13.2 Теплообменный аппарат на природном газе системы отопления газораспределительного пункта

Результаты теоретических и экспериментальных исследований позволили разработать конструктивное решение теплообменного аппарата системы отопления, выполненного в виде двухконтурной трубы с ограждением между термодинамически расслоенными «горячим» и «холодным» потоками. Ограждение выполнено из биметалла с коэффициентами теплопроводности, отличающимися друг от друга в 2,02,5 раза.

В настоящее время при поддержания минимально допустимой в соответствии со СНиП 41-02-2003 температурой в помещениях (1215C) для размещения газорегуляторных пунктов только по Курской области в отопительный период сжигается природный газ в индивидуальных котлах систем отопления на сумму около 800 тыс. руб. в год, это при всё возрастающей стоимости «голубого» топлива. В то же время система регулирования предусматривает обязательное снижение давления газа с 1210⁵510⁵ Па перед пунктом до давления 0,0310⁵0,02510⁵ Па после газорегуляторного пункта. Для снижения давления выполняется дросселирование, т.е. не совершается полезная работа, хотя данный перепад давления можно использовать в вихревом теплообменном аппарате, где в качестве теплоносителя используется природный газ.

Известно, что коэффициент полезного действия вихревой трубы на сжатом воздухе не превышает 12%, поэтому теплообменные аппараты, работа которых основана на принципе вихревого эффекта, используются преимущественно как холодильные устройства, а не для передачи тепла, т.к. требуются значительные энергозатраты на получение высокотемпературного теплоносителя. Другое дело  природный газ, который с высоким давлением перемещается в газопроводах к газорегуляторным пунктам и далее с пониженным - к потребителям.

Проведём анализ возможности использования природного газа в системе отопления не как топлива, а как энергоносителя в теплообменном аппарате, выполненном в виде вихревой трубы. Согласно гипотезе взаимодействия вихрей, имеется два попутно друг с другом или встречно, в зависимости от условий завихрения, движущихся закрученных и термодинамически расслоенных на «холодный» осевой и «горячий» периферийный потока, между которыми происходит как двусторонний обмен окружным моментом количества движения, так и обмен тепловой энергией.

Теоретический анализ термодинамического расслоения движущегося газа в вихревой трубе исходит из предположения о завершённости процесса энергообмена на выходе из завихрителя, результатом которого является адиабатное распределение температурных градиентов по радиусу теплообменного аппарата.

Известно, что возможности энергетической сепарации «горячего» и «холодного» потоков строго ограничены величиной момента количества движения I_п.г сжатого природного газа, подводимого из трубопровода среднего давления в газорегуляторном пункте к завихрителю теплообменного аппарата в виде вихревой трубы.

Рассмотрим индивидуальный объём природного сжатого газа (), движущегося по теплообменному аппарату, как сплошную среду в классическом виде (рис. 13.1).

Рис. 13.1. Момент количества движения потока и теплообмен термодинамически расслоенных «горячего» и «холодного» потоков природного газа

Из уравнения окружных моментов количества движения можно получить уравнения моментов количества движения для «горячего» (I_г) и «холодного» (I_х) потоков в проекции на аксиальное направление системы координат:

; (13.13)

, (13.14)

где r, , z – цилиндрические координаты вихревого потока, м;

P – давление, Па;

_z, _ – компоненты вектора скорости по соответствующим осям цилиндрической системы координат, м/с;

M_т – момент сил турбулентного трения относительно оси z, Нм.

Используя обозначения

(13.15)

и граничные условия

(13.16)

которые определяются из допущения о равенстве массовых расходов «горячего» и «холодного» потоков, получим из уравнений (2.15) и (2.16) путём интегрирования их в пределах от z = 0 до z = L баланс моментов количества движения для двухконтурной трубы:

I_п.г = I_х(0) + I_г(L), (13.17)

где I_п.г – окружной момент количества движения природного газа перед термодинамическим расслоением, Нм;

L – длина вихревой трубы, м.

Определим момент сил турбулентного трения по длине L вихревой трубы:

(13.18)

где _т – напряжение турбулентного трения, Н/м².

При известной площади проходного сечения завихрителя (где – плотность массовых сил, Н/кг) расход природного газа (кг/с) составит:

(13.19)

где P_п.г – давление природного газа, Па;

k – показатель адиабаты;

T_п.г – термодинамическая температура природного газа, К;

M – число Маха на радиусе r вихревой трубы.

Теплопередача между термодинамически расслоенными потоками природного газа в двухконтурном теплообменнике осуществляется путём теплопроводности цилиндрической стенки, причём температурные поля в зонах I и II по толщине ограждения формируются следующим образом: в зоне I под воздействием «горячего» потока термодинамически расслоенного, закрученного природного газа, а в зоне I – под воздействием «горячего» слоя дополнительно термодинамически расслоенного «холодного» потока.

Как показали экспериментальные исследования, градиент температурного поля со стороны «горячего» потока природного газа в 2,02,5 раза превышает соответствующий градиент со стороны «горячего» слоя дополнительно термодинамически расслоенного «холодного» потока. Теплофизические характеристики цилиндрической стенки по длине теплообменника будем считать постоянными, а температуру в каждой точке поперечного сечения зон одинаковой.

Тогда для решения задачи по расчёту температурного поля наружной стенки, являющейся ограничением между «горячим» и «холодным» потоками цилиндрического теплообменника с теплоносителем в виде закрученного сжатого природного газа, можно использовать известную методику с использованием преобразований Лапласа:

(13.20)

(13.21)

где t₁, t₂ – температура соответственно «горячего» и «холодного» термодинамически расслоенного потока, С;

t₀ – температура среды, окружающей теплообменник, С;

 – отношение расхода холодного потока G_х к расходу горячего потока G_г;

r₁, r₂ – внутренний и наружный радиусы для «холодного» потока, м;

r – текущий радиус для «холодного» потока, м;

R – внутренний радиус для «горячего» потока, м.

Используя полученные выражения (13.20) и (13.21), описывающие характер изменения температурного поля в теплообменнике по толщине цилиндрической стенки, отделяющей термодинамически расслоенные «горячий» и «холодный» потоки природного газа в двухконтурной вихревой трубе с образованием при последующем завихрении «холодного» потока и его термодинамическом расслоении на дополнительный «горячий» слой у поверхности цилиндрической стенки, определим температурные поля, распространяющиеся по толщине ограждения (рис. 2.5), для начальных (перед завихрителем) давлений газа при значениях 0,5; 0,4; 0,3 МПа.

Рис. 13.2. Температурные поля по толщине ограждения двухконтурной трубы «горячего» и «холодного» потоков

Наиболее существенное отличие теоретически ожидаемого характера изменения от полученных экспериментально наблюдается со стороны «холодного» потока, что объясняется наличием в природном сжатом газе конденсирующейся влаги и кристаллогидратов, дополнительно вносящих с собой при процессе охлаждения теплоту конденсации, которая отсутствует в «горячем» потоке и, соответственно, в теоретических расчётах.

Таким образом, использование известных теплообменных аппаратов на вихревом эффекте в качестве нагревательных элементов, например, системы отопления с точки зрения теплообмена недостаточно эффективно из-за рассеивания части теплоты между «горячим» и «холодным» потоками и значительным сокращением отдачи её нагреваемой среде.

Для существенного уменьшения потерь теплоты между «горячим» и «холодным» потоками термодинамически расслоенного природного газа предлагается использовать в двухконтурной трубе ограждение между указанными потоками, выполненное из биметалла.

Выбор материалов биметалла, компенсирующих в 2,02,5 раза различие в градиентах температур (например, алюминий с коэффициентом теплопроводности ₁ = 204 Вт/К и латуни ₁ = 85 Вт/К), обеспечивает минимизацию рассеивания тепла «горячего» потока и основная его часть направляется на нагрев воздуха окружающей среды, т.е. отопление соответствующего помещения.

На рисунке 13.3 представлена конструкция вихревого теплообменного элемента, который состоит из соосно расположенных с зазором одна в другой теплообменных труб 1 и 2. В трубе 2 большего диаметра на входном участке 4 установлен завихритель 3 для обеспечения вращения наиболее тяжёлых частиц среды периферийной зоны 5 потока холодного теплоносителя (ХТ), расположенной как на внутренней поверхности 6 трубы 2 большего диаметра, так и на наружной поверхности 7 внутренней трубы 1.

Труба 2 состоит минимум из двух участков 8 и 9, снабжённых патрубками подачи холодного теплоносителя 10 и 11. На расстоянии, определяемом значением полного затухания вращательного движения закрученного потока при полной тепловой нагрузке вихревого теплообменного элемента, от завихрителя 3 расположены завихрители 12 и 13.

Во внутренней трубе 1 на входном участке 15 установлен завихритель 14, а второй завихритель 16 размещён от него на расстоянии, определяемом значением полного затухания вращательного движения закрученного потока при полной тепловой нагрузке вихревого теплообменного элемента.

Внутренняя труба 1 с цилиндрическими поверхностями выполнена из биметалла, причём материал внутренней поверхности 17 со стороны движущегося горячего теплоносителя имеет коэффициент теплопроводности 2,02,5 раза выше, чем материал наружной поверхности 7 внутренней трубы 1 со стороны холодного теплоносителя.

Патрубки подачи холодного теплоносителя 10 и 11 в каждый из участков трубы 1 большего диаметра выполнены в виде суживающихся сопел 18, на внутренней поверхности которых расположены криволинейные канавки 19, продольно расположенные от входного 20 к выходному 21 отверстиям, при этом у входного отверстия 20 суживающегося сопла 18 выполнена круговая канавка 22, которая соединена как с устройством удаления загрязнений 23, так и с продольно размещёнными криволинейными канавками 19.

Рис. 13.3. Вихревой теплообменный элемент: а – принципиальная схема; б  внутренняя поверхность патрубка подачи холодного теплоносителя с круговой канавкой; в – профиль криволинейной канавки в виде «ласточкина хвоста»; 1, 2 – теплообменные трубы; 3, 12, 13, 14, 16 – завихрители; 4, 15  входные участки соответственно труб 2 и 1; 5  периферийная зона потока холодного теплоносителя; 6  внутренняя поверхность трубы 2; 7 – наружная поверхность внутренней трубы 1; 8,9  участки с патрубками подачи ХТ; 10, 11  патрубки подачи ХТ; 17  внутренняя поверхность трубы 1; 18  суживающееся сопло; 19  криволинейные канавки; 20  входное отверстие суживающегося сопла; 21  выходное отверстие суживающегося сопла; 22  круговая канавка; 23  устройство удаления загрязнений

Вихревой теплообменный элемент работает следующим образом.

Используемый в вихревом методе передачи теплоты сжатый воздух или природный газ (без предварительной осушки) всегда насыщен до определённой концентрации парами влаги, как атмосферной, так и технологической, в зависимости от условий производства. Поэтому в холодном потоке после термодинамического расслоения сжатого воздуха или природного газа в известных вихревых теплообменных аппаратах наблюдается конденсация паров влаги с выделением теплоты конденсации, которая совместно с теплотой «горячего слоя» дополнительно расслоенного холодного потока воздействует на цилиндрическую стенку внутренней трубы 1, изменяя тепловое соотношение встречно направленных тепловых потоков горячего и холодного теплоносителей, передаваемых теплопроводностью через биметаллическое ограждение в виде цилиндрической стенки внутренней трубы 1.

Это практически устраняет возможность эффективного использования вихревого метода передачи теплоты, т.к. процесс конденсации, особенно капельной, имеет случайный характер выделения теплоты конденсации по поверхности теплообмена.

Для устранения данного явления, т. е. удаления из ХТ загрязнений в виде сконденсировавшихся паров влаги, ХТ направляется в патрубки подачи 10 и 11, выполненные в виде суживающихся сопел 18, где увеличивает свою скорость и, перемещаясь по криволинейным канавкам 19, закручивается. В результате частицы загрязнений (каплеобразной влаги) заполняют полости криволинейных канавок 19 и под действием центробежных сил движутся, укрупняясь, в сторону канавки 22, расположенной у входного отверстия 20 патрубков 10 и 11, откуда по мере накопления поступают в устройство удаления загрязнений 23 для сброса в окружающую среду вручную или автоматически.

Полученный в результате отделения каплеобразной влаги сжатый воздух или природный газ на выходе из завихрителя 14 расслаивается на слои: «горячий» периферийный и «холодный» осевой. Конвекцией теплота от горячего слоя ГТ передаётся внутренней поверхности 17 внутренней трубы 1 и далее посредством теплопроводности осуществляется нагрев по толщине материала внутренней трубы 1.

Одновременно ХТ, проходя завихрители 3, 12 и 13, также расслаивается на «горячий» периферийный, находящийся в зоне 5, и «холодный» осевой слои, при этом «горячий» слой контактирует с наружной поверхностью 7 внутренней трубы 1, отдавая ей свою теплоту конвекцией и, далее, теплопроводностью.

Потоки ГТ и ХТ закручиваются и перемешиваются в осевом направлении, одновременно осуществляя и вращательное движение. В связи с интенсивным теплообменом между вращающимся потоком ХТ в трубе 2 и наружной поверхностью 7 внутренней трубы 1 происходит ещё больший нагрев периферийного слоя ХТ в зоне 5, благодаря чему образуется ХТ с неоднородным полем плотности, что приводит к непрерывному замещению менее тяжёлых частиц ХТ тяжёлыми и этот процесс продолжается вплоть до затухания вращательного движения потока.

В результате при выполнении внутренней трубы 1 из однородного материала с постоянным коэффициентом теплопроводности наблюдается процесс затухания передачи теплоты от ГТ к ХТ из-за наличия в зоне 5, контактирующей с наружной поверхностью 7 теплового потока, идущего от «горячего» слоя ХТ в глубь толщины внутренней трубы 1.

Рис. 13.4. Характерное распределение тепловых удельных потоков от периферийных «горячих» слоёв холодного и горячего теплоносителей, передаваемых теплопроводностью по толщине внутренней трубы: а – из одноимённого материала; б – из биметалла

Таким образом, в результате встречного направления тепловых потоков ГТ и ХТ количество теплоты, передаваемое теплопроводностью через материал внутренней трубы 1, определяется разностью количеств теплоты и , т.е. , при этом взаимодействие теплоты, передаваемой теплопроводностью и идущей от периферийного потока ГТ ( ), и теплоты, передаваемой конвекцией из зоны 5 и далее теплопроводностью от периферийного «горячего» потока ХТ ( ), осуществляется примерно на средней линии по толщине стенки внутренней трубы 1 (см. рис. 3.15, а), т.к. коэффициент теплопроводности стенки внутри трубы 1 постоянен по её толщине.

Как следствие, наблюдаются значительные теплопотери процесса теплопроводности по толщине трубы 1, а это, соответственно, резко снижает эффективность вихревого способа передачи теплоты, что и обусловливает практическое отсутствие использования в промышленности теплообменных аппаратов с вихревым способом теплопередачи.

Для устранения данного явления внутренняя труба 1 выполняется из биметалла таким образом, что коэффициент теплопроводности материала внутренней поверхности 17 внутренней трубы 1 со стороны движения ГТ имеет значение в 2,0–2,5 раза выше коэффициента теплопроводности материала внешней поверхности 7 внутренней трубы 1 со стороны движения ХТ, при этом толщина каждого из составляющих материалов биметалла имеет равное значение по толщине стенки внутренней трубы 1.

Теплота от периферийного «горячего» слоя ГТ передаётся к внутренней поверхности 17 внутренней трубы 1 с конвекцией и, далее, теплопроводностью по материалу биметалла с повышенным значением коэффициента теплопроводности и имеет более высокий градиент температур, чем теплота, передаваемая от периферийного потока ХТ к внешней поверхности 7 внутренней трубы теплопроводностью по материалу биметалла с пониженным значением коэффициента теплопроводности.

В этом случае область контакта встречно направленных тепловых потоков смещается в сторону внешней поверхности 7 внутренней трубы 1 и составляет около 20% расстояния от внешней поверхности 7 (см. рис. 2.7, б).

Это приводит к существенному сокращению теплопотерь, обусловленных направлением теплоты по толщине внутренней трубы 1, что позволяет существенно повысить эффективность использования способа передачи теплоты в рекуперативных теплообменниках, например, с расположением завихрителей внутри полости как трубы 2 с большим диаметром, так и внутри внутренней трубы 1.

Новизна предложенного теплообменника системы отопления помещения газорегуляторного пункта, использующего перепад давления природного газа со среднего до низкого для бытовых потребителей в вихревой двухконтурной трубе с ограждением между термодинамически расслоенными потоками из биметалла, защищена патентом РФ на изобретение.