CC BY
23
В1СНИК ПРИАЗОВСЬКОГО ДЕРЖАВНОГО ТЕХН1ЧНОГО УН1ВЕРСИТЕТУ
2006 р.
Вип. №16
УДК 669.184.244.66
Сущенко А.В1, Евченко В.Н.2, Балаба А.П.3
АНАЛИЗ ПРОЦЕССОВ ТЕПЛООБМЕНА В СИСТЕМЕ ОХЛАЖДЕНИЯ НАКОНЕЧНИКОВ ФУРМ КИСЛОРОДНЫХ КОНВЕРТЕРОВ
Разработана математическая модель и проведен анализ процессов теплообмена в системе охлаждения наконечников фурм кислородных конвертеров верхнего дутья с учетом влияния масштабного фактора, поверхностного кипения, наличия накипи и «застойных» зон.
До настоящего времени проблема стойкости наконечников фурм для верхней продувки кислородных конвертеров, особенно крупнотоннажных, является весьма актуальной [1]. Недостаточная стойкость влечет за собой прямые затраты на замену медных наконечников, связанные с этим потери производства, а также ухудшение качества выплавляемого металла.
Совершенствованию системы охлаждения наконечников конвертерных фурм с целью повышения их стойкости посвящено значительное количество работ как практического [1 и др.], так и теоретического [2 и др.] характера. Однако при рассмотрении теплообмена в системе «охлаждающий агент - наконечник фурмы - полость конвертера» зачастую уделяется недостаточное внимание таким факторам, как поверхностное кипение (в т.ч. при значительном недогреве и высоких массовых скоростях охлаждающей воды), наличие накипи и «застойных» зон в наконечнике. Отсутствуют обоснования оптимальных скоростей охлаждающей воды, в т. ч. с учетом масштабного фактора.
Целью настоящей работы является проведение анализа процессов теплообмена в системе охлаждения наконечников фурм ЬБ-конвертеров при влиянии вышеуказанных факторов.
Согласно известным критериальным уравнениям, описывающим процесс теплообмена при вынужденном движении однофазной жидкости и относительно гладкой внутренней поверхности наконечника (ствола фурмы), коэффициент теплоотдачи ОС, скорость
охлаждающей воды И; и эквивалентный гидравлический диаметр канала с!для прохода охлаждающей воды в характерном сечении наконечника (ствола фурмы) связаны следующей зависимостью
Следовательно, для крупнотоннажных конвертеров проблема повышения стойкости наконечников усугубляется увеличением их характерных линейных размеров, что при прочих равных условиях (ос = const) требует дополнительного повышения скорости охлаждающей воды. Так, например, для фурм ЗСКН400 т конвертеров с d..a ~ 0,05 м по сравнению с фурмами 130^-160 т конвертеров (d.M ~ 0,02 м) дополнительное увеличение скорости охлаждающей воды, необходимое для сохранения условия ос = const, составит в относительных единицах ~ 25 %, что необходимо учитывать при сравнительном анализе и проектировании систем охлаждения фурм кислородных конвертеров различного тоннажа.
В целом скорость охлаждающей воды в наконечнике определяется ее расходом и конструктивными особенностями системы охлаждения. Повышение расхода влечет за собой увеличение затрат электроэнергии на привод насосов либо их замену, а также может лимитироваться водными ресурсами конкретного предприятия. Увеличение скорости воды за
1 ПГТУ, канд. техн. наук, доц., зав. отделом ПНИЛ
2 ПГТУ, канд. техн. наук, доц.
3 ПГТУ, аспирант
(1)
счет увеличения расхода оправдано в тех случаях, когда последний не поддерживает нагрев воды в каналах фурмы в допустимых пределах At. = t..~ - tm = (l5 -ь 25) "С.
Движение охладителя в наконечнике имеет сложную траекторию. Его удельный расход колеблется в пределах 0,6-И,4 м7т стали, при этом средняя скорость вдоль внутренней наиболее теплонапряженной поверхности наконечника составляет 1-^8 м/с. Локальная же скорость охлаждающей воды в наконечнике может изменяться от нуля (при наличии «застойных» зон) до 1(Н15 м/с [3].
В качестве охлаждающей часто используется техническая вода, температура которой в течение года колеблется в диапазоне 5-^30 "С, однако в летний период возможны случаи, когда она на входе в фурму повышается до 40 "С.
В шероховатых каналах теплообмен при течении воды может быть описан с помощью полуэмпирической зависимости Петухова Б.С. и сотрудников [4]
( 1 \ Рг3-1
с
Nu =— RePr
, 900 , „ „ С
1 +-+ 12,7 - J— •
Re V 8
(2)
где Ыы — (а • ЛсЯе = (^'■с/т)/у.} Рг - соответственно числа Нусссльта. Рейнольдса
и Прандтля;
А(-пУ(- - коэффициенты теплопроводности, (Вт/мК) и кинематической вязкости (м2/с) для
воды;
С ~ коэффициент гидравлического трения, определяемый режимом течения и величиной эквивалентной шероховатости теплоотдающей поверхности Аш.
В области гидравлически шероховатых труб (Яе > 500-й^/Д^) коэффициент гидравлического трения определялся по формуле Л. Прандтля, а в переходной области (10^/Дш<Яе<500^й/Л«) п0 Формуле А.Д. Альтшуля. Для медного наконечника, нижняя тарелка которого изготавливается из штампованного листа, величина эквивалентной шероховатости принята А — — 0.11 • 10 м. Теплофизические свойства воды слабо зависят от давления и, в первую очередь, определяются ее температурой. Поэтому они определялись при постоянном давлении 1,0 МПа (с учетом его потерь по длине фурмы и металлорукава).
При скорости воды, находящейся в диапазоне 0,5^-15 м/с, и температуре 5-МО "С по уравнению (2) для 350-т (с/ш = 0.05 м) и 160-т (с/уА} = 0.02 м) конвертеров определены коэффициенты теплоотдачи от внутренней поверхности наконечника к охлаждающей воде. Результаты представлены в виде графиков (рис. 1).
н
I
Ft
и н
в
а s
-е-•е-
m
90
60
30
d - же d = экв 0,05 м 0,02 м /■ 3
у- у S* у ___
41 1- 2-3- t, = 5° С; tB = 20° С; tB = 40° С
6 9 12
Скорость ВОДЫ w, м/с
15
Рис. 1 - График зависимости коэффициента теплоотдачи от теплоотдающей поверхности наконечника (ствола) фурмы к воде от ее скорости \¥в и температуры
Повышение температуры охлаждающей воды в указанном диапазоне приводит к
существенному увеличению
коэффициента теплоотдачи за счет снижения кинематической вязкости и увеличения теплопроводности воды. Исходя из приведенных данных можно сделать, на первый взгляд, очевидный вывод, что повышение температуры
охлаждающей воды на входе в фурму при условии ее однофазной конвекции является благоприятным фактором. Однако это не подтверждается производственными данными, согласно которым наблюдается заметное снижение стойкости наконечников с
повышением температуры воды I
до 35-^40 °С. Следовательно, при таком анализе теплообмена не учитывается ряд существенных факторов, в качестве которых могут выступать такие, как поверхностное кипение, наличие накипи и др.
Особенностью процесса теплообмена в системе охлаждения наконечников фурм кислородных конвертеров является наличие значительных тепловых потоков. Плотность лучистого теплового потока от реакционной зоны на наконечник q не превышает 1,5 МВт/м2 [3], однако за счет попадания брызг металла суммарная плотность теплового потока по данным [5] может достигать 8 МВт/м2. Вследствие влияния масштабного фактора в условиях «заметалливания» фурмы лабораторного 50-кг конвертера (размеры брызг металла соизмеримы с размером наконечника) данные работы [5] количественно не отражают реальную картину этого процесса. Поэтому указанную плотность теплового потока будем считать предельной и заведомо завышенной для производственных условий. Реальная плотность теплового потока при значительном «заметалливании» наконечника фурмы промышленного конвертера составляет порядка 4-к5 МВт/м2.
При высокой плотности теплового потока возможно вскипание охлаждающей воды на поверхности нагрева даже при условии ее вынужденного движения и значительного недогрева относительно температуры насыщения при заданном давлении.
Согласно модели С.С. Кутателадзе [6], если среднемассовая температура жидкости меньше температуры насыщения, а поверхность теплообмена перегрета относительно этой температуры, то в пристеночном слое происходит кипение, а за его пределами происходит конденсация пара, генерируемого на поверхности нагрева и в пристенном перегретом слое жидкости. В этом слое, когда его толщина соизмерима с линейным масштабом капиллярно-гравитационного взаимодействия § = ^Jaâ/(g ■ Ар) • теплоотдача определяется только
процессом парообразования и зависит лишь от разности температур стенки и температуры насыщения жидкости при данном давлении.
При этом если для температуры греющей поверхности tnà , среднемассовой температуры
охлаждающей воды t а, температуры ее насыщения ts при заданном давлении и коэффициентов теплоотдачи соответственно при конвекции однофазной жидкости аёй и при условии ее пузырькового кипения otêèï выполняется неравенство
t >t +{а /а Vu -tel (3)
cm s V кон / кип / \ 5 Р '
то результирующий коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формулам для развитого кипения насыщенной жидкости в большом объеме.
При обратном знаке неравенства (3) результирующий коэффициент теплоотдачи определяется однофазной конвекцией жидкости.
При пузырьковом кипении жидкости в большом объеме коэффициент теплоотдачи может быть определен по формулам [6]
при Re, > 1(Г2
Nu. =0,125 Re,'3,65 Рг1/3; (4)
при Re, < 1(Г2
Nu» = 0,0625Re„°'5 Рг1/3; (5)
где Re, = (ql.)/{rpvx); Nu. = (акип1,)/Яж ; Pr = vjax, U= (cpPœ a-т)/(rPi f, m;
vœ ,X ,à ~ коэффициенты кинематической вязкости, теплопроводности и температуропроводности жидкости при температуре насыщения Ts.
Первая критическая плотность теплового потока в условиях вынужденной конвекции и значительного недогрева жидкости может быть рассчитана по эмпирической зависимости [7], полученной для условий, максимально приближенных к системе охлаждения медного наконечника кислородной фурмы
дёдл = 6,5 • 10б +16,5 ■p.w-^-T,) . (6)
Теплоотдача при пленочном кипении зависит от недогрева жидкости относительно температуры насыщения. Для предельного случая, когда имеет место значительный недогрев жидкости и потоки массы среды через поверхность раздела фаз малы, расчетная зависимость для теплоотдачи при пленочном кипении переходит в зависимость для теплоотдачи без кипения, т.е. для случая конвективного теплообмена однофазной жидкости.
Температура внутренней поверхности наконечника определяется согласно уравнениям теплоотдачи
,07 _
Ч ~
г а + ч!ат + ч!аш
К + ц/и&ш
при Г < и-
при 1?' > и
при С[ > цёд
и
(7)
(8)
Температура наружной поверхности наконечника определяется согласно известному
уравнению теплопроводности, в котором коэффициент теплопроводности меди был принят в виде функции от средней температуры стенки наконечника
С использованием системы уравнений (3)-(8), решаемой с использованием численных методов, проведен анализ процесса теплообмена в системе охлаждения наконечника кислородной фурмы 350-т конвертера = 0,05 м) с выяснением возможностей
существования режимов поверхностного пузырькового и пленочного режимов кипения жидкости. Плотность теплового потока принималась в пределах 0,5^-8,0 МВт/м2.
На рис. 2 (а-г) представлены графики зависимостей температуры внутренней и наружной поверхности наконечника от плотности теплового потока на него q при скорости движения охлаждающей воды 0,5 м/с; 5 м/с и 10 м/с соответственно и ее температуре на входе в наконечник 20 "С.
2,0 4,0 6,0 0 4,0 8,0
Плотность теплового потока q, МВт Плотность теплового потока q, МВт
В) Г)
Рис. 2 - Зависимость температуры внутренней и наружной поверхности наконечника от плотности теплового потока q при скорости охлаждающей воды 0,5 м/с (а, б); 5 м/с (в); 10 м/с (г)
&
н 1
а 250
5Г
13
г
£
Плотность теплового потока q, МВт
а)
7,80 7,90
Плотность теплового потока q, МВт б)
В области I теплоотдача определяется конвекцией однофазной жидкости, т.е. выполняется условие (?' < и • При увеличении плотности теплового потока температура
внутренней поверхности постепенно достигает значения и и после этого теплоотдача определяется исключительно поверхностным пузырьковым кипением (область II). Значительно возрастает коэффициент теплоотдачи и дальнейший рост температуры внутренней поверхности наконечника происходит с меньшей скоростью. Переход от одного режима теплоотдачи к другому соответствует плотности теплового потока 0,42 МВт/м"; 4,0 МВтЛ-Г и более 8 МВтЛг для скорости охлаждающей воды 0,5 м/с; 5 м/с и 10 м/с соответсвенно.
При достижении критической плотности теплового потока 7,8 МВт/м2 для скорости охлаждающей воды 0,5 м/с режим поверхностного пузырькового кипения переходит в пленочный (зона III). Резко снижается коэффициент теплоотдачи и, как следствие, значительно увеличивается температура наконечника, вплоть до его расплавления (рис. 26). При повышении скорости охлаждающей воды до 5 м/с и 10 м/с переход на режим пленочного кипения будет происходить при гораздо больших значениях плотности теплового потока - 19,7 МВт/м2 и 32,8 МВт/м2 соответственно.
Следовательно, возникновение режима пленочного кипения возможно лишь при наличии «застойных» зон воды (м/^ < 0,5 м/с) и значительном «заметалливании» или низком рабочем положении фурмы. Увеличение скорости охладителя в наконечнике до 5 м/с и более практически устраняет возможность возникновения поверхностного кипения.
Само по себе явление поверхностного кипения неоднозначно влияет на условия теплообмена в наконечнике. В режиме развитого пузырькового кипения происходит разрушение пограничного слоя и, как следствие, существенное увеличение коэффициента теплоотдачи. Это снижает скорость роста температуры наконечника при увеличении плотности теплового потока. Однако при этом возрастает вероятность локального возникновения режима пленочного кипения, что может привести к аварийной ситуации.
Кроме этого, перегрев пристеночного слоя жидкости относительно температуры насыщения значительно активизирует процессы выпадения солей жесткости в виде накипи на греющей поверхности. Это обстоятельство усугубляется тем, что в качестве охлаждающей воды зачастую используется техническая вода, к которой не предъявляются особые требования по содержанию солей жесткости.
Теплопроводность плотной карбонатной накипи в среднем находится в пределах = 1,5 н-2,5 Вт/мК [8]. С использованием системы уравнений (3-8) проведен анализ влияния накипи на теплообмен в наконечнике при температуре 20 °С и скорости движения охлаждающей воды 5 м/с. В качестве опорных величин приняты: толщина накипи
8Ш = 0.1 • 10 3 м. ее теплопроводность Хш =2,5 Вт/м-К. Результаты расчета представлены на
Накипь, обладая низкой теплопроводностью, является
существенным термическим
сопротивлением со стороны охладителя и значительно повышает (при прочих равных условиях) температуру наконечника. Это может привести к его оплавлению еще до возникновения пленочного режима кипения. При моделировании принималось, что переход к развитому пузырьковому кипению на теплоотдающей поверхности накипи происходит при выполнении тех же условий, что и для чистой поверхности наконечника. Следует отметить, что накипь создает
4,0 6,0
Плотность теплового потока q, МВт
Рис. 3 - Зависимость температуры внутренней и наружной поверхности наконечника и теплоотдающей поверхности накиапи от плотности теплового потока с|
дополнительную шероховатость и может изменять условия теплообмена еще до возникновения поверхностного кипения. В любом случае, с точки зрения стойкости наконечника, накипь может оказаться не менее значимым фактором, чем наличие «застойных зон» охладителя, хотя последним уделяется на практике гораздо большее внимание. При наличии слоя накипи толщиной более 0,1-0,2 мм и высоких плотностях теплового потока повышение скорости охлаждающей воды даже до 10 м/с и более не может скомпенсировать дополнительное термическое сопротивление. Это приведет к оплавлению и выходу из строя наконечника.
При использовании литых наконечников, по сравнению со сварными, цельноточеными и коваными, возрастает шероховатость теплоотдающей поверхности. При этом, с одной стороны - с вершин выступов срываются вихри, которые приводят к возмущению пристеночного слоя и снижению его термического сопротивления, а с другой - имеет место повышение гидравлического сопротивления и вероятности возникновения «застойных» зон охладителя. Оптимизация гидравлических и тепловых режимов работы системы охлаждения конвертерных фурм в этих условиях является темой последующего исследования.
Выводы
1. Разработана математическая модель тепловой работы наконечника фурмы LD-конвертера, учитывающая влияние таких малоизученных факторов, как поверхностное кипение охлаждающей воды и наличие накипи на теплоотдающей поверхности фурмы.
2. Показано, что некорректный учет масштабного фактора, поверхностного кипения при значительном недогреве и высоких массовых скоростях охладителя, наличия накипи и «застойных» зон может привести к значительным ошибкам при разработке и совершенствовании систем охлаждения фурм кислородных конвертеров.
3. Установлено, что оптимальная скорость охлаждающей воды в наиболее теплонапряженной (торцевой) части наконечника фурмы при условии отсутствия накипи составляет ~5 м/с; в обычных условиях конвертерной плавки при отсутствии «застойных» зон в наконечнике (wB> 0,5 м/с) режим пленочного кипения не наступает; при слое накипи толщиной 0,2 мм и более практически невозможно обеспечить эффективное охлаждение наконечника за счет гидродинамики течения охладителя.
Перечень ссылок
1. Усовершенствование конструкции наконечника кислородной фурмы для конвертерного производства / А.Г. Величко, B.C. Гришин, В.А. Грядунов и др. II Металл и литье Украины. -2002. - №3-4. - С. 32-33.
2. Жулъковский O.A. Математическая модель тепловой работы наконечника верхней кислородной фурмы / O.A. Жулъковский II Изв. вузов. Черная металлургия. - 2000. - №4. -С. 8-12.
3. Повышение стойкости наконечников фурм для 350-т конвертеров / Сущенко A.B., Курюков
A.A., Буга И.Д. и др. II Сталь. - 1996. - №5. - С. 14-17.
4. Коченов И.С. О конвективном теплообмене в трубах / И.С. Коченов, С.И. Коченов //Теплоэнергетика. - 1992. - №10. - С. 22-27.
5. Баптизманский В.И. Исследование теплопередачи в наконечниках кислородных фурм /
B.И. Баптизманский, В.Б. Охотский, A.B. Шибко II Изв. вузов. Черная металлургия. -1987.-№11.-С. 47-50.
6. Кутателадзе С. С. Теплопередача и гидродинамическое сопротивление: Справочное пособие / С.С. Кутателадзе. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 367с.
7. Зейгарник Ю.А. Критические тепловые потоки при кипении недогретой воды в прямоугольных каналах с односторонним подводом тепла / Ю.А. Зейгарник, Н.П. Привалов, А.И. Климов II Теплоэнергетика. - 1981. - №1. - С. 48-51.
8. Манъкина H.H. Физико-химические процессы в пароводяном цикле электростанций / H.H. Манъкина. - М.: Энергия, 1977. - 256с.
Статья поступила 15.12.2005
