинамического пограничного слоя, что, строго говоря, справедливо только для жидкостей с числом Прандтля равным единице.

Изучения особенностей теплообмена и гидродинамики в каналах насадки проводят на моделях различной степени неизотермичности, влияние самого фактора неизотермичности обычно не изучается; исключение составляет работа [73] . Экспериментальные установки описываемого типа строятся по принципу локального моделирования, адекватность граничных условий на плоскостях ограничений специально не изучается. При этом часто оказывается, что фактическое поле температур, скоростей и давлений в промышленном аппарате существенно отличается от такового в экспериментальной установке

Общим недостатком установок физического моделирования также является их высокая стоимость, энерш=и материалоёмкость, большие затраты времени и труда на проведение экспериментов. Кроме того, проведение экспериментов на каждом новом типе насадок требует реконструкции всей установки; большой проблемой при этом является поиск оптимальных форм насадок и прогноз их свойств при эксплуатации.

В значительной степени эти недостатки устраняются при переходе к математическому моделированию. Применение методов математического моделирования позволяет наиболее полно учесть факторы влияющие на работу насадки, оценить того или иного вида воздействия на изменение теплогидравлических параметров потока.

Применяемые виды насадочных элементов.

ООО о оооо

Рис. 2.

Применяемые виды насадочных элементов.

Рис. 2. у / %

2.7. Выводы Установлено, что основное влияние на эффективность работы Показано, что несмотря на существенные достижения в разработке и применении новых форм насадок воздухонагревателей, следует отметить, что конструирование новых форм насадок производится в основном интуитивным путём, что требует существенных затрат на экспериментальное определение гидравлических и тепловых характеристик. Конструкция оптимального насадочнош элемента с точки зрения теплообмена, эксплуатации и монтажа не выработана. Разработанные виды насадочных элементов позволяют применять весьма разнообразные формы каналов, с различными эффектами интенсификации теплообмена. Однако определение оптимальной формы каналов затрудняет отсутствие надёжных методов предварительного определения теплошдравлических характеристик каналов. Распространённые методы основанные на обработке статистического материала позволяют определять характеристики каналов, имеющих сходные с испытанными формы каналов, что в ряде случаев может снизить достоверность результатов.

Наиболее перспективным следует признать способ математического моделирования с целью определения тепловых и гидравлических характеристик насадок. Для формирования основных положений математической мадели течения и теплообмена в каналах насадки сложной формы требуется адаптация основных уравнений переноса теплоты и импульса

Зо Математштеепт© моделишроминиш© точкшшш в гамаш©

Математическое моделирование как метод исследования находит широкое применение в самых различных областях, таких как аэрокосмическая техника, судостроение, reo- и астрофизика, химия и др. Математическая модель процесса включает систему из нелинейных дифференциальных уравнений, как правило в частных производных, описывающих изменение ряда параметров, характеризующих исследуемый процесс. Сложность математической модели в большинстве случаев не позволяет найти её аналитическое решение . Поэтому основным методом анализа становится вычислительный эксперимент, дающий возможность получить требуемую информацию о исследуемом процессе

Математической основой для исследования теплообмена является система дифференциальных уравнений сплошности, движения, энергии, состояния, переноса излучения, диффузии, то есть система, выражающая законы сохранения массы, количества движения, энергии и связывающая такие параметры рабочего тела как давление, плотность и температура. Значительная математическая сложность данной системы уравнений затрудняет получение её аналитического решения в общем виде. Но рассматриваемая система является основой для получения упрощённых и численных решений, позволяющих изучать и прогнозировать протекание процессов сложного теплообмена на математических моделях различных теплообменников. Широкое применение аналогичных математических моделей при решении сходных задач в аэродинамике и других отраслях требует хотя бы беглого рассмотрения особенностей математической модели, используемой для исследования процесса теплообмена при течении в канале, допущений принятых для упрощения решения, объяснения выбора метода замыкания уравнений Рейнольдса из многообразия применяемых на практике.

3.1. Основные допущения принятые для рассмотрения течения в каналах

Изучая движение в каналах при разных режимах течения, достаточно трудно определить истинные траектории каждой отдельной частицы, кроме того, в большинстве практически важных случаев в этом нет острой необходимости. Поэтому целесообразней искать решение уравнений движения, энергии, неразрывности, полученных путём осреднения уравнений, описывающих мгновенное состояние движения, принимая ряда допущений, позволяющих без потери точности производить определение теплошдравлических характеристик канала.

Перед применением упомянутых уравнений, необходимо отразить те допущения, которые используются для описания течения в канале. Как уже отмечалось выше, в качестве теплоносителей рассматриваются газовые среды: воздух, продукты сгорания. Так как в регенеративных аппаратах наблюдаются значительные изменения температуры газов, в ряде случаев более 1000 °С, необходимо производить учёт изменения свойств теплоносителя в зависимости от температуры. Последнее осуществляется на основе зависимостей, предложенных в работе [64]. Рассматривая движение только в каналах насадки и считая, что процессы горения заканчиваются " до входа в каналы воздухонагревателя, можно пренебречь внутренними источниками теплоты в газовом потоке. Кроме того, для предварительного определения характеристик каналов движение теплоносителя можно рассматривать как движение однородной однофазной среды. В реальных установках теплообмен осуществляется в интервале чисел Рейнольдса 500=30000 , скорость теплоносителей значительно ниже звуковой, следовательно, нет необходимости в учёте эффекта сжимаемости газов.

Газовая среда в каналах насадки считается сплошной средой. Действительно, приемлемость континуальных представлений для газового потока определяется величиной числа Кнудеена Кп2= ^<0,001, где I — средняя длина свободного пробега молекул газа, !0—определяющий линейный размер тела, с которым взаимодействует газовый поток. Для обычных молекулярных газов при начальных условиях (давление около 0Л МПа, температура 273 К) средняя длина свободного пробега молекул составляет приблизительно 1(Г7м или Ш"4 мм. При повышении температуры до 1773 К (1500 °С) I увеличивается приблизительно в 2.5 раза. При критическом значении Кп=0.001 газовый поток с температурой 1500°С будет взаимодействовать с поверхностью стенки в полном соответствии с континуальными представлениями, то есть, без скачков скорости и температуры у поверхности, с неоднородностями, имеющими линейный размер 0.25 мм и более. Поскольку в настоящей работе рассматриваются выступы, впадины и неоднородности на поверхности канала значительно больших размеров можно полагать, что задача укладывается в рамки континуальных представлений. С повышением давления степень разряжённое™ газов уменьшается, и газовая среда в ещё большей степени соответствует континуальным представлениям.

Достаточно надежные результаты в определении характеристик каналов, полученные при использовании приближения узкого канала в работах [13,4,30,36], показывают, что данное упрощающее предположение может быть применено для исследования течения в каналах насадок. Это возможно, так как большинство каналов насадок осесимметричны, имеют достаточно большую относительную длину при сравнительно небольших изменениях площади поперечного сечения. Течение в данных каналах характеризуется преобладанием продольной составляющей скорости, состоянием теплоносителя, близким к состоянию химического равновесия, низкими градиентами давления по длине канала и незначительными градиентами параметров в поперечном направлении.

Кроме того, в рамках приближения узкого канала, возможно определение продольного распределения градиента давления параллельно с определением других параметров потока. Это особенно ценно при исследовании течения в каналах со сложной геометрией продольного профиля стенок. При использовании стандартных маршевых схем расчёта течения возможно возникновение некоторых осложнений, связанных с описанием течений при наличии в канале турбулизаторов с обратным углом наклона, образующих их стенок. Существует большое количество работ [4,13,20,95], авторы которых успешно применяли приближение узкого канала для описания течения в гладких каналах, а также в каналах, оснащённых некоторыми турбулизирующими элементами. Результаты их расчётов достаточно хорошо согласуются с экспериментальными данными. В то же время следует отметить, что авторы работы [4] отмечают снижение достоверности информации о течении, полученной при использовании приближения узкого канала, в случае наличия угла наклона стенок к основному направлению течения превышающемому 45°.

Несмотря на схожесть подхода, использующего приближение тонкого вязкого слоя, известного как приближение узкого канала, с подходом, связанным с применением приближения пограничного слоя, необходимо отметить значительное упрощение вычислений, достигаемое без существенной потери точности результатов в случае обращения к первой схеме. Это достигается за счёт использования одной системы уравнений, а не двух, как это обычно делается в рамках приближения пограничного слоя, когда поток разделяется на течение в пристеночной зоне, где используются уравнения Прандтля, и течение в невязком ядре, где применяются уравнения Эйлера. Это накладывает жёсткие ограничения на применимость данного подхода к прямому численному исследованию течений в каналах с сечением типа "звезда", либо при наличии в канале одиночных, локальных выступов. В последних случаях течение необходимо рассматривать как трёхмерное.

Особое внимание здесь приходится уделять разбиению сетки и выбору текущих координат в угловых зонах. Хорошие результаты по данным работ [78,1] удаётся достичь при использовании "гибких самоподстраивающихся сеток и системы координат, связанной с поверхностью канала. Значительно облегчает и упрощает задачу возможность рассмотрения каналов как двумерных объектов, что делает применимым использование декартовых или цилиндрических систем координат.

3.2. Применяемые системы уравнений для описания течения в каналах

Достаточно часто для исследования турбулентных течений используются уравнения Ыавье-Стокса [1], но следует отметить, что прямое численное решение уравнений хотя и позволяет получить значительный объём информации о течении, сопряжено с большими трудностями. В тоже время, подходы к исследованию турбулентных течений, основанные на уравнениях . Рейнольдса, требут некоторой эмпирической информации, но позволяют ■ получать осреднённые характеристики течения с достаточной точностью. При этом необходимо отметить, что уравнения Рейнольдса, полученные на основе ; уравнений при осреднении параметров течения, описывают течения с рядом . допущений, так как при выполнении операций осреднения теряется некоторая часть информации об особенностях исследуемых течений [1,4,11,13]. Значительное количество работ посвящено процедуре получения данных уравнений в приближении узкого канала [13,30]. Нет необходимости подробно шисывать данную процедуру, остановимся лишь на некоторых важных «оментах.

Переход от уравнений Навье-Стокса к уравнениям Рейнольдса, связан с выбором способа осреднения. Данная процедура применяется для упрощения решения, сглаживания пульсаций, повышения устойчивости решения [11]. Различают ряд способов осреднения, например: осреднение по времени, осреднение по пространству, осреднение по ансамблю, но при исследовании осреднения приводит к сходному результату [1]. При этой процедуре параметры описывающие течение представляются в виде = /'(х9у^) + где —среднее значение рассматриваемого параметра; — пульсации того же параметра.

Преобразуя выше приведённым способом параметры в уравнениях Навье-Стокса и производя оценку порядка членов, входящих в уравнения и сохраняя все члены порядка 0(1) и отбрасывая члены более высоких порядков, получаем уравнения пограничного слоя (3.21). Подробнее данная в работах [ 1,14,41 ]. {рйх) + — {рыу) = ® ; (3.1) дих д и д дих д дГ ди, ч иух):=их х ■+ 1 + я< Ут") ■+ О* ■+ ъ Угг)

Зс у $ х ¿к ф ф' здесь: их, иу — составляющие скорости; 3 Л,Л вязкость, теплопроводность газа и виду (3.1) использовалась гипотеза осредненных значении: 'ди Дм

Нетрудно заметить, что число неизвестных в уравнениях Рейнольдса превышает число основных уравнений, а это, в свою очередь, требует допущений. В частности, наибольшее распространение получили методы, основанные на установлении дополнительной связи между турбулентными напряжениями и параметрами осредненнош турбулентного потока, но существует и альтернативный подход, основанный на исследовании гатистических свойств поля турбулентного потока. Здесь необходимо отметить работы таких авторов как И. Тейлор [80], А.Ы.Колмогоров [31], Л.Прандтль [95]. Однако данный подход также использует упрощающие гипотезы [30,38].

Для замыкания кажущихся турбулентных напряжений и тепловых потоков обычно принимается та или иная модель турбулентности. Модели турбулентности для замыкания уравнений Рейнольдса обычно подразделяют на гри группы. Отдельно выделяют модели турбулентной вязкости, где применяется в том или ином виде гипотеза, выдвинутая более 100 лет назад Буссинеском, о связи кажущихся турбулентных сдвиговых напряжений со скоростью средней деформации через так называемую "турбулентную " вязкость. Причём здесь можно отметить простейшие алгебраические модели, модели с одним обыкновенным дифференциальным уравнением, модели с

5сколькими дополнительными уравнениями в частных производных, которые .еобходимо решать для получения параметров описывающих течение. 1числительными трудностями [1 ] и в данном случае не оправдано. | значение для реализации вычислительном схемы имеет вопрос о замыкании уравнений гидродинамики и теплообмена при помощи

В ряде простейших случаев качественно верные результаты могут быть алгеораические зависимости для определения турбулентной вязкости, часто модели этого типа где I — длина пути смешения, расстояние, проходимое "молярной" жидкой

Определение I может быть произведено с использованием демпфирующей принимаемая равной 26. В зоне непосредственной близости от стенки длина где 8 — тол! время оыли наличии так: слоя. Подобные зависимости в различное для определения характеристик течений при как вдув, шероховатость и т.д. Как правило, констант. Необходимо отметить и другие зависимости, относящиеся к алгебраическим моделям [81 Л"тах-"тш)) (3° предложенная в 1930г. = —)4 /(■——)2[31]; модель, предложенная в 1932г. [80] = 2Ц (——); модель Прандтля 1942 [95] ^ здесь к^ Ь течений; модель, предложенная в 1942г. <$ — ы1ыеы,^и, ^инце в 1952г. у(: модели Тринга и

Либби 1960г.[81] vt у- 0 УС

Такие модели как модели Ферри, Блюма и Стейгера, Шеца, Альпиниери обобщенных и скорректированных для конкретных случаев [81]. Более подробное описание этих моделей можно найти в работах [81,39]. турбулентности является невозможность определения влияния на структуру

Последнее связано с тем, что алгебраические модели дают оценку локальных параметров. Кроме того, для учёта специфических эффектов приходится менять константы в рассматриваемых моделях, что затрудняет возможность их

Стремление создания более общих моделей турбулентности является основной целью при разработке более сложных моделей турбулентности. Так предположение Л.Прандтля и А.Н. Колмогорова о пропорциональности характерного масштаба скорости квадратному корню из кинетической энергии

I, = в кр1{Е )1/

Для определения кинетической энергии турбулентности, в случае

В данном случае длина пути смешения I — задаётся алгебраической функцией. в том, что дины I дает лучший изменение скорости турбулентности [19]. Кроме того, здесь сохраняется смешения моделями турбулентности с двумя уравнениями модели, где а для с энерг» турбулентности. К таким моделям относятся Е — е модель, где е — скорость диссипации турбулентности. Используемое уравнение для кинетической уравнении используется уравнение переноса для е вида: —)2 - е

Турбулентная вязкость выражается здесь через е как: модели содержащие три, а иногда и больше, дифференциальных переноса.

В качестве инструмента для исследования внутренней структуры выполнение условия пропорциональности напряжении и средней скорости деформаций [1,80,39]. В этих моделях отсутствуют ограничения, накладываемые применением гипотезы Буссинеска. В то же время данные модели содержат наибольшее количество уравнений и констант, что позволяет в ряде случаев более достоверно описывать процессы, происходящие в каналах при наложении усложняющих расчёт воздействий. Однако, при использовании этих моделей, сохраняется необходимость введения допущений для моделирования отдельных членов. ый обзор подходов к замыканию уравнений Рейнольдса можно ги в работах [91,4].

Нетрудно заметить, что большинство из данных моделей основывается на предположении о линейной зависимости турбулентных напряжений от градиентов осредненной скорости и температуры, но следует отметить, что с помощью данных моделей возможно получение информации только об осредненных характеристиках потока, а не о характере турбулентности, что

1.4. Дифференциальные модели турбулентности иентных моделей для теплогидравлических характеристик каналов с непостоянным сечением в большинстве случаев не- целесообразно, так как в условиях течения в рассматриваемых каналах наблюдается сложный характер взаимодействия процессов диффузионного, конвективного, а при достаточно высоких температурах и радиационного переноса. В работах по исследованию течения в каналах жидкостей со сложной реологией при использовании градиентных моделей, как правило, при рассмотрении каналов с конкретным профилем, в уравнениях производилась корректировка констант [93], что указывает на сложность их применения в качестве универсальных, предназначенных для разрабатываемых каналов. Хотя для решения задач по определению полей распределения осредненных параметров в медленно изменяющихся, в частности, в прямолинейных течениях и в случае автомодельного течения, градиентные модели весьма эффективны. Большинство данных моделей, как о предыстории течения

С этих позиций более предпочтительными выглядят дифференциальные они ос универсальностью, в том числе и за счёт учёта большего количества эффектов, а также за счёт большей, чем в градиентных моделях, варьируемости величин. Значительное число работ по исследованию турбулентных течений с использованием данных моделей указывают на возможность успешного описания турбулентных характеристик в достаточно сложных течениях, в том числе не автомодельных [39]. Несмотря на то, что основные идеи, заложенные в большинство дифференциальных моделей, основанных на использовании уравнений переноса для характеристик турбулентного течения таких, как: Е - энергия турбулентности, Ь — масштаб турбулентности, б - скорости диссипации турбулентной энергии, т - турбулентное трение,

V, - кинематический коэффициент турбулентной вязкости (- динамический коэффициент турбулентной вязкости) были выдвинуты ещё в работах А.Н.Колмогорова, Л.Нрандтля,В.Г. Невзгляд ова, П.Брэдшоу, методы, продолжают интенсивно развиваться и имеют весьма высокии потенциал для

Значительный интерес среди многообразия дифференциальных моделей решения задачи гидродинамики и теплообмена в каналах сложной формы, а

Е и масштаб турбулентности Ь. наиболее удачных моделей этого типа- модель Г.С. Глушко [] С(я + /Ч,, А Л,

Е — Ь модели турбулентности в каналах переменного сечения, позволило установить

0.3 7, с

Кроме модели (3.11) в различное время были предложены модели П. Брэдыгоу [47], В.П. Приходько [31,39]. Находят применение также модели, использующие уравнение переноса турбулентной вязкости [4,20] 0.2 /I, использовалось алгебраическое выражение для длины пути смешения. течении используются яческой энергии ж, где булентности; к данному типу относятся модели Лоундера, модифицированные модели Ханжалика- Лоундера [1] и др. В частности модель я авторами раб' + и, / с*) — + с ч С/И/ з) л

И]: л

1 + С.Р/ С*Р/

3/7 + авторов [4Д9Д4], применяющих подобные Е—е модели используют их улентности и их работ [39,81,35,41] турбулентности типа Е—б не могут воспроизводить " большой максимум в возможна ламинаризация потока, не помощи Е—б моделей вследствие

Следует заметить, что при решении сходных задач по определению всей длине исследуемого канала, что однако далеко не всегда может быть оптимально. Исследуемые в работе [93] каналы имели турбулизирующие

1+ Л <*тт+

О | +

-0.58,

0.89 о2.14 /-0. здесь: Ь+—длина смешения, щ—безразмерная координата ; 1/+—безразмерная скорость; г0+—безразмерный радиус трубы; — параметры, характеризующие турбулизирующие элементы: диаметр трубы, высота элемента, угол наклона, безразмерная группа, характеризующая отношение длины к шагу рёбер. Данные зависимости используются в пристеночной области при т] <2е/0. Для ядра потока авторы работы [93] рекомендуют зависимость: ^ - 0.07О44го+(1 - (1 - щ)2){\ + 2.345((1 - ф2).

Достаточно сложно использовать модели подобного типа для определения характеристик течения в канале при произвольной форме и расположении турбулизирующих выступов.

В работах [13 ] для решения ряда задач, в том числе по течению газа в плавно сужающихся каналах была успешно использована Е—Е модель турбулентности. Полученные в работе [14] данные по течению в каналах с сужающейся частью хорошо качественно и количественно согласуется с данными экспериментов. Во многом это объясняется значительными возможностями Е—Е моделей для исследования течений в каналах со сложной реологией. Модели этого типа позволяют не только учитывать эффекты ламинаризации потока в сужающихся зонах каналов и генерацию турбулентных пульсаций в диффузорах, но и определять зоны влияния турбулизаторов на поток. Последнее позволяет определять характеристики каналов при условии варьирования в широких пределах расположения и формы турбулизирующих элементов; без подобных данных достаточно сложно получение формы канала с оптимальными, для каждого конкретного случая характеристиками. Исходя из вышеизложенных соображений и учитывая то, что большинство каналов насадок оснащаются турбулизаторами, а некоторые из перспективных- видов каналов насадок имеют участки, где возможна ламинаризация потока, объясняется предпочтение, отданное Е~Е модели турбулентности для исследования течения в каналах регенеративных воздухонагревателей.

3.5. Некоторые особенности в определении турбулентного числа Прандтля