Zastosowanie: energia, odzysk ciepła odpadowego. Istota wynalazku: strumień gazu zwilża się przepuszczając go przez warstewkę kondensatu utworzoną na dwuściennej płycie perforowanej 4, gdzie gazy nasycają się parą wodną. W komorze 2 nad arkuszem 4 następuje objętościowa kondensacja pary wodnej na cząsteczkach pyłu i maleńkich kropelkach przepływu pary-gazu. Przygotowaną mieszaninę parowo-gazową schładza się do temperatury punktu rosy poprzez przekazanie ciepła przepływu ogrzanego czynnika przez ściankę elementów wymiany ciepła 8. Kondensat z przepływu opada na pochyłe przegrody 5 z rynnami 10, a następnie przedostaje się do blachy 4 przez rurę spustową 9. 1 il.

Niniejszy wynalazek dotyczy dziedziny technologii kotłów, a dokładniej dziedziny odzyskiwania ciepła z gazów odlotowych. Znana jest metoda recyklingu ciepła gazów spalinowych (USSR Aut.St. N 1359556, MKI F 22 V 33/18, 1986), która jest najbliższą analogią, w której produkty spalania są sekwencyjnie na siłę nawilżane, sprężane w sprężarki, schłodzone do temperatury poniżej temperatury punktu rosy wraz z kondensacją pary wodnej pod ciśnieniem wyższym od atmosferycznego, są oddzielane w separatorze, rozprężane przy jednoczesnym obniżeniu temperatury w turborozprężarce i usuwane do atmosfery. Znana jest metoda recyklingu ciepła gazów spalinowych (GDR, patent N 156197, MKI F 28 D 3/00, 1982) uzyskiwana poprzez ruch przeciwprądowy w wymienniku ciepła gazów spalinowych i pośredniego ośrodka ciekłego, podgrzanego do temperatury temperaturę wyższą niż temperatura punktu rosy gazów spalinowych, które są schładzane do temperatury poniżej punktu rosy. Znana jest metoda niskotemperaturowego ogrzewania paliwem o wyższej wartości opałowej (Niemcy, zgłoszenie nr OS 3151418, MKI F 23 J 11/00, 1983), która polega na tym, że paliwo spalane jest w urządzeniu grzewczym o powstawanie gorących gazów, które dostają się do urządzenia grzewczego z przodu i z boku. Na części ścieżki przepływu gazy paliwowe są kierowane w dół, tworząc kondensat. Gazy paliwowe na wylocie mają temperaturę 40-45 o C. Znana metoda pozwala na schłodzenie spalin poniżej temperatury punktu rosy, co nieco zwiększa sprawność cieplną instalacji. Jednak w tym przypadku kondensat jest rozpylany przez dysze, co prowadzi do dodatkowego zużycia energii na własne potrzeby i zwiększa zawartość pary wodnej w produktach spalania. Włączenie do obwodu sprężarki i turboekspandera, które odpowiednio sprężają i rozprężają produkty spalania, nie zwiększa sprawności, a ponadto prowadzi do dodatkowego zużycia energii związanej ze stratami w sprężarce i turboekspanderze. Celem wynalazku jest intensyfikacja wymiany ciepła przy głębokim wykorzystaniu ciepła ze spalin. Problem rozwiązuje się dzięki temu, że strumień gazu nawilża się poprzez przepuszczenie go przez warstwę kondensatu z nasyceniem strumienia parą wodną, ​​a następnie jej skraplaniem, a także opadaniem na tę warstwę kondensatu i odprowadzaniem część nieodparowana. Proponowaną metodę można zastosować w urządzeniu pokazanym na rysunku, gdzie: 1 kolektor kondensatu, 2 komory, 3 obudowy, 4 dwuścienna blacha perforowana o nierównym nachyleniu, 5 przegród pochylonych, 6 dyfuzora dwuwymiarowego zwężającego się, 7 dyfuzora ekspandującego, 8 dyfuzora ciepła powierzchnia wymiennika, 9 rura spustowa, 10 rynna, 11 powierzchnia współpracująca, 12 - separator, 13 wymiennik ciepła przegrzania, 14 oddymianie, 15 komin, 16 syfon, 17 oś pozioma. Działanie urządzenia zgodnie z proponowanym sposobem wykorzystania ciepła produktów spalania przypomina atmosferyczną rurkę cieplną. Jej część wyparna zlokalizowana jest w dolnej części komory 2, z której unosi się przygotowana mieszanina parowo-gazowa, natomiast część kondensacyjna na powierzchniach wymiany ciepła 3, z której kondensat spływa po pochylonych przegrodach 5 z rynnami 10 rurami spustowymi 9 na dwuścienną blachę perforowaną o nierównych bokach 4, a nadmiar do kolektora kondensatu 1. Produkty spalania pochodzące z wymiennika ciepła przegrzania 13 tworzą pęcherzyki warstewki kondensatu na dwuściennej blachy perforowanej o nierównym nachyleniu 4. Kondensat jest rozpylany, podgrzewany i odparowywany, a jego nadmiar spływa do kolektora kondensatu 1. Spaliny nasyca się parą wodną pod ciśnieniem w przybliżeniu równym atmosferycznemu. Zależy to od sposobu wspólnej pracy wentylatora i oddymiacza 14. W komorze 2 para wodna jest w stanie przesyconym, ponieważ prężność pary w mieszaninie gazowej jest większa niż prężność pary nasyconej. Najmniejsze kropelki, cząsteczki pyłu produktów spalania stają się centrami kondensacji, na których w komorze 2 zachodzi proces objętościowej kondensacji pary wodnej bez wymiany ciepła z otoczeniem. Przygotowana mieszanina parowo-gazowa skrapla się na powierzchniach wymiany ciepła 8. Przy temperaturze powierzchni tych elementów wymiany ciepła 8 znacznie poniżej temperatury punktu rosy, zawartość wilgoci w produktach spalania za rekuperatorem jest niższa niż początkowa. Końcową fazą tego ciągłego procesu jest wytrącenie się kondensatu na pochyłych przegrodach 5 z reklamacjami 10 i jego przedostanie się na blachę perforowaną 4 rurą spustową 9. O realizacji zadania świadczą: 1. Wartość współczynnik przenikania ciepła wzrósł do 180-250 W/m 2 o C, co znacznie zmniejsza powierzchnię wymiany ciepła i odpowiednio zmniejsza wskaźniki masy i wielkości. 2. 2,5-3-krotne zmniejszenie początkowej zawartości wilgoci pary wodnej w spalinach zmniejsza intensywność procesów korozyjnych w ścieżce spalinowej i kominie. 3. Wahania obciążenia wytwornicy pary nie zmniejszają sprawności kotłowni.

Prawo

Sposób wykorzystania ciepła gazów spalinowych polegający na nawilżaniu i schładzaniu strumienia gazu do temperatury punktu rosy poprzez przekazanie ciepła strumienia do ogrzanego czynnika przez ścianę, znamienny tym, że przepływ gazu jest nawilżanie poprzez przepuszczenie go przez warstwę kondensatu z nasyceniem strumienia parą wodną, ​​a następnie jej kondensacją, a także wytrąceniem się kondensatu na wspomnianej warstwie i odprowadzeniem jej nieodparowanej części.

Wykorzystanie ciepła gazów spalinowych w kotłowniach przemysłowych opalanych gazem

Wykorzystanie ciepła gazów spalinowych w kotłowniach przemysłowych opalanych gazem

Kandydat nauk technicznych Sizov V.P., Doktor nauk technicznych Yuzhakov A.A., Kandydat nauk technicznych Kapger I.V.,
Permavtomatika LLC, sizowperm@ Poczta .ru

Streszczenie: Ceny gazu ziemnego na świecie znacznie się różnią. Zależy to od członkostwa kraju w WTO, tego, czy kraj eksportuje, czy importuje swój gaz, kosztów wydobycia gazu, stanu przemysłu, decyzji politycznych itp. Cena gazu w Federacji Rosyjskiej w związku z przystąpieniem naszego kraju do WTO będzie tylko rosła, a rząd planuje wyrównywanie cen gazu ziemnego zarówno w kraju, jak i za granicą. Porównajmy z grubsza ceny gazu w Europie i Rosji.

Rosja – 3 ruble/m3.

Niemcy - 25 rubli/m3.

Dania - 42 ruble/m3.

Ukraina, Białoruś – 10 rubli/m3.

Ceny są całkiem rozsądne. W krajach europejskich powszechnie stosowane są kotły kondensacyjne, których łączny udział w procesie wytwarzania ciepła sięga 90%. W Rosji kotły te nie są używane głównie ze względu na wysoki koszt kotłów, niski koszt gazu i scentralizowane sieci wysokotemperaturowe. A także poprzez utrzymanie systemu ograniczania spalania gazu w kotłowniach.

Obecnie kwestia pełniejszego wykorzystania energii chłodziwa staje się coraz bardziej istotna. Uwalnianie ciepła do atmosfery nie tylko powoduje dodatkową presję na środowisko, ale także zwiększa koszty właścicieli kotłowni. Jednocześnie nowoczesne technologie pozwalają na pełniejsze wykorzystanie ciepła gazów spalinowych i zwiększenie sprawności kotła liczonej w oparciu o dolną wartość opałową aż do wartości 111%. Straty ciepła ze spalinami zajmują główne miejsce wśród strat ciepła kotła i wynoszą 5 ¸ 12% wytworzonego ciepła. Dodatkowo można wykorzystać ciepło kondensacji pary wodnej powstałej podczas spalania paliwa. Ilość ciepła wydzielanego podczas kondensacji pary wodnej zależy od rodzaju paliwa i waha się od 3,8% dla paliw ciekłych do 11,2% dla paliw gazowych (dla metanu) i jest określana jako różnica pomiędzy wyższym i niższym ciepłem spalania paliwa (tabela 1).

Tabela 1 - Wartości wyższych i niższych wartości opałowych dla różnych rodzajów paliw

Typ paliwa	szt. (kcal)	PCI ( Kcal )	Różnica (%)
Olej opałowy

Okazuje się, że spaliny zawierają zarówno ciepło jawne, jak i utajone. Co więcej, ten ostatni może osiągnąć wartość, która w niektórych przypadkach przekracza ciepło jawne. Ciepło jawne to ciepło, w którym zmiana ilości ciepła dostarczonego do ciała powoduje zmianę jego temperatury. Ciepło utajone to ciepło parowania (kondensacji), które nie powoduje zmiany temperatury ciała, lecz służy zmianie stanu skupienia ciała. Stwierdzenie to ilustruje wykres (ryc. 1, na którym na osi odciętych naniesiono entalpię (ilość dostarczonego ciepła), a na osi rzędnych temperaturę).

Ryż. 1 – Zależność zmiany entalpii dla wody

Na odcinku wykresu A-B woda jest podgrzewana od temperatury 0°C do temperatury 100°C. W tym przypadku całe ciepło dostarczane do wody jest wykorzystywane do podniesienia jej temperatury. Następnie zmianę entalpii określa się wzorem (1)

(1)

gdzie c to pojemność cieplna wody, m to masa podgrzanej wody, Dt – różnica temperatur.

Sekcja wykresu B-C przedstawia proces wrzenia wody. W tym przypadku całe ciepło dostarczane do wody jest wydawane na przekształcenie jej w parę, przy czym temperatura pozostaje stała - 100 ° C. Sekcja C-D wykresu pokazuje, że cała woda zamieniła się w parę (odparowaną), po czym ciepło jest zużywane na podniesienie temperatury pary. Następnie zmianę entalpii dla odcinka A-C opisuje wzór (2)

Gdzie r = 2500 kJ/kg – ciepło utajone parowania wody pod ciśnieniem atmosferycznym.

Największa różnica pomiędzy najwyższą i najniższą wartością opałową wynika z tabeli. 1, metan, a więc gaz ziemny (do 99% metanu) daje najwyższą rentowność. Stąd wszelkie dalsze obliczenia i wnioski zostaną podane dla gazu na bazie metanu. Rozważ reakcję spalania metanu (3)

Z równania tej reakcji wynika, że ​​do utlenienia jednej cząsteczki metanu potrzebne są dwie cząsteczki tlenu, tj. Do całkowitego spalenia 1 m 3 metanu potrzebne są 2 m 3 tlenu. Powietrze atmosferyczne, będące mieszaniną gazów, wykorzystywane jest jako utleniacz podczas spalania paliwa w jednostkach kotłowych. Do obliczeń technicznych przyjmuje się, że warunkowy skład powietrza składa się z dwóch składników: tlenu (21% obj.) i azotu (79% obj.). Biorąc pod uwagę skład powietrza, aby przeprowadzić reakcję spalania, całkowite spalanie gazu będzie wymagało objętości powietrza 100/21 = 4,76 razy większej niż tlenu. Zatem do spalenia 1 m 3 metanu potrzeba 2 ×4,76=9,52 powietrza. Jak widać z równania reakcji utleniania, wynikiem jest dwutlenek węgla, para wodna (gazy spalinowe) i ciepło. Ciepło wydzielające się podczas spalania paliwa zgodnie z (3) nazywane jest wartością opałową paliwa (PCI).

Jeśli schłodzimy parę wodną, ​​to w pewnych warunkach zacznie ona ulegać kondensacji (przejście ze stanu gazowego w ciecz) i jednocześnie zostanie wydzielona dodatkowa ilość ciepła (utajone ciepło parowania/kondensacji) Ryc. 2.

Ryż. 2 – Wydzielanie ciepła podczas kondensacji pary wodnej

Należy pamiętać, że para wodna zawarta w spalinach ma nieco inne właściwości niż czysta para wodna. Występują w mieszaninie z innymi gazami i ich parametry odpowiadają parametrom mieszaniny. Dlatego temperatura, w której rozpoczyna się kondensacja, różni się od 100°C. Wartość tej temperatury zależy od składu spalin, co z kolei jest konsekwencją rodzaju i składu paliwa, a także współczynnika nadmiaru powietrza.
Temperatura gazów spalinowych, przy której rozpoczyna się kondensacja pary wodnej w produktach spalania paliwa, nazywana jest punktem rosy i wygląda jak na rys. 3.

Ryż. 3 – Punkt rosy metanu

W konsekwencji dla gazów spalinowych, które są mieszaniną gazów i pary wodnej, entalpia zmienia się według nieco innego prawa (rys. 4).

Rysunek 4 – Wydzielanie ciepła z mieszaniny pary i powietrza

Z wykresu na ryc. 4 można wyciągnąć dwa istotne wnioski. Po pierwsze, temperatura punktu rosy jest równa temperaturze, do której schłodzono spaliny. Po drugie, nie trzeba przechodzić przez to jak na ryc. 2, całą strefę kondensacji, co jest nie tylko praktycznie niemożliwe, ale i niepotrzebne. To z kolei stwarza różne możliwości realizacji bilansu cieplnego. Innymi słowy, do chłodzenia gazów spalinowych można zastosować prawie każdą niewielką ilość chłodziwa.

Z powyższego wynika, że ​​obliczając sprawność kotła na podstawie niższej wartości opałowej i późniejszego wykorzystania ciepła gazów spalinowych i pary wodnej, można znacznie zwiększyć sprawność (ponad 100%). Na pierwszy rzut oka jest to sprzeczne z prawami fizyki, ale w rzeczywistości nie ma tu sprzeczności. Sprawność takich układów należy obliczać w oparciu o wyższą wartość opałową, a wyznaczanie sprawności w oparciu o niższą wartość opałową należy przeprowadzać tylko w przypadku konieczności porównania jej sprawności z sprawnością kotła konwencjonalnego. Tylko w tym kontekście efektywność > 100% ma sens. Uważamy, że dla takich instalacji bardziej poprawne jest podanie dwóch wydajności. Stwierdzenie problemu można sformułować w następujący sposób. Aby pełniej wykorzystać ciepło spalania gazów spalinowych, należy je schłodzić do temperatury poniżej punktu rosy. W takim przypadku para wodna powstająca podczas spalania gazu będzie się skraplać i przekaże utajone ciepło parowania do chłodziwa. W takim przypadku chłodzenie gazów spalinowych musi odbywać się w wymiennikach ciepła o specjalnej konstrukcji, zależnej głównie od temperatury gazów spalinowych i temperatury wody chłodzącej. Najbardziej atrakcyjne jest zastosowanie wody jako chłodziwa pośredniego, gdyż w tym przypadku możliwe jest zastosowanie wody o możliwie najniższej temperaturze. Dzięki temu możliwe jest uzyskanie temperatury wody na wylocie z wymiennika ciepła np. 54°C, a następnie jej wykorzystanie. Jeśli przewód powrotny jest używany jako czynnik chłodzący, jego temperatura powinna być jak najniższa, a często jest to możliwe tylko wtedy, gdy odbiorcami są niskotemperaturowe systemy grzewcze.

Spaliny z kotłów dużej mocy odprowadzane są najczęściej do rury żelbetowej lub ceglanej. Jeśli nie zostaną podjęte specjalne środki w celu późniejszego podgrzania częściowo wysuszonych gazów spalinowych, rura zamieni się w kondensacyjny wymiennik ciepła ze wszystkimi wynikającymi z tego konsekwencjami. Istnieją dwa sposoby rozwiązania tego problemu. Pierwszy sposób polega na zastosowaniu obejścia, w którym część gazów np. 80% przepuszczana jest przez wymiennik ciepła, a druga część w ilości 20% przepuszczana jest przez obejście i mieszana z częściowo wysuszone gazy. W ten sposób podgrzewając gazy, przesuwamy punkt rosy do wymaganej temperatury, w której rura ma gwarancję pracy w trybie suchym. Drugą metodą jest zastosowanie rekuperatora płytowego. W takim przypadku spaliny przechodzą przez rekuperator kilka razy, nagrzewając się w ten sposób.

Rozważmy przykład obliczenia typowej rury o długości 150 m (ryc. 5-7), która ma budowę trójwarstwową. Obliczenia wykonano w pakiecie oprogramowania Ansys -CFX . Z rysunków jasno wynika, że ​​ruch gazu w rurze ma wyraźnie turbulentny charakter i w efekcie minimalna temperatura na wykładzinie może nie znajdować się w obszarze końcówki, jak wynika z uproszczonej metodologii empirycznej .

Ryż. 7 – pole temperaturowe na powierzchni okładziny

Należy zauważyć, że podczas instalowania wymiennika ciepła w ścieżce gazowej jego opór aerodynamiczny wzrośnie, ale zmniejszy się objętość i temperatura gazów spalinowych. Prowadzi to do zmniejszenia prądu oddymiacza. Powstawanie kondensatu stawia specjalne wymagania elementom ścieżki gazowej w zakresie stosowania materiałów odpornych na korozję. Ilość kondensatu wynosi około 1000-600 kg/godzinę na 1 Gcal użytecznej mocy wymiennika ciepła. Wartość pH kondensatu produktów spalania podczas spalania gazu ziemnego wynosi 4,5-4,7, co odpowiada środowisku kwaśnemu. W przypadku niewielkiej ilości kondensatu istnieje możliwość zastosowania wymiennych bloków neutralizujących kondensat. Jednak w przypadku dużych kotłowni konieczne jest zastosowanie technologii dozowania sody kaustycznej. Jak pokazuje praktyka, niewielkie ilości kondensatu można wykorzystać do uzupełnienia bez jakiejkolwiek neutralizacji.

Należy podkreślić, że głównym problemem w projektowaniu powyższych układów jest zbyt duża różnica entalpii na jednostkę objętości substancji, a wynikającym z tego problemem technicznym jest rozwinięcie się powierzchni wymiany ciepła po stronie gazowej. Przemysł Federacji Rosyjskiej produkuje masowo podobne wymienniki ciepła, takie jak KSK, VNV itp. Rozważmy, jak rozwinięta jest powierzchnia wymiany ciepła po stronie gazowej na istniejącej konstrukcji (rys. 8). Zwykła rurka, w której do środka przepływa woda (ciecz), a z zewnątrz powietrze (spaliny) przepływa wzdłuż żeberek chłodnicy. Obliczony współczynnik grzejnika zostanie wyrażony przez pewną wartość

Ryż. 8 – rysunek rurki grzejnika.

współczynnik

K =S nar /S vn, (4),

Gdzie S nar – zewnętrzna powierzchnia wymiennika ciepła mm 2, oraz S wn – wewnętrzna powierzchnia tuby.

W obliczeniach geometrycznych konstrukcji otrzymujemy K =15. Oznacza to, że zewnętrzna powierzchnia tuby jest 15 razy większa niż powierzchnia wewnętrzna. Wyjaśnia to fakt, że entalpia powietrza na jednostkę objętości jest wielokrotnie mniejsza niż entalpia wody na jednostkę objętości. Obliczmy, ile razy entalpia litra powietrza jest mniejsza od entalpii litra wody. Z

entalpia wody: Ein = 4,183 KJ/l*K.

entalpia powietrza: E powietrze = 0,7864 J/l*K. (w temperaturze 130 0 C).

Stąd entalpia wody jest 5319 razy większa niż entalpia powietrza, a zatem K =S nar /S wn . Idealnie w takim wymienniku współczynnik K powinien wynosić 5319, ale ponieważ powierzchnia zewnętrzna w stosunku do powierzchni wewnętrznej rozwinęła się 15-krotnie, różnica entalpii zasadniczo pomiędzy powietrzem i wodą sprowadza się do wartości K = (5319/15) = 354. Opracuj technicznie stosunek obszarów powierzchni wewnętrznej i zewnętrznej, aby uzyskać stosunek K =5319 bardzo trudne lub prawie niemożliwe. Aby rozwiązać ten problem, spróbujemy sztucznie zwiększyć entalpię powietrza (gazów spalinowych). W tym celu należy spryskać wodę (kondensat tego samego gazu) z dyszy do spalin. Rozpylajmy go w takiej ilości w stosunku do gazu, aby cała rozpylona woda całkowicie odparowała w gazie, a wilgotność względna gazu osiągnęła 100%. Wilgotność względną gazu można obliczyć na podstawie tabeli 2.

Tabela 2. Wartości bezwzględnej wilgotności gazu przy wilgotności względnej 100% dla wody w różnych temperaturach i ciśnieniach atmosferycznych.

T,°C	A,g/m3	T,°C	A,g/m3	T,°C	A,g/m3
	86,74

Z ryc. 3 jasno wynika, że ​​przy bardzo wysokiej jakości palniku możliwe jest osiągnięcie temperatury punktu rosy w spalinach T dew = 60 0 C. W tym przypadku temperatura tych gazów wynosi 130 0 C. Bezwzględna zawartość wilgoci w gazie (wg tabeli 2) przy T dew = 60 0 C będzie wynosić 129,70 g/m 3 . Jeśli do tego gazu zostanie wtryśnięta woda, jego temperatura gwałtownie spadnie, gęstość wzrośnie, a entalpia gwałtownie wzrośnie. Należy zaznaczyć, że nie ma sensu spryskiwać wodą powyżej 100% wilgotności względnej, gdyż... Gdy próg wilgotności względnej przekroczy 100%, rozpylona woda przestanie parować i przekształci się w gaz. Dokonajmy małego obliczenia wymaganej ilości rozpylonej wody dla następujących warunków: Tg – początkowa temperatura gazu równa 120 0 C, Wzrost T - wymagany punkt rosy gazu 60 0 C (129,70 g/m 3). IT: Tgk – temperatura końcowa gazu i Mv – masa wody rozpylonej w gazie (kg.)

Rozwiązanie. Wszystkie obliczenia przeprowadza się w odniesieniu do 1 m 3 gazu. O złożoności obliczeń decyduje fakt, że w wyniku atomizacji zmienia się zarówno gęstość gazu, jak i jego pojemność cieplna, objętość itp. Ponadto zakłada się, że parowanie zachodzi w absolutnie suchym gazie, i energia potrzebna do podgrzania wody nie jest brana pod uwagę.

Obliczmy ilość energii oddanej przez gaz wodzie podczas jej parowania

gdzie: c – pojemność cieplna gazu (1 KJ/kg.K), M – masa gazu (1 kg/m 3)

Obliczmy ilość energii oddanej przez wodę podczas parowania w gaz

Gdzie: R – ukryta energia parowania (2500 KJ/kg), M – masa odparowanej wody

W wyniku podstawienia otrzymujemy funkcję

(5)

Należy wziąć pod uwagę, że nie ma możliwości rozpylenia większej ilości wody niż podano w tabeli 2, a gaz zawiera już odparowaną wodę. Poprzez selekcję i obliczenia otrzymaliśmy wartość M = 22 g, Tgk = 65 0 C. Obliczmy rzeczywistą entalpię powstałego gazu, biorąc pod uwagę, że jego wilgotność względna wynosi 100%, a po ochłodzeniu zostanie uwolniona zarówno energia utajona, jak i jawna. Następnie według otrzymamy sumę dwóch entalpii. Entalpia gazu i entalpia skroplonej wody.

E voz = Np. + Evod

Np znajdujemy w literaturze przedmiotu 1.1 (KJ/m 3 *K)

EwodObliczamy względem tabeli. 2. Nasz gaz schładzając się z 65 0 C do 64 0 C uwalnia 6,58 grama wody. Entalpia kondensacji wynosi Evod=2500 J/g lub w naszym przypadku Evod=16,45 KJ/m3

Podsumujmy entalpię skroplonej wody i entalpię gazu.

E voz =17,55 (J/l*K)

Jak widać rozpylając wodę, udało nam się zwiększyć entalpię gazu 22,3 razy. Jeżeli przed rozpyleniem wody entalpia gazu wynosiła E powietrze = 0,7864 J/l*K. (w temperaturze 130 0 C). Następnie po rozpylaniu entalpia jest Evoz = 17,55 (J/l*K). Oznacza to, że aby uzyskać tę samą energię cieplną na tym samym standardowym wymienniku ciepła typu KSK, VNV, powierzchnię wymiennika ciepła można zmniejszyć 22,3 razy. Przeliczony współczynnik K (wartość była równa 5319) staje się równy 16. Dzięki temu współczynnikowi wymiennik ciepła uzyskuje całkiem realne wymiary.

Kolejną ważną kwestią przy tworzeniu takich systemów jest analiza procesu natryskiwania, tj. jaka średnica kropli jest potrzebna, aby woda odparowała w gazie. Jeśli kropelka jest wystarczająco mała (na przykład 5 μM), wówczas czas życia tej kropelki w gazie przed całkowitym odparowaniem jest dość krótki. A jeśli kropelka ma wielkość np. 600 µM, to naturalnie pozostaje w gazie znacznie dłużej, zanim całkowicie odparuje. Rozwiązanie tego problemu fizycznego jest dość skomplikowane ze względu na fakt, że proces parowania zachodzi przy stale zmieniających się charakterystykach: temperaturze, wilgotności, średnicy kropel itp. Dla tego procesu przedstawiono rozwiązanie oraz wzór na obliczenie czasu całkowitego parowanie ( ) wyglądają krople

(6)

Gdzie: ρ I - gęstość cieczy (1 kg/dm 3), R – energia parowania (2500 kJ/kg), λ g – przewodność cieplna gazu (0,026 J/m 2 K), D 2 – średnica kropli (m), Δ T – średnia różnica temperatur pomiędzy gazem i wodą (K).

Następnie, zgodnie z (6), czas życia kropli o średnicy 100 µM. (1*10 -4 m) wynosi τ = 2*10 -3 godzin lub 1,8 sekundy, a czas życia kropli o średnicy 50 µM. (5*10 -5 m) równa się τ = 5*10 -4 godzin lub 0,072 sekundy. Odpowiednio, znając czas życia kropli, jej prędkość lotu w przestrzeni, natężenie przepływu gazu i wymiary geometryczne przewodu gazowego, można łatwo obliczyć system nawadniania przewodu gazowego.

Poniżej rozważymy realizację projektu systemu, biorąc pod uwagę otrzymane powyżej zależności. Uważa się, że wymiennik ciepła spalin musi działać w zależności od temperatury zewnętrznej, w przeciwnym razie rura domowa zostanie zniszczona, gdy utworzy się w niej kondensacja. Można jednak wyprodukować wymiennik ciepła, który działa niezależnie od temperatury panującej na ulicy i lepiej odprowadza ciepło ze spalin, nawet do temperatur ujemnych, pomimo tego, że temperatura spalin będzie wynosić np. +10 0 C (punkt rosy tych gazów wyniesie 0 0 C). Zapewnia to fakt, że podczas wymiany ciepła sterownik oblicza punkt rosy, energię wymiany ciepła i inne parametry. Rozważmy schemat technologiczny proponowanego systemu (ryc. 9).

Zgodnie ze schematem technologicznym w wymienniku ciepła zamontowane są: regulowane przepustnice a-b-c-d; wymienniki ciepła d-e-zh; czujniki temperatury 1-2-3-4-5-6; o Zraszacz (pompa H i grupa dysz); kontroler kontrolny.

Zastanówmy się nad funkcjonowaniem proponowanego systemu. Pozwolić, aby spaliny wydostały się z kotła. na przykład temperatura 120 0 C i punkt rosy 60 0 C (wskazany na wykresie jako 120/60). Czujnik temperatury (1) mierzy temperaturę gazów spalinowych z kotła. Punkt rosy obliczany jest przez sterownik w odniesieniu do stechiometrii spalania gazu. Na drodze gazu pojawia się bramka (a). To jest migawka awaryjna. która zamyka się w przypadku naprawy, nieprawidłowego działania, remontu, konserwacji itp. W ten sposób klapa (a) jest całkowicie otwarta i bezpośrednio przepuszcza spaliny z kotła do oddymiacza. W tym schemacie odzysk ciepła wynosi zero; w rzeczywistości schemat usuwania spalin zostaje przywrócony tak, jak przed instalacją wymiennika ciepła. W stanie roboczym brama (a) jest całkowicie zamknięta i 100% gazów dostaje się do wymiennika ciepła.

W wymienniku ciepła gazy trafiają do rekuperatora (e), gdzie są schładzane, ale w żadnym wypadku nie poniżej punktu rosy (60 0 C). Przykładowo schładzano je do 90°C. Nie wydzielała się w nich wilgoć. Temperaturę gazu mierzy się czujnikiem temperatury 2. Temperaturę gazów za rekuperatorem można regulować za pomocą bramki (b). Regulacja jest konieczna w celu zwiększenia wydajności wymiennika ciepła. Ponieważ podczas kondensacji wilgoci masa zawarta w gazach maleje w zależności od tego, jak bardzo gazy zostały schłodzone, możliwe jest usunięcie z nich do 2/11 całkowitej masy gazów w postaci wody. Skąd wzięła się ta liczba? Rozważmy wzór chemiczny reakcji utleniania metanu (3).

Do utlenienia 1 m 3 metanu potrzeba 2 m 3 tlenu. Ponieważ jednak powietrze zawiera tylko 20% tlenu, do utlenienia 1 m3 metanu potrzeba 10 m 3 powietrza. Po spaleniu tej mieszaniny otrzymujemy: 1 m 3 dwutlenku węgla, 2 m 3 pary wodnej i 8 m 3 azotu i innych gazów. W drodze kondensacji możemy usunąć ze spalin niecałe 2/11 wszystkich gazów spalinowych w postaci wody. W tym celu należy schłodzić spaliny do temperatury zewnętrznej. Z uwolnieniem odpowiedniej proporcji wody. Powietrze pobierane z ulicy do spalania również zawiera niewielką ilość wilgoci.

Uwolniona woda jest usuwana na dnie wymiennika ciepła. Odpowiednio, jeśli cały skład gazów (11/11 części) przejdzie wzdłuż ścieżki kotła-rekuperatora (e) - jednostki odzysku ciepła (e), wówczas tylko 9/11 części gazów spalinowych może przejść drugą stroną rekuperatora (e). Reszta - do 2/11 części gazu w postaci wilgoci - może wypaść w wymienniku ciepła. Aby zminimalizować opór aerodynamiczny wymiennika ciepła, bramkę (b) można lekko otworzyć. W takim przypadku gazy spalinowe zostaną oddzielone. Część przejdzie przez rekuperator (e), a część przez bramę (b). Gdy bramka (b) zostanie całkowicie otwarta, gazy przejdą przez nią bez chłodzenia, a odczyty czujników temperatury 1 i 2 będą się pokrywać.

Wzdłuż ścieżki gazów zainstalowany jest system nawadniający z pompą H i grupą dysz. Gazy są nawadniane wodą uwalnianą podczas kondensacji. Wtryskiwacze rozpylające wilgoć do gazu gwałtownie podwyższają jego punkt rosy, schładzają go i sprężają adiabatycznie. W rozważanym przykładzie temperatura gazu spada gwałtownie do 62/62, a ponieważ woda rozpylona w gazie całkowicie odparowuje w gazie, punkt rosy i temperatura gazu pokrywają się. Po dotarciu do wymiennika ciepła (e) uwalniana jest na nim ukryta energia cieplna. Ponadto gęstość przepływu gazu gwałtownie wzrasta, a jego prędkość gwałtownie maleje. Wszystkie te zmiany znacząco zmieniają efektywność wymiany ciepła na lepsze. Ilość rozpylanej wody ustalana jest przez sterownik i jest powiązana z temperaturą oraz przepływem gazu. Temperatura gazu przed wymiennikiem ciepła jest monitorowana przez czujnik temperatury 6.

Następnie gazy wchodzą do wymiennika ciepła (e). W wymienniku ciepła gazy schładzają się np. do temperatury 35 0 C. Odpowiednio punkt rosy dla tych gazów również będzie wynosić 35 0 C. Kolejnym wymiennikiem ciepła na drodze spalin jest ciepło wymiennik (g). Służy do podgrzewania powietrza do spalania. Temperatura powietrza nawiewanego do takiego wymiennika ciepła może sięgać -35 0 C. Temperatura ta zależy od minimalnej temperatury powietrza zewnętrznego w danym regionie. Ponieważ część pary wodnej jest usuwana ze spalin, masowy przepływ gazów spalinowych prawie pokrywa się z masowym przepływem powietrza do spalania. Na przykład napełnij wymiennik ciepła środkiem niezamarzającym. Pomiędzy wymiennikami ciepła zainstalowana jest bramka (c). Bramka ta działa również w trybie dyskretnym. Kiedy na zewnątrz robi się ciepło, nie ma sensu odbierać ciepła z wymiennika ciepła (g). Zatrzymuje swoją pracę, a brama (c) otwiera się całkowicie, umożliwiając przejście gazów spalinowych z pominięciem wymiennika ciepła (g).

Temperaturę schłodzonych gazów określa czujnik temperatury (3). Gazy te przesyłane są następnie do rekuperatora (d). Po przejściu przez niego nagrzewają się do określonej temperatury proporcjonalnej do ochłodzenia gazów po drugiej stronie rekuperatora. Brama (d) służy do regulacji wymiany ciepła w rekuperatorze, a stopień jej otwarcia zależny jest od temperatury zewnętrznej (z czujnika 5). Odpowiednio, jeśli na zewnątrz jest bardzo zimno, wówczas zasuwa (d) jest całkowicie zamknięta, a gazy są podgrzewane w rekuperatorze, aby uniknąć punktu rosy w rurze. Jeśli na zewnątrz jest gorąco, brama (d) jest otwarta, podobnie jak bramka (b).

WNIOSKI:

Wzrost wymiany ciepła w wymienniku ciepła ciecz/gaz następuje na skutek gwałtownego skoku entalpii gazu. Jednak proponowane zraszanie wodą powinno odbywać się w ściśle odmierzonych dawkach. Dodatkowo przy dozowaniu wody do spalin uwzględniana jest temperatura zewnętrzna.

Otrzymana metoda obliczeniowa pozwala uniknąć kondensacji wilgoci w kominie i znacznie zwiększyć sprawność zespołu kotłowego. Podobną technikę można zastosować w przypadku turbin gazowych i innych urządzeń skraplających.

Dzięki proponowanej metodzie konstrukcja kotła nie ulega zmianie, a jedynie ulega modyfikacji. Koszt modyfikacji wynosi około 10% kosztu kotła. Okres zwrotu inwestycji przy obecnych cenach gazu wynosi około 4 miesięcy.

Takie podejście może znacznie zmniejszyć zużycie metalu w konstrukcji, a co za tym idzie, jego koszt. Ponadto znacznie spada opór aerodynamiczny wymiennika ciepła i zmniejsza się obciążenie oddymiacza.

LITERATURA:

1.Aronow I.Z. Wykorzystanie ciepła ze spalin z kotłowni zgazowanych. – M.: „Energia”, 1967. – 192 s.

2.Tadeusz Hobler. Przenikanie ciepła i wymienniki ciepła. – Leningrad: Państwowa publikacja naukowa literatury chemicznej, 1961. – 626 s.

Instalacja kondensacji spalin dla kotłów zakładowych “ AprotechInżynieriaAB” (Szwecja)

System kondensacji spalin pozwala na wychwytywanie i odzyskiwanie dużej ilości energii cieplnej zawartej w wilgotnych spalinach kotłowych, która najczęściej jest odprowadzana kominem do atmosfery.

Instalacja odzysku ciepła/kondensacji spalin pozwala na zwiększenie dostaw ciepła do odbiorców o 6–35% (w zależności od rodzaju spalanego paliwa i parametrów instalacji) lub zmniejszenie zużycia gazu ziemnego o 6–35%.

Główne zalety:

• Oszczędność paliwa (gaz ziemny) - takie samo lub zwiększone obciążenie cieplne kotła przy mniejszym spalaniu paliwa
• Redukcja emisji CO2, NOx i SOx (przy spalaniu węgla lub paliw płynnych)
• Pozyskanie kondensatu do układu uzupełniania kotła

Zasada działania:

Układ odzysku ciepła/kondensacji spalin może działać dwustopniowo: z wykorzystaniem lub bez zastosowania układu nawilżania powietrza zasilanego palnikami kotła. W razie potrzeby przed układem kondensacyjnym instaluje się płuczkę.

W skraplaczu spaliny są chłodzone wodą powrotną z sieci ciepłowniczej. Gdy temperatura spalin spada, następuje kondensacja dużej ilości pary wodnej zawartej w spalinach. Energia cieplna kondensacji pary wykorzystywana jest do ogrzewania powrotu sieci ciepłowniczej.

W nawilżaczu następuje dalsze schładzanie gazu i kondensacja pary wodnej. Czynnikiem chłodzącym w nawilżaczu jest powietrze nadmuchowe dostarczane do palników kotła. Ponieważ powietrze podmuchowe jest podgrzewane w nawilżaczu, a ciepły kondensat wtryskiwany jest do strumienia powietrza przed palnikami, w spalinach kotła zachodzi dodatkowy proces parowania.

Powietrze nawiewane do palników kotła zawiera zwiększoną ilość energii cieplnej na skutek podwyższonej temperatury i wilgotności.

Prowadzi to do wzrostu ilości energii w spalinach trafiających do skraplacza, co w efekcie prowadzi do bardziej efektywnego wykorzystania ciepła przez system ciepłowniczy.

Jednostka kondensacji spalin wytwarza również kondensat, który w zależności od składu gazów spalinowych będzie dalej oczyszczany przed wprowadzeniem do kotła.

Efekt ekonomiczny.

Porównanie mocy cieplnej w następujących warunkach:

1. Brak kondensacji
2. Kondensacja gazów spalinowych
3. Kondensacja wraz z nawilżaniem powietrza dostarczanego do spalania

Instalacja kondensacji spalin pozwala istniejącej kotłowni na:

• Zwiększ produkcję ciepła o 6,8% lub
• Zmniejszenie zużycia gazu o 6,8% oraz zwiększenie przychodów ze sprzedaży kwot CO,NO
• Wielkość inwestycji to około 1 milion euro (dla kotłowni o mocy 20 MW)
• Okres zwrotu wynosi 1-2 lata.

Oszczędności w zależności od temperatury płynu chłodzącego w rurze powrotnej:

Metody odzyskiwania ciepła. Spaliny opuszczające przestrzeń roboczą pieców mają bardzo wysoką temperaturę i dlatego odprowadzają znaczną ilość ciepła. Na przykład w piecach martenowskich około 80% całkowitego ciepła dostarczanego do przestrzeni roboczej jest odprowadzane z przestrzeni roboczej wraz ze spalinami, w piecach grzewczych około 60%. Z przestrzeni roboczej pieców spaliny zabierają ze sobą więcej ciepła, im wyższa jest ich temperatura i tym niższy jest współczynnik wykorzystania ciepła w piecu. W związku z tym wskazane jest zapewnienie odzysku ciepła ze spalin, co można zrealizować na dwa sposoby: poprzez zwrot części ciepła pobranego ze spalin z powrotem do paleniska i bez zawracania tego ciepła do kotła. piec. Aby wdrożyć pierwszą metodę, konieczne jest przeniesienie ciepła pobranego z dymu na gaz i powietrze (lub tylko powietrze) wprowadzane do pieca. Aby osiągnąć ten cel, powszechnie stosuje się wymienniki ciepła typu rekuperacyjnego i regeneracyjnego co pozwala zwiększyć wydajność zespołu paleniskowego, podnieść temperaturę spalania i zaoszczędzić paliwo. Drugi sposób wykorzystania polega na wykorzystaniu ciepła gazów spalinowych w kotłowniach cieplnych i turbinowniach, co pozwala na znaczne oszczędności paliwa.

W niektórych przypadkach obie opisane metody odzysku ciepła ze spalin stosuje się jednocześnie. Dzieje się tak, gdy temperatura spalin za regeneracyjnymi lub rekuperacyjnymi wymiennikami ciepła pozostaje na wystarczająco wysokim poziomie i wskazana jest dalsza odzysk ciepła w elektrowniach cieplnych. Na przykład w piecach martenowskich temperatura gazów spalinowych za regeneratorami wynosi 750-800°C, dlatego są one ponownie wykorzystywane w kotłach na ciepło odzysknicowe.

Rozważmy bardziej szczegółowo kwestię recyklingu ciepła gazów spalinowych z powrotem części ich ciepła do pieca.

Należy przede wszystkim zaznaczyć, że jednostka ciepła pobrana z dymu i wprowadzona do paleniska przez powietrze lub gaz (jednostka ciepła fizycznego) okazuje się znacznie cenniejsza niż jednostki ciepła uzyskane w wyniku tego w piecu. spalania paliwa (jednostka ciepła chemicznego), gdyż ciepło ogrzanego powietrza (gazu) nie powoduje utraty ciepła ze spalinami. Wartość jednostki ciepła jawnego jest tym większa, im niższy jest współczynnik wykorzystania paliwa i im wyższa jest temperatura spalin.

Do normalnej pracy pieca wymagana ilość ciepła musi być dostarczana do przestrzeni roboczej co godzinę. Do tej ilości ciepła zalicza się nie tylko ciepło paliwa Q x, ale także ciepło ogrzanego powietrza lub gazu Q F, czyli Q Σ = Q x + Q f

Jasne jest, że dla Q Σ = konst wzrost Q f pozwoli ci zmniejszyć Q x. Innymi słowy, wykorzystanie ciepła ze spalin pozwala na osiągnięcie oszczędności paliwa, które zależą od stopnia odzysku ciepła ze spalin

R = N w / N re

gdzie N in i N d są odpowiednio entalpią ogrzanego powietrza i gazów spalinowych wydobywających się z przestrzeni roboczej, kW lub

kJ/okres.

Stopień odzysku ciepła można nazwać także współczynnikiem odzysku ciepła rekuperatora (regeneratora), %

wydajność p = (N in / N d) 100%.

Znając stopień odzysku ciepła, zużycie paliwa można określić za pomocą następującego wyrażenia:

gdzie N "d i Nd są odpowiednio entalpią gazów spalinowych w temperaturze spalania i gazów opuszczających piec.

Zmniejszenie zużycia paliwa w wyniku wykorzystania ciepła spalin zwykle daje znaczący efekt ekonomiczny i jest jednym ze sposobów obniżenia kosztów wygrzewania metalu w piecach przemysłowych.

Oprócz oszczędności paliwa, stosowaniu ogrzewania powietrznego (gazowego) towarzyszy wzrost kalorymetrycznej temperatury spalania T k, co może być głównym celem odzysku przy ogrzewaniu pieców paliwem o niskiej wartości opałowej.

Wzrost Q F przy prowadzi do wzrostu temperatury spalania. Jeżeli konieczne jest podanie określonej kwoty T k, wówczas wzrost temperatury ogrzewania powietrza (gazu) prowadzi do zmniejszenia tej wartości , czyli zmniejszenie udziału gazu o wysokiej wartości opałowej w mieszance paliwowej.

Ponieważ odzysk ciepła pozwala na znaczne oszczędności paliwa, należy dążyć do możliwie najwyższego, ekonomicznie uzasadnionego stopnia jego wykorzystania. Należy jednak od razu zaznaczyć, że recykling nie może być całkowity, tzn. zawsze R< 1. Это объясняется тем, что увеличение поверхности нагрева рационально только до определенных пределов, после которых оно уже приводит кочень незначительному выигрышу в экономии тепла.

Charakterystyka urządzeń wymiany ciepła. Jak już wskazano, odzysk ciepła ze spalin i ich powrót do paleniska można realizować w urządzeniach wymiany ciepła typu regeneracyjnego i rekuperacyjnego. Regeneracyjne wymienniki ciepła pracują w niestacjonarnym stanie cieplnym, natomiast regeneracyjne wymienniki ciepła pracują w stacjonarnym stanie cieplnym.

Regeneracyjne wymienniki ciepła mają następujące główne wady:

1) nie może zapewnić stałej temperatury ogrzewania powietrza lub gazu, która spada w miarę ochładzania się cegieł dyszy, co ogranicza możliwość stosowania automatycznego sterowania piecem;

2) zaprzestanie dopływu ciepła do pieca po przełączeniu zaworów;

3) podczas podgrzewania paliwa gaz jest odprowadzany przez komin, którego wartość sięga 5-6 % pełne natężenie przepływu;

4) bardzo duża objętość i masa regeneratorów;

5) niewygodnie umiejscowione – regeneratory ceramiczne zawsze umieszcza się pod piecami. Jedynymi wyjątkami są krowy umieszczane w pobliżu wielkich pieców.

Jednak pomimo bardzo poważnych wad, regeneracyjne wymienniki ciepła są nadal czasami stosowane w piecach wysokotemperaturowych (paleniskowych i wielkich piecach, w studniach grzewczych). Wyjaśnia to fakt, że regeneratory mogą pracować przy bardzo wysokich temperaturach gazów spalinowych (1500-1600°C). W tej temperaturze rekuperatory nie mogą jeszcze pracować stabilnie.

Rekuperacyjna zasada odzyskiwania ciepła ze spalin jest bardziej postępowa i doskonała. Rekuperatory zapewniają stałą temperaturę ogrzewania powietrza lub gazu i nie wymagają żadnych urządzeń przełączających – zapewnia to płynniejszą pracę paleniska oraz większe możliwości automatyzacji i kontroli jego pracy termicznej. Rekuperatory nie odprowadzają gazu do komina, mają mniejszą objętość i wagę. Rekuperatory mają jednak również pewne wady, z których najważniejsze to niska ognioodporność (rekuperatory metalowe) i mała gęstość gazu (rekuperatory ceramiczne).

Ogólna charakterystyka wymiany ciepła w rekuperatorach. Rozważmy ogólną charakterystykę wymiany ciepła w rekuperatorze. Rekuperator jest wymiennikiem ciepła pracującym w stacjonarnych warunkach termicznych, podczas którego ciepło przekazywane jest w sposób ciągły od schładzających spalin do ogrzanego powietrza (gazu) poprzez przegrodę.

Całkowitą ilość ciepła przekazanego w rekuperatorze określa równanie

Q = KΔ t av F ,

Gdzie DO- całkowity współczynnik przenikania ciepła od dymu do powietrza (gazu), charakteryzujący całkowity poziom przenikania ciepła w rekuperatorze, W/(m 2 -K);

Δ t średnio- średnia (na całej powierzchni grzewczej) różnica temperatur pomiędzy spalinami a powietrzem (gazem), K;

F- powierzchnia grzewcza, przez którą ciepło przekazywane jest ze spalin do powietrza (gazu), m2.

Przenikanie ciepła w rekuperatorach obejmuje trzy główne etapy przekazywania ciepła: a) ze spalin do ścianek elementów rekuperacyjnych; b) przez ściankę działową; c) od ściany do ogrzanego powietrza lub gazu.

Po stronie dymowej rekuperatora ciepło ze spalin na ścianę przekazywane jest nie tylko na drodze konwekcji, ale także poprzez promieniowanie. Dlatego lokalny współczynnik przenikania ciepła po stronie dymu jest równy

gdzie jest współczynnik przenikania ciepła ze spalin do ściany

konwekcja, W/(m 2 °C);

Współczynnik przenikania ciepła od spalin do ściany

przez promieniowanie, W/(m 2 °C).

Przenikanie ciepła przez przegrodę zależy od oporu cieplnego ściany i stanu jej powierzchni.

Po stronie powietrznej rekuperatora podczas ogrzewania powietrza ciepło przekazywane jest ze ściany do powietrza jedynie na drodze konwekcji, a podczas ogrzewania gazu na drodze konwekcji i promieniowania. Tak więc, gdy powietrze jest podgrzewane, przenikanie ciepła jest określane na podstawie współczynnika przenikania ciepła przez lokalną konwekcję; jeśli gaz jest podgrzewany, wówczas współczynnik przenikania ciepła

Wszystkie odnotowane lokalne współczynniki przenikania ciepła są sumowane w całkowity współczynnik przenikania ciepła

, W/(m2°C).

W rekuperatorach rurowych całkowity współczynnik przenikania ciepła należy wyznaczać dla ściany cylindrycznej (liniowy współczynnik przenikania ciepła)

, W/(m°C)

Współczynnik DO nazywany współczynnikiem przenikania ciepła rury. Jeśli konieczne jest przypisanie ilości ciepła do powierzchni wewnętrznej lub zewnętrznej powierzchni rury, wówczas całkowite współczynniki przenikania ciepła można określić w następujący sposób:

,

Gdzie A 1 - współczynnik przenikania ciepła od wewnątrz

rury, W/(m 2 °C);

A 2 - to samo, na zewnątrz rury, W/(m 2 °C);

R 1 i R 2 - odpowiednio promienie wewnętrzne i zewnętrzne

powierzchnie rur, m. W rekuperatorach metalowych wartość oporu cieplnego ściany można pominąć , i wówczas całkowity współczynnik przenikania ciepła można zapisać w postaci:

W/(m2°C)

Wszystkie lokalne współczynniki przenikania ciepła niezbędne do określenia wartości DO, można otrzymać w oparciu o prawa przenoszenia ciepła przez konwekcję i promieniowanie.

Ponieważ zawsze występuje różnica ciśnień pomiędzy stroną powietrzną i dymową rekuperatora, obecność nieszczelności w dyszy rekuperacyjnej prowadzi do wycieków powietrza, sięgających czasami 40-50%. Wycieki gwałtownie zmniejszają wydajność instalacji rekuperacyjnych; im więcej zasysanego powietrza, tym mniejszy udział ciepła użytecznego w rekuperatorze ceramicznym (patrz poniżej):

Wyciek, % 0 25 60

końcowa temperatura spalin,

°C 660 615 570

Temperatura ogrzewania powietrza, °C 895 820 770

Sprawność rekuperatora (bez uwzględnienia

straty), % 100 84 73,5

Wycieki powietrza wpływają na wartość lokalnych współczynników przenikania ciepła i nie tylko na powietrze uwięzione w spalinach

Ryż. 4. Schematy ruchu czynników gazowych w rekuperacyjnych wymiennikach ciepła

obniża ich temperaturę, ale także zmniejsza zawartość procentową CO 2 i H 2 0, w wyniku czego pogarsza się emisyjność gazów.

Zarówno przy rekuperatorze całkowicie gazoszczelnym, jak i przy nieszczelności, lokalne współczynniki przenikania ciepła zmieniają się wzdłuż powierzchni grzewczej, dlatego przy obliczaniu rekuperatorów wartości lokalnych współczynników przenikania ciepła dla góry i dołu wyznacza się osobno, a następnie całkowity współczynnik przenikania ciepła oblicza się na podstawie wartości średniej.

LITERATURA

1. B.A.Arutyunov, V.I. Mitkalinny, S.B. Sztywny. Ciepłownictwo metalurgiczne, tom 1, M, Metalurgia, 1974, s. 672
2. V.A. Krivandin i inni. Inżynieria cieplna metalurgiczna, M, Metalurgia, 1986, s. 591
3. VA Krivandin, B.L. Markowa. Piece hutnicze, M, Metalurgia, 1977, s.463
4. V.A. Krivandin, A.V. Egorov. Prace cieplne i projekty pieców do metalurgii żelaza, M, Metalurgia, 1989, s.463

V. V. Getman, N. V. Lezhneva METODY RECYKLINGU CIEPŁA SPALIN Z INSTALACJI ENERGETYCZNYCH

Słowa kluczowe: elektrownie z turbinami gazowymi, elektrownie gazowe z cyklem kombinowanym

W pracy zbadano różne metody recyklingu ciepła gazów spalinowych z elektrowni w celu zwiększenia ich sprawności, oszczędności paliw kopalnych i zwiększenia mocy energetycznej.

Słowa kluczowe: instalacje turbin gazowych, instalacje parowo-gazowe

W pracy rozważane są różne metody wykorzystania ciepła gazów wylotowych z instalacji elektroenergetycznych w celu zwiększenia ich sprawności, oszczędności paliwa organicznego i akumulacji mocy.

Wraz z rozpoczęciem reform gospodarczych i politycznych w Rosji konieczne jest przede wszystkim dokonanie szeregu zasadniczych zmian w elektroenergetyce kraju. Nowa polityka energetyczna musi rozwiązać szereg problemów, w tym rozwój nowoczesnych, wysokosprawnych technologii wytwarzania energii elektrycznej i cieplnej.

Jednym z tych zadań jest zwiększanie efektywności elektrowni w celu oszczędzania paliw kopalnych i zwiększania mocy energetycznych. Bardzo

Obiecujące pod tym względem są turbozespoły gazowe, których spaliny emitują do 20% ciepła.

Istnieje kilka sposobów na zwiększenie wydajności silników turbinowych gazowych, m.in.:

Podwyższenie temperatury gazu przed turbiną dla zespołu turbiny gazowej o prostym obiegu termodynamicznym,

Zastosowanie odzysku ciepła,

Wykorzystanie ciepła spalin w obiegach binarnych,

Utworzenie jednostki turbiny gazowej przy użyciu złożonego schematu termodynamicznego itp.

Za najbardziej obiecujący kierunek uważa się wspólne wykorzystanie turbin gazowych i parowych (GTU i STU) w celu poprawy ich właściwości ekonomicznych i środowiskowych.

Turbiny gazowe i powstałe przy ich użyciu instalacje kombinowane, o obecnie osiągalnych technicznie parametrach, zapewniają znaczny wzrost efektywności wytwarzania ciepła i energii elektrycznej.

Powszechne stosowanie binarnych jednostek CCGT, a także różne łączone schematy podczas technicznego doposażenia elektrowni cieplnych pozwolą zaoszczędzić do 20% paliwa w porównaniu z tradycyjnymi jednostkami turbiny parowej.

Zdaniem ekspertów sprawność kombinowanego obiegu parowo-gazowego wzrasta wraz ze wzrostem temperatury początkowej gazów przed turbiną gazową i wzrostem udziału mocy turbiny gazowej. Niemałe znaczenie

Istnieje również fakt, że oprócz wzrostu wydajności, takie układy wymagają znacznie niższych kosztów kapitałowych, ich koszt jednostkowy jest 1,5 - 2 razy niższy niż koszt bloków parowych z turbiną parową gazowo-olejową i bloków CCGT o minimalnej mocy turbiny gazowej .

Na podstawie danych można zidentyfikować trzy główne obszary wykorzystania turbin gazowych i turbin gazowych o cyklu kombinowanym w energetyce.

Pierwszym, szeroko stosowanym w krajach uprzemysłowionych, jest zastosowanie jednostek CCGT w dużych elektrowniach kondensacyjnych pracujących na gazie. Najbardziej efektywne w tym przypadku jest zastosowanie bloku CCGT typu odzyskowego, w którym występuje duży udział mocy turbiny gazowej (rys. 1).

Zastosowanie CCGT pozwala na zwiększenie efektywności spalania paliw w elektrowniach cieplnych o ~11-15% (CCP ze zrzutem gazu do kotła), o ~25-30% (binarny CCGT).

Do niedawna nie prowadzono szeroko zakrojonych prac nad wdrożeniem systemów CCGT w Rosji. Jednak pojedyncze egzemplarze takich instalacji są stosowane już od dłuższego czasu i są z powodzeniem stosowane, np. bloki CCGT z wytwornicą pary wysokociśnieniowej (HSG) typu VPG-50 głównego bloku energetycznego PGU-120 i 3 zmodernizowane bloki energetyczne z HPG-120 w oddziale TPP-2 OJSC TGK-1”; PGU-200 (150) z VPG-450 w oddziale Państwowej Elektrowni Rejonowej w Niewinnomyssku. W Państwowej Elektrowni Rejonowej Krasnodar zainstalowano trzy bloki gazowo-parowe o mocy 450 MW każdy. W skład bloku energetycznego wchodzą dwie turbiny gazowe o mocy 150 MW, dwa kotły na ciepło odzysknicowe oraz turbina parowa o mocy 170 MW, sprawność takiej instalacji wynosi 52,5%. Dalej

zwiększenie efektywności jednostek CCGT użytkowych możliwe jest poprzez doskonalenie

instalacja turbiny gazowej i komplikacja obiegu procesu parowego.

Ryż. 1 - Schemat bloku CCGT z kotłem na ciepło odzysknicowe

Instalacja kombinowana z kotłem -

recykler (ryc. 1) obejmuje: 1-

kompresor; 2 - komora spalania; 3 - gaz

turbina; 4 - generator elektryczny; 5 - kocioł-

recykler; 6 - turbina parowa; 7 - kondensator; 8

Pompa i 9 - odgazowywacz. W kotle na ciepło odpadowe paliwo nie jest spalane, a wytworzona para przegrzana wykorzystywana jest w turbinie parowej.

Drugi kierunek to wykorzystanie turbin gazowych do tworzenia CCGT-CHP i GTU-CHP. W ostatnich latach zaproponowano wiele opcji schematów technologicznych CCGT-CHP. W elektrociepłowniach zasilanych gazem wskazane jest stosowanie kogeneracyjnych jednostek CCGT

rodzaj recyklingu. Typowy przykład

Dużą tego typu elektrociepłownią CCGT jest Elektrociepłownia Północno-Zachodnia w St. Petersburgu. Na jeden blok CCGT tej elektrociepłowni składają się: dwie turbiny gazowe o mocy 150 MW każda, dwa kotły na ciepło odzysknicowe oraz turbina parowa. Główne wskaźniki bloku: moc elektryczna – 450 MW, moc cieplna – 407 MW, jednostkowe zużycie paliwa standardowego na dostawę energii elektrycznej – 154,5 g. t./(kW.h), jednostkowe zużycie paliwa zastępczego na potrzeby zaopatrzenia w ciepło – 40,6 kg. t./GJ, sprawność elektrociepłowni w zakresie dostarczania energii elektrycznej – 79,6%, energii cieplnej – 84,1%.

Trzeci kierunek to wykorzystanie turbin gazowych do tworzenia CCGT-CHP i GTU-CHP małej i średniej mocy w oparciu o kotłownie. CCGT – CHPP i GTU – CHPP najlepszych opcji, stworzone na bazie kotłowni, zapewniają sprawność dostarczania energii elektrycznej w trybie kogeneracji na poziomie 76 – 79%.

Typowa instalacja z cyklem kombinowanym składa się z dwóch jednostek turbin gazowych, każda z własnym kotłem na ciepło odpadowe, który dostarcza wytworzoną parę do jednej wspólnej turbiny parowej.

Instalacja tego typu została opracowana dla Państwowej Elektrowni Okręgowej Szczekinskaja. PGU-490 przeznaczony jest do wytwarzania energii elektrycznej w podstawowym i częściowym trybie pracy elektrowni z dostawą ciepła do odbiorców zewnętrznych o mocy do 90 MW w zimowym harmonogramie temperaturowym. Schemat ideowy jednostki PGU-490 został zmuszony skupić się na braku miejsca przy umieszczeniu kotła na ciepło odzysknicowe i

instalacji turbin parowych w budynkach elektrowni, co stwarzało pewne trudności w uzyskaniu optymalnych warunków dla skojarzonej produkcji ciepła i energii elektrycznej.

W przypadku braku ograniczeń w rozmieszczeniu instalacji, a także przy zastosowaniu ulepszonego zespołu turbiny gazowej, można znacznie zwiększyć wydajność bloku. Jako taki ulepszony CCGT zaproponowano jednowałowy CCGT-320 o mocy 300 MW. Kompletnym zespołem turbiny gazowej dla PGU-320 jest jednowałowy GTE-200, którego powstanie ma nastąpić w drodze przejścia na

wirnik dwupodporowy, modernizacja układu chłodzenia i pozostałych elementów turbiny gazowej w celu podwyższenia temperatury początkowej gazu. Monoblok PGU-320, oprócz GTE-200, zawiera turbinę parową K-120-13 z turbiną trzycylindrową, pompę kondensatu, skraplacz pary uszczelnionej, nagrzewnicę zasilaną parą grzejną dostarczaną z wyciągu przed ostatni stopień turbiny parowej oraz dwuciśnieniowy kocioł na ciepło odzysknicowe zawierający osiem obszarów wymiany ciepła, w tym przegrzewacz pary pośredniej.

Do oceny sprawności instalacji przeprowadzono obliczenia termodynamiczne, w wyniku których stwierdzono, że przy pracy PGU-490 ShchGRES w trybie kondensacyjnym jego sprawność elektryczną można zwiększyć o 2,5% i podnieść do 50,1%.

Badania ciepłownicze

Instalacje o cyklu kombinowanym wykazały, że wskaźniki ekonomiczne instalacji gazowych o cyklu kombinowanym w znacznym stopniu zależą od struktury ich obiegu cieplnego, którego wyboru dokonuje się na korzyść instalacji zapewniającej minimalną temperaturę gazów spalinowych. Wyjaśnia to fakt, że głównym źródłem strat energii są spaliny, a aby zwiększyć wydajność obwodu, należy obniżyć ich temperaturę.

Model jednoobwodowego bloku grzewczego CCGT pokazany na rys. 2, obejmuje kocioł odzysknicowy typu bębnowego z naturalnym obiegiem czynnika w obiegu odparowania. Wzdłuż przepływu gazów w kotle powierzchnie grzewcze rozmieszczone są kolejno od dołu do góry:

przegrzewacz PP, parownik I, ekonomizer E i przegrzewacz gazu dla wody sieciowej GSP.

Ryż. 2 - Schemat termiczny jednoprzewodowego CCGT

Obliczenia układu wykazały, że w przypadku zmiany parametrów pary świeżej moc wytwarzana przez blok CCGT ulega redystrybucji pomiędzy obciążeniami cieplnymi i elektrycznymi. Wraz ze wzrostem parametrów pary wzrasta wytwarzanie energii elektrycznej, a maleje wytwarzanie energii cieplnej. Wyjaśnia to fakt, że wraz ze wzrostem parametrów pary świeżej jej produkcja maleje. Jednocześnie w wyniku zmniejszenia zużycia pary przy niewielkiej zmianie jej parametrów w wyciągach zmniejsza się obciążenie cieplne sieciowego podgrzewacza wody.

Dwuobwodowa instalacja CCGT, podobnie jak jednoobwodowa, składa się z dwóch turbin gazowych, dwóch kotłów na ciepło odzysknicowe i jednej turbiny parowej (rys. 3). Ogrzewanie wody sieciowej odbywa się w dwóch podgrzewaczach ASG oraz (w razie potrzeby) w szczytowym podgrzewaczu sieciowym.

Wzdłuż przepływu gazów w kotle odzysknicowym

poniższe znajdują się kolejno

powierzchnie grzejne: przegrzewacz wysokociśnieniowy PPHP, parownik wysokociśnieniowy IVD, ekonomizer wysokociśnieniowy EHP, przegrzewacz niskociśnieniowy PPND,

parownik niskociśnieniowy IND, nagrzewnica gazowa niskociśnieniowa GPND, nagrzewnica gazowa na wodę sieciową GSP.

Ryż. 3 - Główny schemat termiczny

dwuprzewodowy CCGT

Ryż. 4 - Schemat odzysku ciepła ze gazów spalinowych turbiny gazowej

Oprócz kotła na ciepło odpadowe obieg cieplny obejmuje turbinę parową z trzema cylindrami, dwa sieciowe podgrzewacze wody PSG1 i PSG2, odgazowywacz D i pompy zasilające PEN. Para spalinowa z turbiny kierowana była do PSG1. Para z wylotu turbiny doprowadzana jest do nagrzewnicy PSG2. Cała woda sieciowa przepływa przez PSG1, następnie część wody kierowana jest do PSG2, a pozostała część po pierwszym etapie ogrzewania trafia do GSP, zlokalizowanego na końcu drogi gazowej kotła odzysknicowego. Kondensat pary grzewczej PSG2 odprowadzany jest do PSG1, skąd trafia do GPND i dalej do odgazowywacza. Woda zasilająca za odgazowywaczem częściowo wpływa do ekonomizera obwodu wysokiego ciśnienia, a częściowo do bębna B obwodu niskiego ciśnienia. Para z przegrzewacza obwodu niskiego ciśnienia jest mieszana z głównym strumieniem pary za cylindrem wysokociśnieniowym (HPC) turbiny.

Jak wykazała analiza porównawcza, w przypadku stosowania gazu jako głównego paliwa, wskazane jest stosowanie schematów wykorzystania, jeśli stosunek energii cieplnej do elektrycznej wynosi 0,5 - 1,0, przy stosunkach 1,5 i więcej, preferowane są jednostki CCGT wykorzystujące schemat „rozładowania”.

Oprócz dostosowania obiegu turbiny parowej do obiegu turbiny gazowej, recykling ciepła gazów spalinowych

Turbinę gazową można zrealizować poprzez dostarczenie pary wytworzonej przez kocioł na ciepło odpadowe do komory spalania turbiny gazowej, a także poprzez realizację cyklu regeneracyjnego.

Realizacja cyklu regeneracyjnego (ryc. 4) zapewnia znaczny wzrost wydajności instalacji, aż o 1,33 razy, jeśli przy tworzeniu zespołu turbiny gazowej stopień wzrostu ciśnienia zostanie dobrany zgodnie z zamierzonym stopniem regeneracji . Obwód ten zawiera sprężarkę K; R - regenerator; KS - komora spalania; ТК - turbina sprężarki; ST - turbina napędowa; CC - sprężarka odśrodkowa. Jeżeli zespół turbiny gazowej jest projektowany bez regeneracji, a stopień wzrostu ciśnienia l jest bliski wartości optymalnej, to wyposażenie takiego zespołu turbiny gazowej w regenerator nie prowadzi do wzrostu jego sprawności.

Sprawność instalacji dostarczającej parę do komory spalania jest zwiększona 1,18 razy w porównaniu do zespołu turbiny gazowej, co pozwala na zmniejszenie zużycia paliwa gazowego zużywanego przez zespół turbiny gazowej.

Analiza porównawcza wykazała, że ​​największe oszczędności paliwa są możliwe przy realizacji cyklu regeneracyjnego zespołu turbiny gazowej przy wysokim stopniu regeneracji, stosunkowo niskim stosunku ciśnień w sprężarce l = 3 i przy małych stratach produktów spalania. Jednak w większości krajowych TKA jako napęd wykorzystuje się lotnicze i morskie silniki turbinowe gazowe o dużym stopniu wzrostu ciśnienia i w tym przypadku odzysk ciepła ze gazów spalinowych jest bardziej efektywny w zespole turbiny parowej. Instalacja z doprowadzeniem pary do komory spalania jest konstrukcyjnie najprostsza, ale mniej skuteczna.

Jednym ze sposobów osiągnięcia oszczędności gazu i rozwiązania problemów środowiskowych jest wykorzystanie instalacji gazowych z cyklem kombinowanym na tłoczniach. W rozwoju badań rozważane są dwie alternatywne możliwości wykorzystania pary uzyskanej z odzysku ciepła ze gazów spalinowych turbiny gazowej: turbina gazowa o cyklu kombinowanym napędzana przez turbinę parową sprężarki doładowującej gaz ziemny oraz turbinę parową generatora elektrycznego. Zasadnicza różnica między tymi opcjami polega na tym, że w przypadku CCGT z doładowaniem odzyskiwane jest nie tylko ciepło gazów spalinowych z GPU, ale także jeden procesor graficzny zostaje zastąpiony zespołem pompującym z turbiną parową, a w przypadku CCGT z generatorem elektrycznym, liczba procesorów graficznych zostaje zachowana, a dzięki odzyskanemu ciepłu prąd wytwarzany jest przez specjalną turbinę parową. Analiza wykazała, że ​​najlepsze wskaźniki techniczne i ekonomiczne uzyskały jednostki CCGT z napędem na gaz ziemny.

W przypadku budowy gazowni gazowo-parowej z kotłem odzysknicowym w oparciu o tłocznię, do napędu turbosprężarki wykorzystuje się zespół turbiny gazowej, a do wytwarzania energii elektrycznej wykorzystuje się elektrownię parową (SPU), natomiast temperatura spalin za kotłem na ciepło odzysknicowe wynosi 1400C.

W celu zwiększenia efektywności wykorzystania paliwa organicznego w zdecentralizowanych systemach zaopatrzenia w ciepło możliwa jest przebudowa kotłowni ciepłowniczych poprzez umieszczenie turbin gazowych małej mocy (GTU) i wykorzystanie produktów spalania w piecach istniejących kotłów. Jednocześnie moc elektryczna turbiny gazowej zależy od trybów pracy zgodnie z harmonogramami obciążenia cieplnego lub elektrycznego, a także od czynników ekonomicznych.

Skuteczność przebudowy kotłowni można ocenić porównując dwie opcje: 1 - pierwotna (istniejąca kotłownia), 2 - alternatywna, z wykorzystaniem turbozespołu gazowego. Największy efekt uzyskano przy mocy elektrycznej turbiny gazowej równej

maksymalne obciążenie obszaru konsumpcji.

Analiza porównawcza zespołu turbiny gazowej z HRSG wytwarzającym parę w ilości 0,144 kg/kg s. np. kondensacja TU i GTU bez HRSG oraz z TU suchej wymiany ciepła wykazały, co następuje: przydatne

moc elektryczna – 1,29, zużycie gazu ziemnego – 1,27, produkcja ciepła – 1,29 (odpowiednio 12650 i 9780 kJ/m3 gazu ziemnego). Zatem względny wzrost mocy turbiny gazowej przy wprowadzaniu pary z HRSG wyniósł 29%, a zużycie dodatkowego gazu ziemnego 27%.

Według danych z badań eksploatacyjnych temperatura spalin w kotłach wodnych wynosi 180 - 2300C, co stwarza korzystne warunki do recyklingu ciepła gazów za pomocą kondensacyjnych wymienników ciepła (HU). W TU, które

służą do podgrzewania wody sieciowej przed kotłami ciepłej wody, wymiana ciepła odbywa się poprzez kondensację pary wodnej zawartej w spalinach, a podgrzewanie wody w samym kotle odbywa się w trybie „suchej” wymiany ciepła.

Jak wynika z danych, oprócz oszczędności paliwa, stosowanie specyfikacji technicznych zapewnia również oszczędności energii. Wyjaśnia to fakt, że po wprowadzeniu do kotła dodatkowego przepływu wody obiegowej, aby utrzymać obliczone natężenie przepływu przez kocioł, konieczne jest przeniesienie części wody powrotnej z sieci ciepłowniczej w ilości równej do natężenia przepływu recyrkulacyjnego z rury powrotnej do rury zasilającej.

Przy kompletowaniu elektrowni z oddzielnych bloków energetycznych z napędem turbiny gazowej

generatorów elektrycznych istnieje kilka możliwości recyklingu ciepła ze spalin, na przykład za pomocą odzysku

wymiennik ciepła (HTE) do podgrzewania wody lub wykorzystanie kotła na ciepło odpadowe oraz

generator turbiny parowej w celu zwiększenia wytwarzania energii elektrycznej. Analiza pracy stacji z uwzględnieniem odzysku ciepła metodą obróbki cieplnej wykazała znaczny wzrost współczynnika wykorzystania ciepła, w niektórych przypadkach nawet 2-krotny i większy, a badania eksperymentalne bloku energetycznego EM-25/11 z silnikiem NK- 37 pozwoliło nam wyciągnąć następujący wniosek. W zależności od konkretnych warunków roczna podaż odzyskanego ciepła może wynosić od 210 do 480 tys. GJ, a realna oszczędność gazu wahać się będzie od 7 do 17 tys. m3.

Literatura

1. V.M. Maslennikov, Energetyka Cieplna, 3, 39-41 (2000).

2. VI. Romanow, V.A. Krivutsa, Thermal Energy, 4, 27-30 (1996).

3. LV Arsenyev, V.G. Tyryszkina, Instalacje kombinowane z turbinami gazowymi. L.: Inżynieria Mechaniczna, 1982, 407 s.

4. VI. Długoselski, A.S. Zemtsov, Energetyka Cieplna, 12, 3-7 (2000).

5. B.M. Trojanowski, A.D. Trukhniy, V.G. Gribin, Energetyka Cieplna, 8, 9-13 (1998).

6. A. D. Tsoi, Industrial Energy, 4, 50-52 (2000).

7. AD Tsoi, AV Klewcow, A.V. Koriagin, Energia Przemysłowa, 12, 25-32 (1997).

8. VI. Eveneno, Energia cieplna, 12, 48-50 (1998).

9. N.I. Serebryannikov, E.I. Tapelev, A.K. Makhankov, Oszczędność energii i uzdatnianie wody, 2, 3-11 (1998).

10. G.D. Barinberg, VI. Długoselski, Teploenergetika, 1, 16-20 (1998)

11. AP Bersenev, Teploenergetika, 5, 51-53 (1998).

12. EN Bukharkin, Energia Przemysłowa, 7, 34-37 (1998).

13. VI. Dobrokhotov, Energetyka Cieplna, 1, 2-8 (2000).

14. AS Popow, E.E. Nowogródski, B.A. Permyakov, Energia Przemysłowa, 1, 34-35 (1997).

15. I.V. Belousenko, Energia Przemysłowa, 5, 53-55 (2000).

16. V.V. Getman, N.V. Leżniewa, Wiestnik Kazań. technologia Uniw., 18, 174-179 (2011).

17. N.V. Leżniew, V.I. Elizarow, V.V. Getman, Wiestnik Kazań. technologia Uniw., 17, 162-167 (2012).

© V.V. Getman - dr. technologia nauk ścisłych, profesor nadzwyczajny dział automatyzacja procesów technologicznych i produkcji FSBEI HPE „KNRTU”, 1ega151@uaMech; N.V. Lezhneva - dr. technologia nauk ścisłych, profesor nadzwyczajny dział automatyzacja procesów technologicznych i produkcji FSBEI HPE „KNRTU”, [e-mail chroniony].