К.т.н. С.Б. Горунович, ведущий инженер ПТО, «Усть-Илимская ТЭЦ» филиал ОАО «Иркутскэнерго», г. Усть-Илимск Иркутской обл.
Введение
В ранних публикациях много говорилось об использовании тепловыделений от основного оборудования, других вторичных энергетических ресурсов в целях повышения энергоэффективности производственных зданий [1, 2]. В частности рассматривался вариант организации отборов тепла из газовоздушных трактов котлов на отопление главного корпуса электростанции. В [2, 3] подчеркивалось, что тягодутьевые машины газовоздушных трактов котлов большинство времени работают на сниженных нагрузках, откуда вытекает, что имеющийся резерв по подаче и напору дутьевых вентиляторов, а также резерв по теплообмену теплообменных поверхностей воздухоподогревателя (ВЗП) можно успешно использовать для обогрева самого котельного отделения. В источнике [2] обсуждался вопрос о целесообразности объединения воздушного тракта дутьевых вентиляторов котлов с системой воздушного отопления главного корпуса теплоэлектростанции и об объединении их систем регулирования. Один из возможных вариантов реализации данных идей проиллюстрирован на рис.1 на примере котлоагрегата высокого давления.
Актуальность подобных решений повышает то обстоятельство, что в настоящее время все более и более набирает популярность идея воздушного отопления как серьезная альтернатива жидкостного. Очевидно, что серьезным преимуществом воздушного отопления в сравнении с традиционным жидкостным, является тот факт, что теплота воздуха воздействует на человека и предметы напрямую, при этом дополнительно гарантируя необходимый воздухообмен. Все это обеспечивает более комфортный тепловой режим в жилых и производственных зданиях. Нагретый от оборудования воздух является низкопотенциальным ресурсом, его повторное использование приносит экономический эффект, откуда и проистекает неразрывная связь между энергосбережением и воздушным отоплением как таковым. Полезно очередной раз подчеркнуть, что для целей энергосбережения всегда полезно обратить внимание на крупные источники нагретого воздуха, которые почти всегда имеются в наличии на крупных энергетических предприятиях.
При этом, при организации отборов тепла из газовоздушных трактов котлов всегда возникают вопросы об оптимальном регулировании отборов, об их влиянии на технологический процесс, на общий тепловой баланс парогенератора. Данное исследование призвано осветить эту проблему на примере эксплуатации котлов высокого давления типа БКЗ-420-140ПТ2 Усть-Илимской ТЭЦ. Опыт Усть-Илимской ТЭЦ доказывает, что при рациональной организации системы воздушного отопления и вентиляции можно добиться существенного экономического эффекта как за счет экономии тепла, так и за счет повышения эффективности работы основного оборудования – котлов. Ниже приводятся теоретические выкладки, которые подтверждают на первый взгляд парадоксальное утверждение – отбор тепла от котлоагрегата может повысить его КПД.
Рис.1. Принципиальная схема объединения системы воздушного отопления и воздушного тракта котла: 1 – воздухозаборник; 2 – подпорный вентилятор; 3 – воздуховоды системы воздушного отопления; 4 – дроссель- клапан системы воздушного отопления; 5 – всас дутьевого вентилятора; 6 – дроссель-клапан линии рециркуляции котла; 7 – дроссель-клапан отбора горячего воздуха из тракта котла на воздушное отопление; 8 – воздуховоды воздушного тракта котла; 9 – направляющий аппарат дутьевого вентилятора; 10 – дутьевой вентилятор; 11 – воздухораспределитель системы воздушного отопления.
Тепловой баланс котла
Очевидно, что отборы теплого воздуха из газовоздушного тракта котла оказывают существенное влияние на его тепловой баланс и, соответственно, на его основные экономические показатели. Согласно нормативному методу теплового расчета котлов [4] общий тепловой баланс котлоагрегата должен удовлетворять следующему условию:
ΔQ = QР ∙ ηК + QФ + QВНЕШ – (QЛ + QК + QПЕ + QПП + QЭК + QИЗБ)(1 – q4/100), (1)
где: ΔQ – невязка теплового баланса котла, величина которой не должна превышать 0,5% от QР; QР – располагаемое тепло топлива, кДж/кг; ηК – КПД котла брутто; QФ – тепло, внесенное в топку паровым дутьем («форсуночным паром»), кДж/кг; QВНЕШ – тепло, внесенное в топку воздухом, при его подогреве вне котла, кДж/кг; QЛ – количество тепла, воспринятое на 1 кг топлива в топке, кДж/кг; QК, QПЕ, QПП, QЭК – тоже котельными пучками и фестонами, пароперегревателем (кроме радиационного), промежуточным перегревателем и экономайзером, кДж/кг; QИЗБ – тоже избыточным (отдаваемым «на сторону») воздухом, кДж/кг; q4 – потеря тепла от механического недожога, %.
Тепло, отбираемое с горячим воздухом в систему воздушного отопления, очевидно, составит QИЗБ в правой части формулы. Количество данного тепла определим по формуле:
QИЗБ = GОТБМ(JОТБ – JХВ)/BР, (2)
где: GОТБМ – массовый расход отбираемого воздуха, кг/с; JОТБ – энтальпия отбираемого воздуха, кДж/кг; JХВ – энтальпия холодного воздуха, кДж/кг; BР – расход топлива, кг/с.
Проанализируем изменения в тепловом балансе в результате возникновения или увеличения отбора в тракте горячего воздуха, что означает появление или увеличение QИЗБ. Предполагаем также изменение величины QЛ, куда входит тепло нагретого в ВЗП воздуха (QВЗПв) и, в результате снижения температуры уходящих газов, изменение всех остальных величин QК, QПЕ, QПП, QЭК по цепочке. В целом ожидаем рост суммарной величины тепла в скобках в правой части, и как следствие приведения баланса к нормируемой невязке – рост КПД котла брутто.
Приведем следующую цепочку формул и рассуждений для подтверждения предположений выше. Напомним, что при одноступенчатой компоновке ВЗП тепловосприятие ВЗП рассчитывается как одно целое, при компоновке «в рассечку» каждая часть рассчитывается отдельно [4]. Сводится баланс тепла по газовой и воздушной сторонам. Формулы являются общими для расчета как 1-ой, так и 2-ой ступени ВЗП.
Тепловосприятие ВЗП по балансу со стороны воздуха, кДж/кг:
QВЗПв = βВ (JВ11 – JВ1), (3)
где: βВ – отношение количества воздуха, проходящего через ВЗП к теоретически необходимому, βВ = (αТ – ΔαТ – αППУ + ΔαВП + βР).
Последнее выражение представляет собой сумму величин: избытка воздуха в конце топки – αТ, коэффициента присоса воздуха в топке – ΔαТ, коэффициента присоса воздуха в систему пылеприготовления – αППУ, коэффициента утечки воздуха в ВЗП – ΔαВП, отношения объема рециркуляции горячего воздуха, проходящего через ВЗП к теоретически необходимому – βР.
JВ1 – теплосодержание воздуха на входе в (1, 2 ступень) ВЗП, кДж/кг; JВ11 – теплосодержание воздуха на выходе из (1, 2 ступени) ВЗП, кДж/кг.
Тепловосприятие ВЗП по балансу со стороны газа, кДж/кг:
QВЗПг = φТ (JГ1 – JГ11 + ΔαВП JВСР), (4)
где: φТ – коэффициент сохранения тепла; JГ1 – теплосодержание газа на входе в (1, 2 ступень) ВЗП, кДж/кг; JГ11 – теплосодержание газов на выходе из (1, 2 ступени) ВЗП, кДж/кг; JВСР – тепловосприятие воздуха при средней температуре в (1, 2 ступени) ВЗП, кДж/кг.
Очевидно, должно выполняться равенство:
QВЗПв = QВЗПг . (5)
Кроме того конструкция ВЗП должна обеспечить обмен тепла между двумя средами. Данное требование заключено в уравнении теплообмена:
QВЗПк = QВЗПв = (Н ∙ К ∙ ΔtСР ∙10–3)/ВР, (6)
где: QВЗПк – относительная тепловая производительность (1, 2 ступени) ВЗП по уравнению теплообмена, кДж/кг; Н – поверхность нагрева, м2; ΔtСР – средний температурный напор, оС; К – коэффициент теплопередачи (1, 2 ступени) ВЗП, Вт/(м2К).
Средний температурный напор, в свою очередь, определяется по формуле:
ΔtСР = ψ1[(Δt11 – Δt1)/ 2,3 lg(Δt11/ Δt1)], (7)
где: ψ1 – коэффициент пересчета от противоточной системы; Δt1 – температурный напор на входе, Δt1 = tГ1 – tВ11.
Здесь: tГ1 – температура газов на входе в (1, 2 ступень) ВЗП, оС; tВ11 – температура воздуха на выходе из (1, 2 ступени) ВЗП, оС; Δt11 – температурный напор на выходе, Δt11 = tГ11 – tВ1. Здесь: tГ11 – температура газов на выходе из (1, 2 ступени) ВЗП, оС; tВ1 – температура воздуха на входе в (1, 2 ступень) ВЗП, оС.
Температуры являются ключевыми факторами в решении уравнений баланса, в данном конкретном случае обеспечивают связь между уравнением теплообмена, тепловосприятием ВЗП по балансу со стороны газа и со стороны воздуха. Подбором температур производится поиск решения.
Коэффициент теплопередачи К (1, 2 ступени) ВЗП, в свою очередь, определяется формулой:
K = ψ ∙ α1Г ∙ α2В/(α2В + α1Г), (8)
где: ψ – коэффициент эффективности; α1Г – коэффициент теплоотдачи от газа к стенке трубки ВЗП, Вт/(м2К); α2В – коэффициент теплоотдачи от стенки к воздуху, Вт/(м2К).
Коэффициент теплоотдачи от газа к стенке трубки ВЗП определяется выражением:
α1Г = ξГ ∙ (αКГ + αЛ), (9)
где: ξГ – коэффициент использования по газовой стороне; αЛ – коэффициент теплоотдачи излучением (не учитывается при температурах менее 300 оС и для конвективных поверхностей ВЗП его значением можно пренебречь); αКГ – коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном омывании гладкотрубных пучков и ширм, отнесенный к полной наружной поверхности труб [4], Вт/(м2К).
Дальнейшие формулы приводятся для случая конструктивного решения поверхностей ВЗП на котлоагрегатах типа БКЗ-420-140ПТ2 Усть-Илимской ТЭЦ, где продольное омывание внутренних поверхностей гладкотрубных пучков осуществляется газом, а поперечное омывание внешних поверхностей пучков – воздухом. Итак:
αКГ = 0,023 (λГ/dЭ) ∙ (WГ ∙ dЭ/VГ) 0,8 ∙ PrГ0,4 ∙ CL ∙ C1∙ CК, (10)
где: λГ – коэффициент теплопроводности газов при средней температуре потока, Вт/(м∙К);
dЭ – эквивалентный диаметр газохода при протекании газового потока внутри труб, м; VГ – коэффициент кинематической вязкости среды при средней температуре потока, м2/с; PrГ – критерий Прандтля при средней температуре потока газов; CL – коэффициент относительной длины трубы; C1 – коэффициент температуры стенки и потока; CК – поправка для кольцевых каналов; WГ – средняя скорость газов, м/с, которая определяется следующей формулой:
WГ = ВР ∙VГ0 ∙(τСР + 273)/(FГ ∙273); (11)
где: VГ0 – объем продуктов горения на 1 кг топлива, м3/кг; FГ – площадь сечения для прохода газов, м2; τСР – средняя температура газов, оС, τСР = (tГ11 + tГ1)/2.
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воздуху α2В, Вт/(м2К), рассчитывается по формуле:
α2В = ξВ ∙ (αКВ + αЛ), (12)
где: ξВ – коэффициент использования по воздушной стороне, для поперечно омываемых пучков ξВ = 1; αЛ – коэффициент теплоотдачи излучением, его значением пренебрегаем в связи с невысокими температурами; αКВ – коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании гладкотрубных пучков и ширм, отнесенный к полной наружной поверхности труб, последние расположены в шахматном порядке, Вт/(м2К):
αКВ = 0,36 (λВ/d) ∙ (WВ ∙ d/VВ) 0,6 ∙ PrВ0,33 ∙ CS ∙ CZ, (13)
где: λВ – коэффициент теплопроводности воздуха при средней температуре потока, Вт/(м∙К); d – диаметр труб ВЗП, м; VВ – коэффициент кинематической вязкости среды при средней температуре потока, м2/с; PrВ – критерий Прандтля при средней температуре потока воздуха; CS – коэффициент, определяемый в зависимости от относительного поперечного шага труб в пучке; CZ – поправка на число рядов труб по ходу воздуха; WВ – средняя скорость воздуха, м/с:
WВ = ВР ∙VВ0 ∙ βВ(12) ∙ (tСР + 273)/(FВ ∙273); (14)
где: VВ0 – теоретический объем воздуха, необходимый для сгорания 1 кг топлива, м3/кг;
βВ(12) – отношение количества воздуха, проходящего через (1, 2 ступени) ВЗП к теоретически необходимому; FВ – площадь сечения для прохода воздуха, м2; tСР – средняя температура воздуха, оС, tСР = (tВ11 + tВ1)/2.
Очевидно, что решение о месте отбора горячего воздуха следует принимать в зависимости от необходимых температур и конструктивных особенностей. Теоретически наиболее выгодно отбирать воздух с наибольшей температурой после обеих ступеней ВЗП, но практическое исполнение данного варианта неизбежно поставит перед исполнителем ряд препятствий. В случае прямого использования слишком горячий воздух необходимо будет разбавлять либо использовать в промежуточном теплообменнике; врезку необходимо будет осуществлять на высоких отметках, что не всегда удобно как при монтаже, так и при эксплуатации. К тому же ожидается более низкое давление в отборе – располагаемый напор дутьевого вентилятора в наибольшей степени растрачивается на преодоление аэродинамического сопротивления ступеней ВЗП. На Усть-Илимской ТЭЦ было принято решение производить отбор в перепускном коробе после нижнего куба первой ступени ВЗП, где температура воздуха составляет 143 оС при работе котла на номинальном режиме.
Естественно, решение о величине расхода следует принимать после анализа имеющегося резерва по производительности дутьевого вентилятора. Конечно, тягодутьевые машины выбираются со значительными запасами по подаче и напору против расчетных значений, определенных для номинальной нагрузки котла [2, 3, 6]. Например, на котлах БКЗ-420-140ПТ2 Усть-Илимской ТЭЦ дутьевые вентиляторы типа ДН-26ГМ имеют запас по подаче 10 % и по напору 20 %. При этом следует учесть, что проектные значения часто не соответствуют фактическим из-за износа оборудования, загрязнения теплообменных поверхностей ВЗП и т.п. Если установить связь величины расхода отбираемого воздуха с регулятором воздуха системы автоматического регулирования (САР) котла по принципу «отбора всех излишков» в систему воздушного отопления [2], то следует также учитывать, что расход воздуха в отборе может меняться в достаточно широких пределах.
Напомним, что для автоматического регулирования процесса горения парогенераторной установки существует регулятор воздуха, выполняющий роль регулятора экономичности сжигания топлива. Регулирование расхода воздуха применяется как общее на парогенератор (воздействием на осевые направляющие аппараты дутьевых вентиляторов), так и погорелочное (на каждую горелку) воздействием на исполнительные механизмы привода воздушных заслонок на коробах воздушного тракта. Подача воздуха в топку регулируется по соотношению «расход топлива – расход воздуха», дополнительно используются корректирующие сигналы по содержанию кислорода в дымовых газах [2].
В любом случае, после принятия решения об отборе воздуха с расходом GОТБ и температурой tОТБ пересчет уравнений теплового баланса логично начинать с пересчета средней скорости воздуха перед отбором. Итак, среднюю скорость воздуха в ступени ВЗП перед отбором по ходу воздуха можно представить в виде:
WВО = ВР ∙VВ0 ∙ βВО ∙ (tСР + 273)/(FВ ∙273), (15)
где: βВО – отношение количества воздуха, проходящего через (1, 2 ступени) ВЗП перед отбором по ходу воздуха к теоретически необходимому.
Величину βВО, в свою очередь, выразим формулой:
βВО = βВ(12) + βОТБ , βОТБ = GОТБ ∙273/ (ВР ∙VВ0 ∙ (tСР + 273)), (16)
где: βОТБ – дополнительное отношение количества воздуха к теоретически необходимому, необходимое для осуществления отбора; GОТБ – объемный расход воздуха в отборе с плотностью при 0 оС, м3/с. Связь между объемным и массовым расходом воздуха:
GОТБ = GОТБМ/γОТБ, (17)
где: γОТБ – плотность воздуха в отборе, кг/м3. Напомним, что в практике тепловых расчетов парогенераторов принято исходить из величин расходов газов с нормализованной плотностью при температуре 0 оС.
Сравнив (14) и (15) приходим к выводу, что первым следствием появления либо увеличения отбора из воздушного тракта будет увеличение средних скоростей по ходу воздуха до отбора.
Подставляя по цепочке в формулы (13), (12), (8), (6) новое увеличенное значение скорости, получим, соответственно, увеличение коэффициента теплоотдачи конвекцией, коэффициента теплоотдачи от стенки к воздуху, коэффициента теплопередачи и относительной тепловой производительности ступени ВЗП до отбора по ходу воздуха. В итоге приходим к очевидному выводу, что увеличение скоростей приводит к интенсификации теплообмена в ВЗП. Анализируя формулу (6) можно также добавить, что изменения коснутся также величины среднего температурного напора, определяемого по (7). Средний температурный напор также увеличится в связи с увеличением температуры воздуха и снижением температуры газов, но в первом приближении этот факт можно проигнорировать и вернуться к формуле (7) позже, если это будет необходимо.
Увеличение относительной тепловой производительности ВЗП до отбора по ходу воздуха выразится в увеличении тепловосприятия ВЗП по балансу со стороны воздуха – QВЗПв и со стороны газа – QВЗПг, т. е. баланс предусматривает равенство:
QВЗПк = QВЗПв = QВЗПг. (18)
Анализируя выражение (4) (для QВЗПг) можно прийти к выводу, что увеличение QВЗПг возможно за счет увеличения разницы теплосодержания газов на входе и выходе JГ1 – JГ11, что в большей степени выразится в снижении температуры уходящих газов tГ11. Тепловосприятие ВЗП по балансу со стороны воздуха (QВЗПв по (3)), очевидно, изменится как за счет увеличения отношения количества воздуха, проходящего через ВЗП к теоретически необходимому βВ на величину необходимую для отбора, так и за счет изменения разницы теплосодержаний воздуха (JВ11 – JВ1). Это может также означать, что в зависимости от количества отбираемого воздуха возможно как увеличение разницы теплосодержаний воздуха (JВ11 – JВ1), так и ее уменьшение, или другими словами – как увеличение температуры воздуха на выходе из ступени в результате отбора, так и ее уменьшение. В любом случае можно утверждать, что произойдет дополнительный отбор тепла от уходящих газов и их температура, соответственно, снизится. Естественно предположить, что для расчетов в первом приближении достаточно оценить это снижение температуры уходящих газов tУГO:
tУГO = tУГ (QВЗПк/QВЗПкО), (19)
где: QВЗПкО – относительная тепловая производительность ступени ВЗП перед отбором по ходу воздуха; QВЗПк – относительная тепловая производительность ступени ВЗП до организации отбора воздуха; tУГ – температура уходящих газов также до организации отбора.
При составлении этой формулы принято допущение, что в узком диапазоне изменения температур энтальпия прямо пропорциональна этому изменению. Это справедливо при незначительном изменении объемов сред и их теплоемкостей при росте (снижении) температуры. А если принять во внимание, что изменение тепловосприятия (тепловой производительности) прямо пропорционально изменению энтальпий, то тогда можно считать, что на изменение тепловосприятия в большей степени влияет изменение температуры [5]. К вышесказанному можно добавить, что коэффициенты теплопередачи всегда определяются со значительной погрешностью в связи со сложностью рассматриваемых физических явлений [4]. Компенсируется неточность в дальнейшем в процессе последовательных приближений при пересчете теплового баланса котла.
Принимая во внимание равенство (18), изменение разности энтальпий воздуха по балансу (с учетом отбора), кДж/кг:
(JВ11О – JВ1) = QВЗПк /βВО, (20)
где: JВ11О – энтальпия в конце 1-ой ступени ВЗП перед отбором по ходу воздуха; кДж/кг.
Так как температура воздуха на всасе дутьевого вентилятора изменится мало, все изменение разности энтальпий придется, очевидно, на значение JВ11О.
JВ1 – энтальпия в начале 1-ой ступени ВЗП, изменением которой в результате возникновения (увеличения) отбора можно пренебречь.
Согласно нормативному методу [4] последующий поверочный тепловой расчет котла рекомендуется вести в следующей последовательности. После оценки температуры уходящих газов и подогрева воздуха, определить тепловые потери, КПД котла и расход топлива. После этого рассчитать температуры газов на выходе из топки и методом последовательных приближений – за последующими поверхностями нагрева до экономайзера. Далее производится расчет тепловосприятия экономайзера при известной температуре газов на входе в него, определенной расчетом предыдущей поверхности, и температуре воды на входе в экономайзер. Путем последовательных приближений рассчитываются температуры газов и воды за экономайзером. В дальнейшем, при расчете ВЗП, становятся известны температуры газов на входе (из расчета экономайзера) и воздуха, подаваемого в тракт. Путем последовательных приближений определяются температуры уходящих газов и горячего воздуха. Если полученная температура уходящих газов отличается от принятой в начале расчета более чем на ± 10 оС, а температура горячего воздуха не более, чем на ± 40 оС, расчет теплообмена можно считать законченным и найденные температуры окончательными, так как следующее приближение уточнит их не более, чем на 2 оС, 3 оС. (При ошибке в оценке температуры подогретого воздуха до 40 оС температура на выходе из топки изменится не более, чем на ± 10 оС, что практически не сказывается на точности расчета последующих поверхностей) [4].
С учетом найденного значения температуры уходящих газов уточняется потеря тепла с уходящими газами, КПД котла и расход топлива. По полученной температуре горячего воздуха и температуре газов на выходе из топки, уточняется тепловосприятие поверхностей топки, отнесенное к 1 кг топлива. Определяется невязка теплового баланса котла, т. е. возвращаемся к формуле (1).
Процесс последовательных приближений для оценки влияния отбора горячего воздуха на КПД котла удобно представить в виде логической диаграммы (табл. 1). Цепочка рассуждений условно начинается с назначения расхода и температуры в отборе и заканчивается определением невязки теплового баланса. Температура отбора в первом приближении принимается равной температуре воздуха в месте отбора по существующему проекту.
Очевидно, что несмотря на допустимые упрощения, процедура пересчета теплового баланса довольно громоздка.
Таблица 1. Пересчет теплового баланса котла
В логической диаграмме табл. 1 присутствуют основные физические величины, которые необходимо определить в процессе пересчета, обозначены последовательность их определения и связь между ними. В виду ограниченного объема данной статьи для определения некоторых величин дана ссылка на формулы, содержащиеся в других источниках (в основном в [4]). Возможные изменения параметров можно наглядно проиллюстрировать используя тепловую диаграмму и тепловую схему [5], рис. 2.
Рис.2. Тепловая диаграмма и тепловая схема барабанного котла высокого давления. Обозначения на рисунке: QБ – сумма тепла, вырабатываемого в котле на кг топлива; QэкI, QэкII – тепловосприятие I, II ступени экономайзера; QвзпI, QвзпII – тепловосприятие I, II ступени ВЗП; tгт11, tгпе11 – температуры газов на выходе из топки, из зоны пароперегревателя; tпв, tхв, tпе, tгв – температуры питательной воды, холодного воздуха, температура пара на выходе из котла, температура горячей воды, соответственно; Впр.1, Впр.2– впрыски конденсата питательной воды в пароперегреватель 1, 2 ступени соответственно. На тепловой диаграмме сплошной линией – изменение параметров до увеличения отбора горячего воздуха, штриховой линией – после увеличения отбора.
Организация отборов без пересчета теплового баланса котла
В связи с высказанными соображениями о незначительном влиянии погрешностей в определении температур уходящих газов, у инженеров на местах возникает естественный соблазн избежать громоздкую процедуру пересчета теплового баланса и, тем не менее, добиться предсказуемого и правдоподобного результата. Поэтому особую актуальность приобретает способ, предусматривающий устройство (либо увеличение) отбора горячего воздуха из тракта котла, при этом не оказывающий глубокого влияния на технологический процесс. Очевидно, этого можно достичь, если избежать снижения температуры уходящих газов, что само по себе часто является обязательным требованием. Напомним, что главным ограничением снижения температуры уходящих газов является опасность коррозии низкотемпературных поверхностей газоходов при охлаждении газов до температуры точки росы, то есть, если температура уходящих газов уже близка к этому пределу (точке росы), снижать ее дальше ни в коем случае нельзя.
Организовать (увеличить) отбор горячего воздуха из ВЗП и вместе с этим предотвратить снижение температуры уходящих газов возможно опять же за счет дополнительных ресурсов дутьевых вентиляторов. Как известно, одним из самых простых и распространенных способов увеличить температуру уходящих газов у котлов высокого давления является рециркуляция части горячего воздуха из тракта котла после ВЗП по ходу воздуха на всас дутьевых вентиляторов. Конечно, увеличение рециркуляции возможно, опять же, только если у дутьевых вентиляторов имеется для этого резерв мощности.
Снова стоит подчеркнуть, что вся процедура возможна и целесообразна в случае недогрузки дутьевых вентиляторов в процессе эксплуатации и начинать ее необходимо с определения степени их загруженности за определенный (отчетный) период. Итак, сначала следует определить среднюю загрузку котлоагрегата за год (либо другой отчетный период), %:
LK = (PKS/PKN) 100%, (21)
где: PKS – средняя фактическая мощность котлоагрегата за год, МВт;
PKN – мощность котла номинальная, МВт.
Среднюю фактическую мощность можно определить по формуле:
PKS = QKS/TK, (22)
где: QKS – суммарная тепловая выработка котла за год, МВтч; TK – число часов в работе котла за год.
Так как между мощностью котла и подачей воздуха дутьевым вентилятором существует прямо пропорциональная связь, то можно утверждать, что средняя загрузка дутьевых вентиляторов котла в % также LK. Следовательно, можно определить резерв дутьевого вентилятора котла по расходу, м3/с:
GRD = (1 – LK/100) GDN ∙ n, (23)
где: GDN – расчетная производительность дутьевого вентилятора, м3/с; n – количество дутьевых вентиляторов на котел, шт.
Исходя из существующего резерва GRD и необходимой температуры в отборе tОТБ, а также учитывая необходимый расход рециркуляции горячего воздуха на всас дутьевого вентилятора для предварительного подогрева дутьевого воздуха определяется расход воздуха в отборе, м3/с:
GОТБ ≤ k (GRD – GRZ), (24)
где: k – коэффициент запаса, необходимый для учета различных случайных факторов, например, необходимого резерва для дополнительной рециркуляции горячего воздуха в случае низких температур и т. п; GRZ – расход рециркуляции горячего воздуха на всас дутьевого вентилятора, м3/с.
В формуле учтено, что рециркуляция горячего воздуха на всас дутьевого вентилятора для предварительного подогрева дутьевого воздуха (если таковая имеется) часто устраивается без дополнительного подпорного вентилятора и, следовательно, требует свою долю мощности от дутьевого вентилятора. Рециркуляцию можно условно разбить на две составляющих, т. е. на расход необходимый для осуществления технологического процесса – GRZT и на расход необходимый для компенсации снижения температуры уходящих газов вследствие увеличения отбора воздуха на вентиляцию и отопление – GRZO:
GRZ = GRZT + GRZO. (25)
Расход необходимый для компенсации снижения температуры уходящих газов вследствие увеличения отбора горячего воздуха на вентиляцию и отопление можно ориентировочно определить следующим образом:
GRZO = GRZ (∆tR / ∆tT), (26)
где ∆tT – диапазон изменения температуры при максимальном открытии линии рециркуляции и номинальном режиме работы котла (должен быть известен из характеристик котла); GRZ – максимальный расход в линии рециркуляции, обеспечивающий данное изменение температуры. Может быть известен из характеристик котла, либо найден из формулы:
tT = (GDN ∙ γХВ ∙ tХВ + GRZ ∙ γГВ ∙ tГВ)/(GDN ∙ γХВ + GRZ ∙ γГВ), (27)
где: tХВ, tГВ – температуры холодного (на всасе дутьевого вентилятора) и горячего (в точке отбора на рециркуляцию) воздуха, оС; γХВ, γГВ – плотности холодного и горячего воздуха соответственно, кг/м3;
∆tR – необходимое повышение температуры подогрева воздуха для компенсации снижения температуры уходящих газов, оС; согласно [3] можно определить как:
∆tR = 2(tГ1 – tХВ)(tУГ – tУГО)/(tГ1 – tУГ), (28)
где: tГ1 – температура газов на входе в ВЗП (II ступень).
Расход воздуха в отборе предварительно рассчитывался при нормализованных условиях (по плотности воздуха с температурой 0оС и давлении 760 мм рт. ст.). При этом следует учесть, что характеристики вентилятора могут быть рассчитаны на работу с плотностью газов при большей температуре (20 оС, 100оС), что специально оговаривается. В любом случае, фактический расход воздуха будет большим с учетом температуры отбора tОТБ:
GОТБТ = GОТБ (273 + tОТБ)/273. (29)
Здесь используется упрощенная формула для пересчета плотности воздуха в зависимости от температуры:
γВ = γВН 273 /(273 + tВ),
где: γВН – плотность воздуха нормализованная, γВН = 1,295 кг/м3; tВ – температура воздуха с искомой плотностью γВ.
Справедливо отметить, что расчет резерва дутьевого вентилятора котла по (23, 24) производится без учета проектного резерва дутьевого вентилятора, который, по правилам, уже заложен с необходимым коэффициентом запаса по расходу 1,1 [6]. Стоит повториться, что твердо рассчитывать на его существование стоит только на новом, проверенном оборудовании; в то время как, чаще всего, приходится иметь дело уже с выработавшими большую часть своего ресурса вентиляторами.
Теоретически максимальные величины расходов как отбора, так и рециркуляции определяют аэродинамические расчеты линий воздуховодов, уже существующие, либо планируемые. Основная формула для определения максимальной величины расхода может выглядеть так, м3/с:
GMAX = (π ∙ dР2/4)[2∆H/(γВ ∙ ξСУМ)]0,5 , (30)
где: dР – расчетный диаметр воздуховода, м; ∆H – перепад (разность) давлений в точке отбора и в точке раздачи воздуха, Па; γВ – плотность воздуха с учетом температуры, кг/м3; ξСУМ – суммарное сопротивление воздуховода (в том числе местные сопротивления).
Соответственно величина GОТБТ не может быть больше GMAX, которая определяет пропускную способность линии.
Рассматривая выражение (30) можно сделать вывод, что пропускная способность зависит в основном от величины диаметра и от суммарного сопротивления линии. В случае если возникает сомнение в достаточной пропускной способности линии рециркуляции, ее достаточно просто повысить, скажем, за счет увеличения диаметра, либо за счет уменьшения числа местных сопротивлений и длины воздуховода.
Если аккуратно соблюдать вышеперечисленные условия (21 ÷ 30) положительное влияние увеличения отбора на КПД брутто котла будет обеспечено. При этом ожидается некоторое увеличение потребления электроэнергии дутьевыми вентиляторами и снижение КПД нетто. В целом, чтобы оценить положительный эффект увеличения отбора, следует рассчитать увеличение QВЗПк по (6), см. начало логической диаграммы табл. 1. Тогда увеличение КПД брутто можно ориентировочно оценить по формуле:
∆ηК = (∆QВЗПк/QР) ∙ 100%. (31)
Для оценки увеличения потребления электроэнергии дутьевыми вентиляторами необходимо сравнить среднюю потребляемую мощность вентиляторов до и после увеличения отбора. Очевидно, что данная оценка целиком определяется способом регулирования и техническими характеристиками дутьевого вентилятора. Приведем зависимости справедливые для радиальных дутьевых вентиляторов с осевым направляющим аппаратом для регулирования расхода.
Ожидаемое повышение потребляемой мощности с увеличением отбора, кВт:
∆PD=PО – PС, (32)
где: PС – средняя потребляемая мощность с учетом загрузки дутьевого вентилятора, кВт:
PС = GС ∙ HС ∙ 10–3/ ηС , (33)
где: GС – средний расход дутьевого вентилятора за отчетный период, м3/с;
GС = GDN ∙ LK/(100 ∙ n); HС – средний напор вентилятора за отчетный период, Па:
HС = HDN ∙ GС 2/GDN2.
Здесь HDN , GDN – расчетные напор и расход дутьевого вентилятора, Па, м3/с; ηС – КПД вентилятора при работе с GС , HС. Последняя величина берется из расходной характеристики вентилятора, см. например, рис. 3.
Аналогично определяем PО – потребляемую мощность после увеличения отбора:
PO = GО ∙ HO ∙ 10–3 / ηO , (34)
где: GО – расход вентилятора после увеличения отбора, м3/с, GО = GС + GОТБ + GRZO;
HO – напор вентилятора после увеличения отбора, Па, HО = HDN ∙ GО2/GDN2; ηО – КПД вентилятора при работе с данными расходом GО и напором HО. Последняя величина также берется из расходной характеристики вентилятора (рис. 3).
Рис.3. Расходная характеристика дутьевого вентилятора Усть-Илимской ТЭЦ.
Рис.4. Система отопления и вентиляции котельного отделения Усть-Илимской ТЭЦ.
Опыт Усть-Илимской ТЭЦ
В настоящий момент на Усть-Илимской ТЭЦ существует система воздушного отопления и вентиляции главного корпуса. Характерными особенностями которой являются:
1. Вентиляция 2-х дымовых труб ДТ-1 и ДТ-2 с вентилируемым зазором теплым воздухом с температурой около 60 оС.
2. Горячий воздух на отопление и вентиляцию котельного отделения главного корпуса отбирается из переходного короба после 1-ого куба воздухоподогревателя и смешивается с холодным воздухом из напорного короба дутьевого вентилятора котельного агрегата (с левой стороны по тылу котлов).
3. Регулирование отбора осуществляется с щита управления по данным датчиков температуры и давления воздуха в вентилируемом зазоре дымовых труб в ручном режиме.
4. Регулирование расходов в отборах производится без учета степени загрузки котла (дутьевого вентилятора). Автоматическая система регулирования газовоздушного тракта котла не связана с регулированием отбора.
5. Подача воздуха в газовоздушный тракт котла (и в систему отопления и вентиляции) осуществляется двумя дутьевыми вентиляторами типа ДН-26ГМ. Расчетная производительность – 64, 44 м3/с (232 тыс. м3/ч), расчетный напор – 4591 Па (486 кг/м2). Регулирование расхода осуществляется автоматически осевым направляющим аппаратом.
6. В настоящее время максимально возможный отбор на вентиляцию дымовой трубы ДТ-1 и отопление от к/а N2 составляет порядка 9,44 м3/с (34 тыс. м3/ч), из которого на вентиляцию ДТ-1 отбирается около 5,28 м3/с (19 тыс. м3/ч) нагретого воздуха с температурой 65 оС. Это эквивалентно отбору 4899 ГДж теплоты (1170 Гкал) на вентиляцию трубы и 3806 ГДж (909 Гкал) на отопление в среднем за год.
7. На вентиляцию дымовой трубы ДТ-2 по проектным данным необходим расход теплого воздуха от 14,03 до 19,44 м3/с (от 50,5 до 70 тыс. м3/ч). При этом необходимо 2 отбора (от двух котлоагрегатов). Пропускная способность воздуховодов на вентиляцию ДТ-2 позволяет максимальный расход около 13,6 м3/с (49 тыс. м3/ч) и является недостаточной.
На Усть-Илимской ТЭЦ среднюю годовую загруженность дутьевых вентиляторов можно достаточно точно определить по данным группы учета, специалисты которой сводят и анализируют все результаты работы котлов помесячно. Эти данные позволили сделать следующие выводы:
1. Средняя годовая загрузка котлов в 2011 г около 60%. Исходя из прямо пропорциональной зависимости расхода дутьевого воздуха от расхода топлива можно сделать вывод, что среднегодовая загрузка дутьевых вентиляторов также около 60%.
2. Фактический расход тепла на собственные нужды котельным отделением за 2011 г. составил 27540 ГДж (6578 Гкал) на сумму 1,64 млн. руб. ориентировочно.
3. Исходя из среднегодовой загрузки дутьевого вентилятора котлоагрегата N2 (65%) существует теоретическая возможность отбора нагретого воздуха (с температурой 143 оС) из воздушного тракта до 35% на воздушное отопление и вентиляцию дымовой трубы. Расход при этом составит порядка 20,56 м3/с (74 тыс. м3/ч), что эквивалентно получению 34300 ГДж (8192 Гкал) в год. За отчетный год принято время работы котла в 2011 г. Это дает возможность покрыть потребность тепла на собственные нужды в котельном отделении.
В настоящее время рассматривается вопрос о модернизации схемы отбора горячего воздуха на вентиляцию и отопление (рис. 4), которая включает в себя следующие мероприятия:
а) добавить отбор в правом переходном коробе 1-ой ступени ВЗП Ду 500 мм и в напорном коробе правого дутьевого вентилятора Ду 600 мм по аналогии с левой стороной котлоагрегатов;
б) отборы соединить дополнительным коллектором Ду 600, который трассировать как показано на рис. 4;
в) на отборы установить дроссель-клапаны с электроприводом. Управляющий сигнал на электроприводы подавать от регулятора общего воздуха (РОВ) инвертированный: при открытии направляющего аппарата дутьевого вентилятора – отборы закрывать; при закрытии направляющего аппарата дутьевого вентилятора – отборы открывать.
Предложенная модернизация позволит восполнить недостаток расхода теплого воздуха на вентиляцию трубы ДТ-2; снизить расходы тепла на собственные нужды котельного отделения.
Средняя величина расхода отбираемого воздуха 8,33 м3/с (30 тыс. м3/ч). Приведем расчет экономической эффективности принятого решения. Расчет оформим в виде таблицы 2.
Таблица 2. Расчет КПД брутто котла N2 Усть-Илимской ТЭЦ
Подсчитано, что отбор 8,33 м3/с горячего воздуха приведет к экономии 11840 ГДж (2829 Гкал) теплоты, что эквивалентно экономии топлива на сумму в 704 тыс. руб. в год. При этом дополнительный расход на электроэнергию составит 46,7 тыс. руб. в год. КПД брутто котла увеличивается на 0,08 %. При затратах на покупку, изготовление и монтаж дополнительных элементов системы в 2 млн. руб. ориентировочно, можно говорить об окупаемости проекта в течении 3-х, 4-х лет.
Выводы
1. Подчеркнута актуальность организации системы воздушного отопления и вентиляции главного корпуса теплоэлектростанции, которая предусматривает: а) отбор горячего воздуха непосредственно из газовоздушного тракта котла; б) объединение систем регулирования подачи дутьевого воздуха и воздушного отопления.
2. Изучены влияние увеличения отбора горячего воздуха из газовоздушного тракта котла на его тепловой баланс и целесообразность такого увеличения.
3. Рассмотрена процедура определения максимально возможных величин расходов и температур отбираемого на отопление и вентиляцию воздуха.
4. Доказано положительное влияние увеличения отбора горячего воздуха из газовоздушного тракта котла на КПД брутто котла при соблюдении ряда условий.
5. Предложены комплексные технические решения по повышению энергоэффективности здания главного корпуса и КПД котлов типа БКЗ-420-140ПТ2 на примере Усть-Илимской ТЭЦ.
Литература
1. Горунович С. Б. Тепловой баланс главного корпуса электростанции // Новости теплоснабжения. 2011. № 3. С. 32-40.
2. Горунович С. Б. Объединение элементов газовоздушных трактов котлов высокого давления с системой воздушного отопления в главном корпусе электростанции // Новости теплоснабжения. 2012. № 3. С. 15-23.
3. Рихтер Л. А. Газовоздушные тракты тепловых электростанций. М.: Энергоатомиздат, 1984.
4. Тепловой расчет котлов (нормативный метод). 3-е изд. СПб.: НПО ЦКТИ-ВТИ, 1998.
5. Ковалев А. П. и др. Парогенераторы: Учебник для вузов. М.: Энергоатомиздат, 1985.
6. Мочан С. И. Аэродинамический расчет котельных установок (нормативный метод) Л.: Энергия, 1977.
Журнал "Новости теплоснабжения", № 3 (151), март, 2013, www.ntsn.ru