DESIGNING OF THE WATER-TUBE RECOVERY BOILER BASED ON NUMERICAL MODELING OF HEAT AND HYDRO-GASDYNAMIC PROCESSES
Authors:
1.
Volga State Academy of Water Transport
2.
Scientific Research Institute of Mechanics under auspices Nizhny Novgorod State University named after N. I. Lobachevskiy
3.
Volga State Academy of Water Transport
Type:
Article
Pages:
from 48
to 54
Status:
Published
Received:
20.02.2014
Accepted:
25.02.2014
Published:
25.02.2014
Subject area:
UDK 621.1.016:536.2
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
BBK 31.361
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
BBK 31.361
Language:
Russian
Keywords:
heat transfer, recovery boiler, convection, intensification of heat transfer
Abstract (English):
A new recovery boiler with a pipe system having a circular sectional shape has been developed. The boiler manages high-speed coolant flow, which consequently increases the heat transfer and reduces the rate of deposition of scale. The objectives are to create a new method of calculating the dynamic and thermal characteristics of the recovery boiler of cross-flow type, to define the temperature and velocity fields. Much attention has been paid to the areas, located on the inner and outer surfaces of the tubes, in the areas of destruction of dynamic and thermal boundary layers. To demonstrate the flows near the walls a compound Menter SST turbulence model has been used. Based on the analysis of integral and local characteristics of the model a full-scale model of a new recovery boiler has been designed and constructed. Tests of the recovery boiler showed a good agreement of experimental data with the calculated ones. It is concluded that the appropriateness of the system of control rings as the most effective means of intensifying and reducing hydrodynamic losses.
A new recovery boiler with a pipe system having a circular sectional shape has been developed. The boiler manages high-speed coolant flow, which consequently increases the heat transfer and reduces the rate of deposition of scale. The objectives are to create a new method of calculating the dynamic and thermal characteristics of the recovery boiler of cross-flow type, to define the temperature and velocity fields. Much attention has been paid to the areas, located on the inner and outer surfaces of the tubes, in the areas of destruction of dynamic and thermal boundary layers. To demonstrate the flows near the walls a compound Menter SST turbulence model has been used. Based on the analysis of integral and local characteristics of the model a full-scale model of a new recovery boiler has been designed and constructed. Tests of the recovery boiler showed a good agreement of experimental data with the calculated ones. It is concluded that the appropriateness of the system of control rings as the most effective means of intensifying and reducing hydrodynamic losses.
Keywords:
heat transfer, recovery boiler, convection, intensification of heat transfer
heat transfer, recovery boiler, convection, intensification of heat transfer
Введение Нами разработан котел-утилизатор новой конструкции (рис. 1). Трубная система котла имеет в сечении кольцевую форму, по трубам движется вода. Благодаря установленным в водяных коллекторах перегородкам в трубах по воде организуются от четырех до семи ходов, что обеспечивает высокую скорость течения теплоносителя и, соответственно, увеличенную теплоотдачу и уменьшенный темп отложения накипи. Горячий газ совершает реверсный ток, двигаясь во входном участке поперек трубного пучка от оси к периферии, а в выходном участке – от периферии к оси благодаря наличию поперечной перегородки. Данное конструктивное решение обеспечивает ряд положительных качеств котла: высокий коэффициент теплопередачи, малые габариты, осевую компоновку, пониженную температуру корпуса и др. Однако нестандартная конструкция обусловила ряд расчетных и проектных трудностей: - для принятого сложного типа тока в литературе [1] не найдено точных интегральных зависимостей расчета тепловой эффективности и среднего температурного напора; - отсутствуют данные или рекомендации по учету влияния застойных зон, неравномерности течения теплоносителей, углов нагнетания теплоносителей на трубки и др.; - нет данных по выбору основных геометрических размеров трубного пучка, элементов корпуса и газового тракта. Рис. 1. Эскиз котла-утилизатора В связи с этим нами, с целью исследования тепловых, гидродинамических и газодинамических характеристик нового котла-утилизатора, принято решение воспользоваться методами математического моделирования рабочих процессов на базе решения связанной задачи гидродинамики и теплопередачи. Задание условий Основными задачами, решаемыми в ходе исследований, являются: - создание новой методики расчета динамических и тепловых характеристик котла-утилизатора перекрестноточного типа, в которой учитываются факторы нелинейности теплофизических характеристик, обусловленных конвекцией и взаимодействием скоростных и температурных полей; - определение полей скоростей и температур теплоносителей, распределения температур на стенках и перегородке котла-утилизатора при одном проходе воды через систему трубок; - разработка способов интенсификации процессов теплообмена между теплоносителями для данного котла-утилизатора. Процессы, протекающие внутри котла-утилизатора, описываются уравнениями неразрывности, импульсов и энергии и замыкаются уравнениями SST-модели турбулентности Ментера: где , , функции смещения где у - расстояние до ближайшей стенки. . , . Турбулентная вязкость вычисляется как , где - осредненный тензор скоростей вращения. Эмпирические константы SST-модели Ментора: r - плотность газа; u, v, w - проекции вектора скорости жидкости; p - давление в жидкости; - эффективная вязкость; ,, - проекции массовой силы; m - физическая (ламинарная) вязкость; mt - турбулентная вязкость; k - кинетическая энергия турбулентности; ω - завихренность. В уравнениях неразрывности, количества движения и энергии неизвестными являются функции u, v, w, p, Т, k, ω. Граничные условия являются специфическими и приводятся ниже. Теплофизические и несущие свойства дымовых газов принимались по [2]. Расчетной зоной задачи является сектор котла-утилизатора, содержащий 16 трубок в пяти рядах. В качестве граничных условий заданы: - условия на входе 1 в котел-утилизатор для дымовых газов Vx = Vy = 0, Vz = 25 м/с, T = 873 K; - условия на входе 2 в котел-утилизатор для воды Vx = Vy = 0, Vz = 0,5 м/с, T = 293 К; - условия адгезии и адиабатичности на внутренних поверхностях котла-утилизатора: боковой плоскости и торцевых плоскостях выше входного и выходного отверстий дымового газа, не включая внутреннюю поверхность трубок; - условия на выходе для дымовых газов и на выходе для воды p = pатм (избыточное давление отсутствует); - условия симметрии на боковых поверхностях расчетной зоны Vn = 0, . Для зон, заполненных дымовым газом и водой, решаются уравнения Рейнольдса и уравнение энергии с учетом условий конвекции и теплопроводности, а для зоны, заполненной сталью - уравнение теплопроводности. Температура между зонами до решения задачи неизвестна и находится в процессе решения. Такой метод не распространен в инженерной практике, т. к. не требует задания коэффициентов теплоотдачи на границах зон, заполненных теплоносителями. Методы решения задачи Задача решалась с применением пакета вычислительной гидрогазодинамики ANSYS CFX. Большое внимание уделялось областям, расположенным со стороны внутренней и внешней поверхности трубок, в зонах распределения динамических и тепловых пограничных слоев. Рассредоточение концентрических точек по оси котла-утилизатора - равномерное для трубок и неравномерное со смещением к входу-выходу и перегородке для зоны, заполненной газом. Необходимо, чтобы начальные условия были максимально близкими по сравнению с естественными условиями начала процесса теплопередачи. В связи с этим возможны два способа задания начальных условий для дымовых газов: 1. T0 = 293 K, , p0 = pатм (Dp0 = 0); либо T0 = 293 K, V1x = V1y = 0, V1z = 25 м/с, p0 = pатм (Dp0 = 0). 2. T0 = 873 K, , p0 = pатм (Dp0 = 0); либо T0 = 873 K, V1x = V1y = 0, V1z = 25 м/с, p0 = pатм (Dp0 = 0). В первом варианте задания начальных условий решение возможно при использовании в качестве расчетной модели для дымовых газов модели несжимаемой жидкости. Это допущение является достаточно грубым для решения поставленной задачи. В связи с этим задача решалась с заданием начальных условий вида 2. В начале система уравнений неразрывности завершалась составной SST-моделью турбулентности Ментера [3]. Эта модель является комбинацией k-e модели (более точное описание течений вблизи стенок) и k-w модели (моделирование потока вдали от твердых поверхностей). Как показали расчетные эксперименты, в данной области задач рациональнее применять однопараметрическую транспортную модель вихревой вязкости Ментера [4]. Показательно, что при сравнении результатов промежуточных этапов расчета заметно различие тепловых и скоростных полей. Несмотря на это, итоговые результаты расчета одного прохода частиц воды через котел-утилизатор оказываются достаточно близкими. Натурный эксперимент и его результаты На основе анализа интегральных и локальных характеристик расчетной модели спроектирован и построен натурный образец нового котла-утилизатора. На начальном этапе проектирования с целью обеспечения высокой тепловой эффективности при требуемом газодинамическом сопротивлении выполнены расчеты котла для ряда значений длины трубного пучка L = {1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0} м. На рис. 2 показан изготовленный котел-утилизатор с этими характеристиками. Масса нового котла Мк = 320 кг. С учетом максимально требуемого газодинамического сопротивления DPог = 1,0 кПа принят к проектированию котел с параметрами Lтр = 1,5 м; dтр = 20 × 1 мм; число рядов труб в радиальном направлении nр = 8. На входе установлена система из трех направляющих дефлекторов. Число ходов по воде nх.в = 4. Испытания котла в составе когенерационной установки с газопоршневым двигателем Caterpillar G3508LE показали на номинальном режиме при массовом расходе рабочего тела Gг = 3 162 кг/с тепловую эффективность h = 0,858 при газодинамическом сопротивлении DPк = 1,22 кПа. Рис. 2. Натурный образец котла-утилизатора Сравнение полученных результатов с расчетными данными показало хорошую сходимость (рис. 3). Расчеты проводились для нескольких вариантов котла-утилизатора, отличающихся от исходного варианта установкой в поток газа дефлекторных поверхностей с целью интенсификации теплообмена. Рис. 3. Зависимости тепловой эффективности и газодинамического сопротивления котла от длины трубного пучка На рис. 4 представлены графики изменения значений температуры воды вдоль оси трубок (по одной из каждого ряда для двух рассматриваемых вариантов: и - исходный вариант, к - вариант с кольцевыми дефлекторами). Рис. 4. Графики изменения значений температуры воды вдоль оси трубок (по одной из каждого ряда для двух рассматриваемых вариантов: и – исходный вариант, к – вариант с кольцевыми дефлекторами) Температура воды в варианте c дефлекторами растет более плавно и почти для всех рядов трубок оказывается выше, чем в исходном варианте. Выводы 1. Разработан новый метод расчета тепловых и динамических характеристик котла-утилизатора перекрестноточного типа, в котором учтена нелинейность теплофизических и динамических характеристик теплоносителей. 2. Разработанная методика позволила, с помощью пакета вычислительной гидрогазодинамики ANSYS CFX, получить поля скоростей и температур теплоносителей. 3. Смоделированы и применены различные способы интенсификации теплопередачи. Анализ результатов расчетов позволил сделать вывод о целесообразности применения системы кольцевых дефлекторов как наиболее эффективного средства интенсификации и снижения гидродинамических потерь. 4. На базе новой методики спроектирован полноразмерный котел-утилизатор. 5. Эксплуатационные параметры нового котла-утилизатора значительно опережают параметры аналогов, используемых в составе судовых энергетических установок речного флота.
1. Bazhan P. I. Spravochnik po teploobmennym apparatam / P. I. Bazhan, G. E. Kanevec, V. M. Seliverstov. M.: Mashinostroenie, 1989. 367 s.
2. Isachenko V. P. Teploperedacha / V. P. Isachenko, V. A. Osipova, A. S. Sukomel. M.: Energiya, 1975. 488 s.
3. Menter F. R. Two-equation eddy-viscosity turbulence models for engineering applications / F. R. Menter // AIAA Journal. 1994. Vol. 32, N 8. R. 1598-1605.
4. Menter F. R. Eddy Viscosity Transport Equations and their Relation to k-ε the Model / F. R. Menter // NASA Technical Memorandum 108854, November 1994. 19 p.
