pobierz plik artykułu - Inżynieria i Aparatura Chemiczna

Prosimy cytować jako: Inż. Ap. Chem. 2010, 49, 1, 19-20
INŻYNIERIA I APARATURA CHEMICZNA
Nr 1/2010
str. 19
Wojciech M. BUDZIANOWSKI
e-mail: [email protected]
Zakład Procesów Chemicznych i Biochemicznych, Wydział Chemiczny, Politechnika Wrocławska
Recyrkulator ciepła do superadiabatycznego spalania
przemysłowych gazów niskokalorycznych
Wstęp
Definicje charakterystycznych parametrów
Całkowite spalenie przechłodzonych przemysłowych gazów niskokalorycznych, tj. mieszanek, dla których ΔT spalania nie pozwala na
przekroczenie dolnej granicy homogenicznej palności stanowi problem
natury technicznej. Autotermiczne (tj. bez zewnętrznego dogrzewania)
spalenie takich gazów jest technicznie możliwe dzięki wykorzystaniu
zjawiska spalania superadiabatycznego. Polega ono na zastosowaniu intensywnej recyrkulacji wydzielającego się ciepła reakcji spalania i przez to osiągnięcie ΔT spalania wielokrotnie przekraczającego
przyrost temperatury procesu adiabatycznego [1]. Dobre recyrkulatory
ciepła winny mieć strukturę mini- bądź mikrokanałową, gdyż transport
ciepła i masy w urządzeniach kompaktowych jest silnie zintensyfikowany [2, 3]. W niniejszej pracy przedstawiono wyniki badań eksperymentalnych recyrkulatora ciepła prototypowej konstrukcji wyposażonego
w rekuperacyjny wymiennik ciepła.
Dla zapewnienia pełnej konwersji gazów niskokalorycznych w niższej roboczej temperaturze, w której to ograniczone się straty ciepła do
otoczenia, można wykorzystać katalizatory, np. Pd/γ-Al2O3 [4, 5], które
korzystnie obniżają dolną granicę palności mieszanki. Stosowane rozwiązania geometryczne i procesowe dla tego typu reaktorów są stosunkowo złożone, a dodatkowo efektowi superadiabatycznemu towarzyszą
wieloparametrowe bifurkacje [3, 5, 6]. Poza zwiększoną efektywnością
energetyczną spalanie z recyrkulacją ciepła korzystnie redukuje szkodliwe emisje towarzyszące termicznej utylizacji gazów [7].
Za podstawowy parametr charakteryzujący wymianę ciepła w badanym recyrkulatorze obrano stopień recyrkulacji ciepła zdefiniowany
równaniem (1):
$
Q
(1)
R= R
PG
Aparatura pomiarowa
Celem nadrzędnym jest uzyskanie w szczytowej części recyrkulatora ciepła poziomu temperatury o wartości przekraczającej temperaturę
zapłonu niskokalorycznej mieszanki. Jest to możliwe poprzez zapewnienie wysokiego stopnia recyrkulacji ciepła wewnątrz aparatu oraz
minimalizację strat ciepła spalania do otoczenia. Stąd w niniejszej pracy badano wpływ parametrów procesu na oba te kluczowe zjawiska.
W tym celu skonstruowano stanowisko badawcze, którego uproszczony
schemat ideowy przedstawia rys. 1. We wnętrzu zamontowano rekuperacyjny wymiennik ciepła. Wentylator nawiewa powietrze o temperaturze TWLOT do kanałów wymiennika. Przepływowi gazu przez wymiennik
towarzyszy wymiana ciepła powodująca wzrost jego temperatury do TW.
Za wymiennikiem zamontowany jest spiralny element grzejny o mocy
PG. Ogrzane powietrze jest zawracane powtórnie do wymiennika i ostatecznie opuszcza aparat w temperaturze TWYLOT, tylko nieznacznie wyższej niż TWLOT. Zachodząca wymiana ciepła od gorącego do zimnego
powietrza QR prowadzi do recyrkulacji ciepła i w efekcie do akumulacji generowanej energii cieplnej we wnętrzu aparatu, tj. umożliwia
uzyskanie efektu superadiabatycznego. Eksperymentalnie wyznaczona
wartość QR pozwala na określenie uzyskiwanego w procesie stopnia recyrkulacji ciepła. Ponadto, by umożliwić dokładne zbadanie wpływu
parametrów procesu także na straty cieplne QS na obecnym etapie badań
recyrkulator celowo nie został zaizolowany termicznie.
Rys. 1. Schemat ideowy recyrkulatora ciepła
Uwzględniając występujące w każdym układzie rzeczywistym straty
ciepła do otoczenia zdefiniowano adiabatyczny stopień recyrkulacji ciepła poprzez równanie (2):
:
Q
(2)
R AD =
:
PG -QS
Strumień cieplny strat QS wyznaczono z równania bilansu energetycznego recyrkulatora z rys. 1:
:
- Eo
(3)
Q = P + Eo
S
G
WLOT
WYLOT
Strumień ciepła rekuperowanego QR wyznaczono z następującej zależności wynikającej także wprost z bilansu energii:
Q& R = E&W − E&WLOT
(4)
Względne straty ciepła do otoczenia S określono poprzez następujący
stosunek wielkości:
Q&
S= S
(5)
PG
W powyższych wzorach wielkość strumienia E określono z zależności:
:
:
E = CP mT
(6)
gdzie CP to ciepło właściwe użytego powietrza, które skorygowano
o zawartość wilgoci X wynoszącą w warunkach eksperymentu przecięt-3
nie 5 · 10 [kg wody/kg powietrza suchego]:
CP =1005+1930X .1015 J/(kg·K)
(7)
Wyniki pomiarów i ich dyskusja
Charakterystykę procesową recyrkulatora dokonano z użyciem wyżej
zdefiniowanych parametrów i przedstawiono na wykresach. Na rys. 2A
przedstawiono wpływ mocy grzałki PG przy zachowaniu stałej wartości
masowego strumienia przepływu powietrza m, zaś na rys. 2B ukazano
wpływ masowego strumienia przepływu gazu m przy zachowaniu stałej
mocy grzałki PG na wartości strumieni cieplnych QR i QS.
Rys. 2. A) Wpływ PG na QS i QR. Parametr: m = 0,0235 kg s-1, B) Wpływ m na QS i QR.
Parametr: PG = 142,5 W
Prosimy cytować jako: Inż. Ap. Chem. 2010, 49, 1, 19-20
str. 20
INŻYNIERIA I APARATURA CHEMICZNA
Rys. 2A wskazuje, że wraz ze wzrostem mocy grzałki PG znacząco
rośnie ciepło wymieniane w rekuperatorze QR, przy czym wzrost ten
jest dużo dynamiczniejszy aniżeli wzrost samej PG co wskazuje na rosnące znaczenie recyrkulacji ciepła przy wyższych wartościach mocy.
Wzrost strumienia strat do otoczenia QS ze wzrostem PG jest niewielki
i zbliżony do wzrostu samej PG. Rys. 2B dotyczy wpływu masowego
strumienia przepływu powietrza m przy stałej mocy grzałki PG. Przedstawione na nim wyniki wskazują, że wraz ze wzrostem m strumień ciepła wymienianego w rekuperatorze QR początkowo rośnie a następnie
dla wartości m powyżej ~0,04 kg·s-1 stabilizuje się. Ten wynik wskazuje
na poprawę wymiany ciepła ze wzrostem m, jednakże dla bardzo dużych m ten korzystny wpływ może stopniowo zanikać. Straty do otoczenia QS ewidentnie maleją ze wzrostem m w całym badanym zakresie
tego parametru wskazując na dążenie funkcjonowania układu do stanu
adiabatycznego z rosnącym m.
Rys. 3. A) Wpływ PG na R i S, B) Wpływ PG na RAD. Parametr m = 0,0235 kg s-1
Lepszą miarą uzyskanych wyników wymiany ciepła w recyrkulatorze wydają się być zdefiniowane charakterystyczne wielkości względne R i S. Rys. 3A pozwala zauważyć, że wraz ze wzrostem PG stopień
recyrkulacji ciepła R rośnie znacząco osiągając wartość blisko 3,5 dla
mocy grzałki ~150 W. Wzrost R wynika z faktu, że QR rośnie szybciej niż PG ze względu na występującą wewnętrzną recyrkulację ciepła.
Z kolei względne straty do otoczenia S jedynie nieznacznie spadają ze
wzrostem PG, co wskazuje, że dla wyższych użytych mocy QS rośnie
nieco wolniej niż sama PG.
Następnie rys. 3B pokazuje, że adiabatyczny stopień recyrkulacji
AD
R , którego użyto tu w celu przybliżenia warunków adiabatycznych,
także zdecydowanie rośnie z rosnącym PG. Wynika to ze znacznie szybAD
szego wzrostu QR niż QS i użytej definicji R – równanie (2). Ponadto
AD
uzyskane wartości R na poziomie bliskim 11 pozwalają ocenić, że
recyrkulator ciepła, nawet z zastosowanym tu niewielkim rekuperatorem, może stanowić obiecujące rozwiązanie konstrukcyjne dla spalania
gazów niskokalorycznych.
Rys. 4. A) Wpływ m na R i S, B) Wpływ m na RAD. Parametr: PG = 142,5 W
Rys. 4A pozwala zauważyć, że wraz ze wzrostem m stopień recyrkulacji ciepła R początkowo rośnie a potem stabilizuje się powyżej ~0,04
-1
kg s . Z kolei względne straty do otoczenia S silnie spadają ze wzrostem m osiągając wartość około 0.4 dla wyższych wartości m.
Z rys. 4B widać, że adiabatyczny stopień recyrkulacji RAD spada z rosnącym m. Wynika to z faktu stałego nieznacznego spadku QS z rosnąAD
cym m. Użyte definicje R i R utożsamiają się w sytuacji wyeliminowania strat cieplnych w pracy aparatu. Widać to z porównania wartości
Nr 1/2010
AD
R i R na rys. 4A i 4B, gdzie z rosnącym m ewidentnie dochodzi do
zbieżności tych wielkości do wspólnej wartości ~4.
Na podstawie przedstawionych wyników pomiarów można dokonać
kilku ważnych obserwacji z punktu widzenia użyteczności recyrkulatora ciepła do spalania przemysłowych gazów niskokalorycznych. Otóż
celowo termicznie nieizolowany tu recyrkulator ciepła wykazuje duże
straty do otoczenia. Straty te można wydatnie zredukować poprzez
zastosowanie innego niż tylko izolacja termiczna aparatu sposobu, tj.
poprzez użycie większego strumienia przepływu gazu m (Rys. 4A, S ≈
0,4). Widoczne na rys. 4A niskie wartości R dla niskich m mogą wynikać z faktu zwiększonego znaczenia mechanizmu wzdłużnego przewodzenie ciepła w strukturze recyrkulatora.
Zaobserwowana poprawa funkcjonowania recyrkulatora w warunkach wyższych prędkości przepływu gazu wynika z wpływu liczby Re
na liczbę Nu. Natomiast dla bardzo dużych prędkości i stąd Re, skróceniu ulega czas przebywania gazu w wymienniku oraz spadają poprzeczne gradienty termiczne, co ogranicza dalszy korzystny wpływ wzrostu
Nu. Tego typu efektu należy spodziewać się szczególnie w recyrkulatorach minikanałowych, w których przepływ gazu odbywa się w zakresie
laminarnym nawet dla dużych prędkości przepływu gazu. Na podstawie
wyników pracy widać, że wraz ze wzrostem prędkości gazu reżim pracy
wymiennika przesuwa się stopniowo z reżimu kondukcyjnego poprzez
dyspersyjny i może osiągać reżim konwekcyjny. Reżim dyspersyjny
sprzyja recyrkulacji ciepła.
Uzyskane wyniki wymiany ciepła sugerują, że ze wzrostem m nachylenie wykresu funkcji R(m) ulega zmianie z powodu degradacji wymiany ciepła. Można się spodziewać, że przebieg R(m) może przybierać
charakterystyczny kształt wulkanu z maksimum R, gdzie R zmierza do
zera zarówno dla m dążącego do zera (Rys. 4A) jak i m dążącego do
nieskończoności. Jak stwierdzono w pracach [3, 5] tego typu zależność
funkcyjna prowadzi do pojawienia się bifurkacji typu izola. Przyczyną bifurkacji w procesie recyrkulacyjnego spalania jest pojawienie się
dodatkowego zjawiska fizycznego, tj. gaśnięcia egzotermicznej reakcji
spalania przy zbyt niskich wartościach temperatury obserwowanych dla
niskim stopniu recyrkulacji R. Powyższa interpretacja cieplna pozwala
wyjaśnić zaobserwowaną zmianę monotoniczności na pętli izola widocznej na rys. 2 z pracy [3]. Tej zmiany monotoniczności nie można
bowiem wytłumaczyć spadkiem konwersji paliwa z rosnącym m, gdyż
jak wynika z rys. 5 w pracy [3] konwersja była w badanym zakresie m
pełna.
Wnioski
W niniejszej pracy przedstawiono prototypowy recyrkulator ciepła.
Omówiono wyniki badań eksperymentalnych dotyczących charakterystyki termicznej recyrkulatora ciepła z zainstalowanym wymiennikiem
rekuperacyjnym gaz – gaz. Zdefiniowano i eksperymentalnie wyznaczono charakterystyczne parametry termiczne recyrkulatora ciepła, tj.
AD
stopień recyrkulacji ciepła R i jego odpowiednik adiabatyczny R .
Wykazano, że stopień recyrkulacji ciepła rośnie z mocą recyrkulatora
i natężeniem przepływu gazu. W uzyskanej geometrii aparatu uzyskano
AD
R na poziomie 11, co pozwala ocenić, że proponowana konstrukcja
aparatu może być przydatna w praktyce przemysłowej do spalania gazów niskokalorycznych. Korzystne wydaje się dążenie układu do stanu
adiabatyczności przy dużych strumieniach przepływu gazu m. Dla recyrkulatora o badanej geometrii uzyskano zmianę nachylenia wykresu
funkcji R(m), co pozwoliło zwięźle zinterpretować występującą w katalitycznym spalaniu recyrkulacyjnym zmianę monotoniczności R(m)
w postaci pętli izola.
LITERATURA
[1]
[2]
[3]
[4]
[5]
[6]
[7]
W.M. Budzianowski,R. Miller. Archivum Combustionis 27, 123 (2007).
S.G. Kandlikar,W.J. Grande. Heat Transf. Eng. 24, 3 (2003).
W.M. Budzianowski,R. Miller. Int. J. Chem. Reactor Eng. 7, A20 (2009).
W.M. Budzianowski. Rynek Energii nr 3, 59 (2009).
W.M. Budzianowski,R. Miller. Can. J. Chem. Eng. 86, 778 (2008).
W.M. Budzianowski,R. Miller. Chem. Process. Eng-Inz. 30, 149 (2009).
W.M. Budzianowski,R. Miller. Recent Patents on Mechanical Engineering
2, 228 (2009).