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).