Scientific journal
Modern problems of science and education
ISSN 2070-7428
"Перечень" ВАК
ИФ РИНЦ = 1,006

PARTIAL CONVERSION OF THERMAL ENERGY INTO MECHANICAL WORK TRANSPORTATION THERMAL FLUID

Levtsev A.P. 1, 1 Lysyakov A.I. 1 Kudashev S.F. 1 Tsytsareva E.I. 1
1 Ogarev Mordovia State University
1507 KB
An experimental study of the circulation of the coolant from the thermal energy of exhaust gases of the boiler unit by converting part of it into mechanical work. The studies were conducted in a laboratory setting, representing the district heating system consisting of a source of heat recovery heat exchanger, piping network, consumer and other heat circulation of the coolant carried out of the system, patented by the authors. In this operation, the system is analyzed, detected values of the thermodynamic parameters of each characteristic point. Revealed the potential of increasing the heat transfer coefficient by means of the method as in the source, and the other heat exchange surfaces. Experimentally determined that the device is fully circulates coolant without electricity, using waste heat of exhaust gases. The productivity and the pressure generated by the system to fully provide the required flow rate of water mains.
pump performance
the circulation of thermal fluid
thermodynamic cycle
waste heat

Современные тенденции развития теплоснабжения характеризуются увеличением числа автономных теплогенераторов. Это обуславливается тем, что системы централизованного теплоснабжения на сегодняшний день не могут обеспечить всех потребностей из-за их высокой рассредоточенности и изношенности тепловых сетей. Практика теплоснабжения городов показывает, что даже при разветвленной магистральной теплосети некоторая часть застройщиков уходит на индивидуальное теплоснабжение (крышные и пристроенные котельные).

При этом большинство индивидуальных котельных не имеют резервных источников электроснабжения, ввиду того, что стоимость технологического подключения по 1-ой категории надежности с установкой резервных генераторов, источников бесперебойного питания достаточно высокая. Вследствие перечисленного даже кратковременное отключение электроэнергии зачастую непременно ведет к перебоям в поставке тепловой энергии. Данную проблему решают созданием электрически независимых котлов и обеспечением естественной циркуляции теплоносителя, но естественная циркуляция мало применима ввиду технических причин в разветвленных сетях, даже с незначительным перепадом высот участков.

Вследствие перечисленного разработка систем транспорта теплоносителя независимых от электрической энергии и при этом обеспечивающих необходимый располагаемый напор на источнике является несомненно значимой и перспективной. Проанализировав возможные методы обеспечения циркуляции теплоносителя, можно сделать вывод, что постоянным источником энергии в системах теплоснабжения является теплота уходящих газов котельного агрегата. Так как, если будет происходить сгорание топлива в котле, то всегда некоторая часть тепловой энергии остается в потерях с уходящими газами q2.

Поэтому, было принято решение разработки системы преобразования тепловой энергии уходящих газов котельного агрегата в механическую энергию транспортировки теплоносителя. При этом утилизация теплоты уходящих газов позволит сократить потери с уходящими газами q2 и соответственно повысить коэффициент полезного действия источника теплоснабжения.

Материал и методы исследования

Для разработки системы было организована экспериментальная установка, имитирующая систему теплоснабжения. В ходе разработки системы было предложено несколько устройств на которые получены патенты [4,5]. Все они обладают рядом преимуществ и недостатков, но наиболее перспективным и подходящим для первоначальной задачи выглядит следующая схема, изображенная на рис. 1. которое состоит: 1 – водогрейный котел, 2 – потребитель теплоты, 3 – испаритель (теплообменник утилизатор), 4 – мембранный бак расширитель, 5 – сбросной клапан, 6 – обратный клапан возврата конденсата, 7 и 8 – обратные клапана, задающие направление движения теплоносителя. При этом для точного измерения мощности передаваемой в котле и испарителе используем теплоэлектронагреватели (ТЭН) мощностью = 22 кВт в котле и = 2,2 кВт в испарителе. Тем самым имитируя источник теплоснабжения с 10% потерями с уходящими газами.

Рис. 1. Экспериментальная установка преобразования тепловой энергии в механическую работу транспортировки теплоносителя.

Работа системы осуществляется следующим образом: в водогрейном котле 1 подогревается теплоноситель (вода) и направляется к потребителям 2 для покрытия их тепловой нагрузки. Отдав часть тепловой энергии, теплоноситель возвращается к источнику. В испарителе 3 испаряется теплоноситель и его пар накапливается в мембранном расширительном баке 4. При полном заполнении мембранного бака 4 паром в нем повышается давление за счет дополнительно поступающих паров из испарителя 3. Достигнув определенного значения, сбросной клапан 5 открывается и пар из расширительного бака устремляется в обратный трубопровод сетевой воды, тем самым вытесняя через обратный клапан 8 теплоноситель. Через несколько секунд клапан 5 закрывается вследствие выравнивания температуры в испарителе и обратном трубопроводе. Пар в обратном трубопроводе за счет контакта с холодным теплоносителем конденсируется, тем самым создавая разрежение. Благодаря этому, теплоноситель всасывается от потребителя через обратный клапан 7. Возврат конденсата осуществляется в момент закрытия клапана 5 за счет гидростатических сил.

Результаты исследования и их обсуждения

Для анализа гидродинамики устройства была организована система сбора данных с преобразователей давления, установленных согласно схеме, изображенной на рис. 1, где Р1 – давление в испарителе, Р2 – давление конденсата, Р3 – давление в насосе, Р4 – давление на нагнетании насоса, P5 – давление на всасывании насоса. На рис. 2 приведены результаты эксперимента в виде графика, где на оси абсцисс отложено время, а на оси ординат давление в кг/см2.

Рис. 2. Графики изменения давлений в элементах схемы в процессе работы экспериментальной установки.

Для подробного анализа и описания происходящих процессов, рассмотрим один полный цикл открытие-закрытие-открытие клапана 5. График представлен на рис. 3.

Рис. 3. Один полный цикл работы системы.

Открытие клапана 5 начинается в точке 1 на временной отсечке 22,66 с, при давлении 2,12 кг/см2, открытие клапана продемонстрировано на участке а-б, длившимся 0,416 с. При этом давление в испарителе резко падает до значения 1,84 кг/см2 в точке 2. Давление конденсата начинает резко возрастать со значения 1,1 кг/см2 по линии a под воздействием давления испарителя и выравнивается с ним на линии б. Давление в насосе и соответственно на всасывании и нагнетании относительно плавно возрастает. На участке б-в клапан полностью открыт и происходит перемещение пара из испарителя в трубопровод обратной сетевой воды за временной промежуток времени составляющий 3,96 с, вследствие чего вытесняется вода из насоса в котел. В системе испаритель-конденсат давление снижается до значения 1,73 кг/см2 по линии в, в насосе, на нагнетании и всасывании давление плавно возрастает. Давление в насосе выравнивается с давлением в испарителе и конденсата. На всасывании и нагнетании давление достигает своего максимального значения в 1,65 кг/см2 и 1,67 кг/см2 соответственно. На участке в-г происходит закрытие клапана за период 0,54 с, вследствие чего давление в испарителе начинает возрастать до значения 1,78 кг/см2 из-за сокращения потока пара в обратный трубопровод. При этом в обратном трубопроводе начинается конденсация паров с сокращением части поступающего пара. Поэтому, давление снижается до значения 1,47 кг/см2. На линии г клапан полностью закрылся. В процессе г-д (продолжительность 5,71 с) после закрытия клапана в испарителе постепенно возрастает давление. В насосе, на всасывании и нагнетании происходит полная конденсация паров и соответственно уменьшается давление. Давление в насосе и конденсата опускается до значения 1,56 кг/см2. На всасывании и нагнетании до 1,425 кг/см2. На участке д-е происходит переохлаждение жидкости (1,245 с) и соответственно резкое снижение давления в насосе, при этом оно становится ниже, чем давление на линии всасывания, вследствие чего производится всасывание сетевой воды от потребителя (участок 5-6 0,581 с). Далее значения давлений конденсата, в насосе, на нагнетании и всасывании выравниваются. В испарителе давление плавно возрастает до давления 2,12 кг/см2. При достижении разности давления между испарителем и насосом 0,925 кг/см2 клапан открывается и процесс повторяется.

Для анализа получаемых мощностей и совершаемой работы изобразим термодинамический цикл работы устройства в lgP-h диаграмме (рис.4). При построении учитываем установившиеся значения температур конденсата возвращаемого в испаритель 90 оС, пара попадающего в насос 122 оС. Точки на диаграмме соответствуют точкам на рис.3.

Рис. 4. Термодинамический цикл работы устройства.

По построенной диаграмме определим значения термодинамических параметров в каждой точке процесса. Полученные параметры занесем в таблицу 1.

Таблица 1

Термодинамические параметры в характерных точках процесса

Точка

Температура

t, оС

Давление

P, кг/см2

Удельный объем v, м3/кг

Энтальпия

h, кДж/кг

1

122

2,12

0,84

2709,5

3

116

1,73

0,99

2662,5

4

117

1,78

-

2700

5

113

1,42

-

460

6

90

1,245

-

377

7

90

1,78

-

377

Определим производство пара в испарителе. Так как мощность ТЭНа в испарителе равняется 2,2 кВт и, учитывая, что конденсат возвращается с температурой 90 оС (точка7), а пар нагревается до температуры 122 оС (точка 1), то расход пара равен

, кг/с,

где , - энтальпия соответственно пара и конденсата, кДж/кг.

кг/с.

Механическая работа, полученная данным способом будет равняться

, кДж/кг.

где , - энтальпия соответственно в точке 1 и 3, кДж/кг;

кДж/кг.

Механическая мощность, полученная в устройстве

, кВт.

кВт.

Количество тепловой энергии, переданное рабочему веществу в испарителе за период закрытия клапана 5 (процесс 3-4)

, кВт,

где , - энтальпия соответственно в точке 4 и 3, кДж/кг.

кВт.

Количество тепловой энергии, переданное обратной сетевой воде равно

, кВт.

где - энтальпия в точке 6, кДж/кг.

кВт.

Составим энергетический баланс устройства

;

;

.

Определим расход сетевой воды в системе теплоснабжения и соответственно производительность насоса в системе теплоснабжения по величине изменения удельного объема пара в момент сбрасывания его в обратный трубопровод (точка 1) и в момент закрытия клапана, т.е. в момент выравнивания давления в испарителе и в обратном сетевом трубопроводе (точка 3):

, м3/с.

.

Проверим достаточность производительности насоса при температурном графике 95/70, который моделировался при проведении эксперимента:

, кг/с.

где - необходимый расход сетевой воды, кг/с;

- теплоемкость воды, кДж/кг.оС;

- разность температур в подающем и обратном трубопроводе, оС.

кг/с.

Выводы

По полученным результатам можно сделать несколько выводов:

  1. Устройство полностью обеспечивает циркуляцию теплоносителя без использования электрической энергии, используя сбросное тепло уходящих газов.
  2. Механическая мощность полученного насоса для данных условий составляет 44,37 Вт.
  3. Производительность насоса в 0,217 кг/с в полной мере обеспечивает необходимый расход сетевой воды.

Учитывая все преимущества данной системы выделяется и существенный недостаток. При резкой конденсации паров в воде происходят гидроудары, которые создают дополнительные механические нагрузки на трубопровод и оборудование, а также шум. Но при полученном резком пульсирующем течении теплоносителя повышается теплопередача теплопередающих поверхностей, что подтверждено в ряде проведенных исследований [1-3]. Исходя из этого, можно наметить несколько направлений развития системы таких как, сокращение механических нагрузок на оборудование, повышение коэффициента теплоотдачи на поверхностях теплообмена, повышения механической мощности устройства, повышения производительности насоса.

Рецензенты:

Котин А.В., д.т.н., профессор, директор Института механики и энергетики ФГБОУ ВПО «Мордовский государственный университет им. Н.П. Огарёва», Институт механики и энергетики, г. Саранск, п. Ялга.

Савельев А.П., д.т.н., профессор, заведующий кафедрой безопасности жизнедеятельности, ФГБОУ ВПО «Мордовский государственный университет им. Н.П. Огарёва», Институт механики и энергетики, г. Саранск, п. Ялга.