空气参数（共5篇）
空气参数 篇1
摘要：民用飞机客舱空气环境是乘客最直接接触的机上环境, 环境设计的好坏直接影响乘客对飞机整体舒适度水平的判断。是否拥有可用于指导民用飞机客舱空气环境设计的参数体系, 很大程度上决定了民用飞机客舱舒适性设计的结果。本文总结了客舱空气环境设计参数体系的构建原则, 根据国内外现行标准初步提出一套由热力学、化学和生物学参数组成的参数体系, 给出了各参数指标的合理范围。
据统计, 人的一生有70%~90%的时间在室内度过。室内环境条件并非自然形成, 而是采用灯光照明、通风空调等手段形成的人工环境。民用飞机客舱环境是一种典型的人工环境, 一般可分为几何环境 (涉及客舱布置、座椅、内饰等) 、电磁环境、力学环境 (涉及振动、噪声等) 和空气环境等范畴。其中, 客舱空气环境是乘客最直接接触的机上环境。客舱空气环境设计的好坏直接影响乘客对飞机整体舒适度水平的判断。
根据民用飞机市场定位、客户需求、法规要求等的不同, 客舱空气环境的设计要求往往存在较大差异。这种差异既体现在环境参数指标的数量上, 又体现在各参数指标的数值上。考虑更多的设计指标及更严格的指标限值, 往往意味着民用飞机研制成本和重量的增加以及经济性的降低, 因此主制造商有着减少设计指标约束的原始冲动, 但如果要在民机市场取得一席之地并取得商业成功, 就必须注重型号客舱环境的设计亮点, 以满足人们对于空中旅行越来越高的舒适性要求。
客舱空气环境设计参数体系的提出
民用飞机研制是一项庞大复杂的系统工程。型号的成功, 很大程度上决定于型号的初始设计特征。在设计初始阶段, 如果能充分考虑飞机客舱环境的舒适性设计要求, 飞机才可能具备完美的舒适性品质。国内传统的飞机设计方法主要是对标国际相似机型, 主要机载系统各自提出并实现设计要求。但由于缺乏整体的设计理念和必要的系统间权衡研究, 必然导致顾此失彼的不利局面。客舱空气环境由温度、湿度、空气品质和压力等众多参数共同营造, 这就决定了需要在飞机设计初期做顶层设计时, 总体、空调、压调、内饰等多个专业必须进行有效的协调, 以充分权衡各种设计特征的制约关系。民用飞机空调系统 (ATA21) 作为实现空气环境的主要机载系统, 其设计的成功与否, 很大程度上依赖于客舱空气环境设计要求是否全面。国内长期以来的做法是对主要关心的空气环境参数提出指标要求, 一方面无法覆盖空气环境的所有参数, 另一方面也缺乏指标正确性和准确性的分析依据, 从而影响最终的客舱空气环境舒适性, 因此迫切需要建立一套完整的民机客舱空气环境设计参数体系。
构建原则
构建民用飞机客舱空气环境设计参数体系, 主要应考虑遵循以下原则。
(1) 完整性原则。体系应尽可能完整覆盖影响舒适性的客舱空气环境参数。
(2) 可量化原则。对客舱空气环境参数的设计要求应具体化、指标化, 以便进行设计验证。
(3) 可溯性原则。所有参数的设计指标要求均应有明确的来源。
(4) 可实现性原则。当前民用飞机研制实力应能保证可实现这些参数指标。
(5) 经济性原则。实现这些参数指标不能突破合理的成本预期。
(6) 开放性原则。随着新材料、新工艺水平的不断提高, 以及行业性要求的变更, 参数体系中的各项指标限值应保持实时更新。
体系架构
根据客舱空气环境参数所属范畴, 本文将参数体系划分为热力学参数、化学参数和生物学参数等三大分支。通常, 热力学参数包括温度/温度均匀性、压力/压力变化率、湿度、气流速度、新鲜空气量等;化学参数通常可细分为无机化学参数和有机化学参数, 前者包括CO、CO2、O3、NOx、微细颗粒物 (包括PM10、PM2.5) 等, 后者包括甲醛、苯等挥发性有机化合物 (VOCs) ;生物学参数包括细菌、病毒等。
上述参数的限值要求均应来自于现行有效的国际/国内标准和行业规范性文件, 也可参考建筑室内、公共交通工具等行业的相关规定, 具体设计时可酌情使用。
(1) 运输类飞机适航标准及其支持文件, 主要有:AP-25《Airworthiness standards:Transport category airplanes》、CCAR-25《运输类飞机适航标准》、CS-25《Certification specifications for large aeroplanes》、FAR-25《Airworthiness standards:Transport category airplanes》、AC 25-22《Pressurization, ventilation and oxygen systems assessment for subsonic flight including high altitude operation》;
(2) 美国采暖、制冷与工程师学会标准及手册, 主要有:ASHRAE STD 55《Thermal environmental conditions for human occupancy》、ASHRAE STD 62.1《Ventilation for acceptable indoor air quality》、ASHRAE STD 161《Air quality withing commercial aircraft》、ASHRAE Handbook《HVAC Applications》;
(3) 国际自动机工程师学会文件, 主要有:SAE ARP85《Air conditioning systems for subsonic a i r p l a n e s》、S A E A R P 1 2 7 0《A i r c r a f t c a b i n pressurization control criteria》、SAE AIR4766《Air quality for commercial aircraft cabins》;
(4) 国家标准, 主要有:GB9673《公共交通工具卫生标准》、GB18883《室内空气质量标准》、GB50189《公共建筑节能设计标准》、GB/T17095《室内空气中可吸入颗粒物卫生标准》、GB50325《民用建筑工程室内环境污染控制规范》;
(5) 其他规范性文件, 主要有:EPA-NAAQS标准《National ambient air quality standard for ozone》、OSHA标准《Occupational safety and health administration standard》、ACGIH文件《Threshold limit values for chemical substances and physical agents&biological exposure indices》等。
热力学参数
(1) 温度/温度均匀性
表1列举了标准/规范中规定/推荐的飞机舱室温度限值, 也列出了具有共性的室内环境温度要求。
结合不同季节人体着装对热舒适的影响研究成果, 建议夏季和冬季座舱温度指标要求可分别定为25~27℃和20~22℃。
对于座舱内温度均匀度, 建议按ASHRAE STD 161中表5.2.1推荐值选取:座舱内不同温控区域的水平温差不超过4℃;同一座椅位置距离地板100mm、600mm和1090mm处的温度测量值差异不超过2.8℃;温度控制精度小于±1.1℃。
(2) 压力/压力变化率
标准对压力的控制要求如表2所示。
建议对于巡航过程中座舱压力不超过2438m。最大压力变化速率上限为上升阶段:152SLM/min;下降阶段:91SLM/min。
(3) 湿度
标准对湿度的控制要求如表3所示。
在国外飞行器相关标准中, 多数均无对相对湿度提出控制要求。对于客机座舱内测试调查结果, 飞行过程中舱外空气含湿量极低, 因此客舱内的相对湿度维持在非常低的水平上。建议巡航状态座舱内相对湿度维持在5%~20%的水平。
(4) 气流速度
标准对风速的控制要求如表4所示。
对于客机座舱内测试调查结果, 乘客座舱内风速分布在0.06~0.27m/s范围内。为了避免乘客产生较强烈的吹风不适感觉, 也要避免空气的滞止, 建议乘客头部风速在0.1~0.2m/s之间。
(5) 新鲜空气量
标准对新鲜空气量/新风量的控制要求如表5所示。
建议沿用AP/CCAR/CS/FAR-25中规定, 新鲜空气量至少为每人250g/min (正常运行) 或182g/min (任何可能失效条件下) 。
化学参数
(1) 臭氧O3浓度
标准对臭氧的控制要求如表6所示。
建议沿用适航条款的规定, 9750m处, 任何时刻不超过0.25ppm (海平面当量) ;8230m处, 3小时内的加权平均值不超过0.10ppm (海平面当量) 。
(2) 一氧化碳CO浓度
标准对CO的控制要求如表7所示。
建议选择适航条款规定的50ppm作为座舱内CO浓度规定限值。
(3) 二氧化碳CO2浓度
标准对CO2的控制要求如表8所示。
建议选择适航条款规定的5000ppm作为座舱内CO2浓度规定限值。
(4) 可吸入颗粒物PM10
标准对可PM10的控制要求如表9所示。
鉴于当前航班全程禁烟, 因此对PM10的上限可定为0.15mg/m3。
(5) 甲醛含量
标准对甲醛的控制要求如表10所示。
建议甲醛浓度上限定为0.07ppm (0.1mg/m3, 海平面当量) 。
(6) 总挥发性有机化合物TVOC含量
标准对TVOC的控制要求如表11所示。
座舱内TVOC的主要来源是乘客使用的酒精制品和饮料, 如湿巾、香水、红酒等, TVOC在绝大多数测试中均超过0.24ppm的限值, 因此建筑环境内的TVOC标准相对于飞机座舱内可能过于严格, 在座舱内限制的TVOC浓度上限需要进行进一步研究确定。
生物学参数
(1) 细菌
标准对细菌总数的控制要求如表12所示。
由于飞机座舱属于封闭环境, 细菌总数过高会造成乘客严重的感染风险, 而大多数的客机通过定期对座舱内的座椅地板及座舱内其它物品进行充分清洁、消毒, 完全可以控制座舱细菌总数维持在卫生标准以下的水平。因此, 建议飞机上的细菌总数制定为:≤2500cfu/m3 (撞击法) , ≤30个/皿 (撞击法) 。
(2) 病毒
病毒对人体始终是有害的, 故应尽可能的消除。但病毒种类众多而且尺寸细微, 难以通过单一指标定量描述, 该参数待定。
结束语
本文总结了民用飞机客舱空气环境设计参数体系的构建原则, 根据国内外现行标准和规范性文件初步提出一套由热力学、化学和生物学参数组成的参数体系, 并给出了各参数指标推荐的合理范围。
空气参数 篇2
室内空气品质对生物体的血液流变学参数的影响
用动物实验的方法来研究室内空气品质,把室内空气品质与生物体血液流变学指标结合起来,得出了室内送风温度、湿度和送风方式与血液流变学指标的定量关系,为今后建立一套用血液流变学指标反映室内空气品质的`体系提供参考.
作 者：罗青平LUO Qing-ping 作者单位：重庆市设计院,重庆,400015刊 名：重庆理工大学学报(自然科学版) ISTIC英文刊名：JOURNAL OF CHONGQING INSTITUTE OF TECHNOLOGY年，卷(期)：24(3)分类号：Q564关键词：室内空气品质的评价 动物实验 血液流变学
空气参数 篇3
1 空气悬架动力学建模
本文研究的客车底盘参数如下:轴距6300 mm, 总长11752 mm, 总宽2493 mm, 总高1987 mm;前悬2273 mm, 后悬3127 mm, 前轮距2053 mm, 后轮距1860 mm;前桥允许轴荷6500 kg, 后桥允许轴荷11500 kg, 底盘最大允许总质量18000 kg。其定位参数为:主销后倾角2.5°, 主销内倾角10°, 车轮外倾角0.85°, 前束角0.2°。
根据整车载荷及尺寸要求, 气囊型号选择CONTITECH公司的1T15M-0, 其重量:5 kg, 使用气压:0.3~0.8 MPA, 负载能力:840~3430 kg, 工作行程:200 mm;总成尺寸:建议设计高度:210 mm, 最低高度:110 mm, 最高高度:310 mm, 使用最大外径:300 mm。
以该非线性空气弹簧刚度特性输入到ADAMS中建立空气弹簧模型, 拟合出的弹簧刚度非线性特性曲线[2], 同时根据选用的减震器型号, 得出非线性阻尼特性曲线。在ADAMS/View下建立的空气悬架动力学模型如图1所示。
2 前空气悬架仿真结果分析
对建立的模型进行仿真, 分析车轮的跳动过程中前悬架的运动学特性。空气弹簧的工作行程为200 mm, 可以近似的认为车轮跳动的最大行程为200 mm, 输入驱动函数, 模拟车轮在通过不同路面时的变化情况, 考察悬架系统的特性, 确定前轮定位参数的变化趋势。
2.1 主销后倾角
由图2可见, 车轮上跳时主销后倾角基本呈减小趋势, 下跳时变化规律则相反曲线变化平缓, 保证车轮具有合适的回正力矩[3]。
2.2 主销内倾角
前轮主销内倾有利于减小主销横向偏移距, 从而减少转向时驾驶员加在转向盘上的力, 使转向操纵轻便, 同时也可减少从转向轮传到转向盘上的冲击力。根据汽车设计的要求, 内倾角不宜过大, 实际设计时, 大致范围为:7°~13°。由图3可见, 整条曲线变化平缓, 其变化范围较为理想, 满足设计要求。
2.3 车轮外倾角
由图4可以看出, 在车轮跳动量为±100 mm的行程内, 前轮外倾角的变化范围为-0.7°~1.2°, 变化较小, 变化趋势也符合要求, 有利于保证汽车的操纵稳定性[4]。
2.4 车轮前束角
由图5可知, 前轮上跳时前轮前束的变化范围较小, 可以减少轮胎的磨损, 使轮胎磨损不因侧偏现象而加剧, 同时也不增加滚动阻力和不影响车辆直线行驶能力, 所以车轮在跳动过程中应该尽可能使前束保持不变或者变化很小。
2.5 侧向滑移量
车轮上下跳动时, 车轮绕瞬时中心摆动, 几乎不可避免地会导致轮距的变化[5]。从图6可以看出随着车轮在-100~100 mm之间上下跳动, 车轮侧向滑移的最大变化量为21 mm, 其变化量偏大, 在一定程度上加大了轮胎的磨损, 为了降低车轮的侧向滑移量, 减少轮胎的磨损, 后续需对悬架参数进行优化。
4 结论
(1) 运用动力学模型分析, 较大程度的提高了产品的开发周期, 降低设计成本。通过仿真得出的反馈信息可以对现实的设计进行指导, 方便以后空气弹簧的匹配分析。
(2) 对A D A MS建立的虚拟测试平台进行仿真分析可知:后倾角变化范围不大, 内倾角在设定值附近较为稳定, 外倾角变化很小, 前束角的变化趋势与外倾角基本一致, 只有车轮的侧向滑移量出现较大的变化, 下一步对此变化量进一步的优化, 以更好的提高空气悬架的定位参数。从而达到转向的轻便, 形成合适的回正力矩;保证了轮胎的磨损均匀, 减轻了轮毂外轴承的负荷, 使其具有良好的操纵稳定性能。
参考文献
[1]王为才.旅游客车空气悬架后悬架设计及仿真优化分析[D].长沙:湖南大学, 2009.
[2]秦东晨, 吴磊, 顾朝伟.空气弹簧大客车前悬架的前轮定位参数仿真研究[J].机械设计与制造, 2009 (11) .
[3]张亮亮, 裴永生, 吴丹丹.基于ADAMS的双横臂独立悬架的仿真分析及优化设计[J].现代机械, 2010 (4) .
[4]汪随风, 刘竞一.基于ADAMS汽车前悬架仿真研究[J].上海汽车, 2007 (5) .
空气参数 篇4
静电放电发生时, 放电间隙的电性质具有非线性和离散性, 用静电放电模拟器进行测试, 得出的结果存在着重复性低的问题。这种低重复性, 对于认识静电放电本质特性, 从而采取措施防止静电放电危害, 对于间接静电放电测试标准的制定, 有着非常重要的意义。本文所做的工作是在上述研究成果的基础上从空气湿度角度对影响静电放电低重复性的因素进行分析, 并通过理论模型、计算机仿真、实验室验证等对研究结果进行分析解释。
1新型静电放电实验系统的的介绍
图1为静电放电发生器, 也被称为放电枪的结构图和等效电路图。该发生器符合国际电工委员会标准IEC61000-4-2, 模拟带静电人体放电过程, 可以很好地测试电气或电子设备受到静电放电时的抗扰性能。
2实验原理
放电枪发生的放电现象发生在与放电靶接触的时候, 通过导线将放电靶与接地金属相连, 则放电产生的电流信号就会由放电靶内部的同轴电缆传显示到数字示波器上。该实验通过空气加湿器来改变实验系统环境湿度。
3静电放电低重复性特性的结果分析
利用新型静电放电实验系统模拟了固定小间隙静电放电的试验, 获得波形如图2所示。
下面来探讨环境湿度究竟是如何影响到静电放电参数的。
Townsend放电理论指出, 放电电流受第一电离系数α的影响并且具有呈指数上升的关系, 且该系数α与气体压强P也具有指数关系, 气体压强还与空气湿度有关, 所以环境湿度对小间隙放电中放电参数有重要影响。
以一个盛有空气的密闭容器为例, 当容器中气体还未达到饱和状态时, 我们向容器中输入水汽, 气体的压强必然会增加。从微观方面分析, 产生气体压强的根本原因是气体分子的“碰撞”。因而我们也可以根据气体分子运动的基本理论解释大气压随空气湿度变化的问题, 气体分子的平均速率越大, 导致气体分子的平均动量 (若仅考虑其大小) 越大。任何一种物质在加压过程中分子之间间距缩小, 分子运动的平均速率加大, 单位体积内水分子含量上升, 所以湿度也会加大。
小间隙放电模型指明气体压强对小间隙放电参数具有非常明显的影响。公式 (1) 和 (2) 描述的是电子雪崩和表面过程两种次级过程:
ve (t) 为电子的漂移速度。Townsend放电理论由以下公式可直观表示, 电子的漂移速度和Townsend第一电离系数α受大气压强变化的影响非常显著。
空气压强的变化同时会对电子雪崩次级过程产生很明显的影响。在电子雪崩次级过程中, 放电电流随着气体压强的减小而显著下降。
根据以上公式可以得出结论, 实验室条件下的气体压强受环境湿度的影响显著, 而气体压强又将作用于电子漂移速度和Townsend第一电离系数α, 因而环境湿度越大, 压强越大, 放电电流也会随之增大。
结语
新研制的静电放电参数测试系统, 能够探讨不同因素 (如电极移动速度、空气压强、环境温湿度等) 对相关放电参数低重复特性的影响。本文就空气湿度因素对放电参数低重复特性的影响进行了分析讨论, 并根据实验结果进行了深入的原理分析, 建立了物理和数学模型, 并利用相关公式进行了解释说明。空气湿度的改变将引起大气压强的变化, 从而引起电荷运动的变化, 是影响静电放电低重复性特性的一个重要因素。
参考文献
[1]Meek and Craggs, Electrical Breakdown of Gases, Oxford Univ.Press Oxford, 1953 and Wiley, New York, 1978.
[2]阮方鸣, 高攸纲, 石丹, 等.静电放电参数对电极速度的相关性与机理分析[J].电波科学学报:2008, 23 (05) :977-981.
[3]阮方鸣, 石丹, 杨乘, 高攸纲, 周峰, 刘素玲.在小间隙放电中用Bernoulli定理分析电极移动速度效应[J].电波科学学报, 2009, 24 (03) :551-555.
空气参数 篇5
关键词：热管空气预热器,主要参数,选型
0 引言
热管换热器的选型设计是一个比较复杂的问题,要想较好的完成这一工作,必须根据必要的原始数据,给定的约束条件,进行有关的热力、阻力计算,以确定合理的传热面布置,最终完成总体计算[1]。本文在大量查阅热管换热器相关文献基础上[2,3,4,5,6,7,8,9],针对某电厂实际情况,确定了利用热管换热器取代暖风机的换热方案,并在此基础上对该热管换热器的主要参数进行了选定。
1 换热方案拟定
锅炉具体参数如下:
锅炉型号:SG-130型;额定蒸发量:130 t/h;过热蒸汽压力:3.92 MPa;过热蒸汽温度:450℃;给水温度:172℃;热风温度:350℃;排烟温度:176℃;锅炉热效率:91.09%。
该锅炉为固态排渣煤粉炉,设计煤种发热量Qar,gr=14 128 kJ/kg,实际燃用煤质Qar,gr=10 886 kJ/kg。由于煤质较大幅度下降,使得尾部受热面进口温度下降100℃以上,造成热风温度低至280～300℃(设计温度350℃);制粉系统出力不足,从而造成锅炉燃烧不稳定,不能正常负压运行。
根据实际情况,对锅炉进行了严密的热力计算以及烟风阻力计算,考虑了汽包运行安全性及锅炉出力、过热汽温等因素,确定了换热方案。拟定割除部分二级省煤器受热面,以提高二级空气预热器及其尾部受热面的进口烟温,同时由于热风温度提高,采用前置式热管空气预热器。
1.1 热管空预器代替暖风器方案的确定
查阅该锅炉近年来运行数据可知该炉热风温度设计值为350℃,而实际运行仅达到280～300℃,这一温度偏差既与进口烟温有关,也与暖风器投运长期不正常有关。暖风器不正常运行造成低温段空气预热器一直低于延期酸露点(140℃)约40℃以上,使这部分预热器受热面受到酸腐蚀造成堵灰、甚至穿孔而大量漏风(最大漏风率48%),导致热风温度严重偏低。因此决定应用导热能力强、低温抗腐蚀和积灰性能好、漏风极小,且烟风阻力小等特点的热管预热器来取代暖风器。利用热管完全取代暖风器,消除了利用率低的蒸汽暖风器,既简化系统,便于热管布置,提高设备可靠性,又做到预热冷风不需要耗用饱和蒸汽。由于热管出口风温高至100℃以上,极大减轻了低温段热管式空气预热的器腐蚀、堵灰和磨损,同时,热交换温差大,换热效率高,排烟温度可降至60℃,可提高锅炉效率。热管空预器代替暖风器改造后,初期投资30万元,经过测试发现改造后该锅炉的热效率提高了0.5%,发电煤耗下降了1.5 g/kWh,每年按6 000 h计算,每年可节约标煤225 t,按每吨标煤600元,仅此一项每年可以节约13.5万元;此外采用热管空预器取代暖风器后,就减少了1.97 t/h过热蒸汽耗量,这部分蒸汽折算成货币,每年可以节约19.7万元,提高热效率和减少蒸汽耗量的直接经济效益一年可达到33.2万元,经过经济分析发现改造后运行不到一年即可收回投资。
1.2 减少二级省煤器受热面的选择
从实际运行工况看,锅炉二级省煤器进口烟温仅530℃左右,比原厂设计值626.7℃低近100℃,这既与锅炉燃用煤质有关(该锅炉实际燃用煤热值比设计煤种热值低),也与锅炉结构有关。原厂家设计二级受热面为447 m2(错列),省煤器出口水有8%沸腾度,在以前的改造中将其改为顺列布置568 m2,多布置受热面121 m2。因此,要提高空气预热器出口风温,还必须提高其进口风温,而拆除部分受热面是最简单最有效的技术措施。因为只要控制汽包进水温度与汽包壁温相差不大于40℃,即可保证汽包安全运行,同时对锅炉出力,过热汽温不会产生影响,仅是水冷壁热负荷增加,炉内水冷壁汽化层标高上升一些而已。亦即省煤器吸收的这部分热量已在炉内补偿,对锅炉热效率也没有不良影响。经过详细的热力计算,决定拆除受热面的50%(即280 m2),采取这一措施改造后受热面比原厂家的受热面447 m2少38.8%,进入汽包的水温仍为汽包饱和压力下的温度255℃,仅是原设计的省煤器出口水的8%沸腾度已没有,对锅炉未构成任何不良影响。因此,选择是比较符合实际情况的。
2 主要参数确定
2.1 煤质特性的选择
该电厂选用的煤质多变,难以选择,因此根据该厂多年以来的多次热力实验时分析值的平均值进行计算,又考虑锅炉在煤质最差情况下仍能确保安全正常地运行,故选用煤质情况如下:Car=30.3%,Har=1.8%,Nar=0.47,Sar=4.69%,Aar=48.35%,Mar=22.1%,Vdaf=22.1%,Qar,net=11 073 kJ/kg
2.2 设计用烟气量、空气量的确定
各量确定方法如下:
(1)实际煤耗量
其中Dpw=2.6 t/h
(2)计算煤耗
其中q4=9
(3)理论空气量
V
V0k=1.016×V
(4)热管空气预热器进口与空气预热器出口处过量空气系数
β″ky=α″1-Δα1-Δαzf=1.09 (5)
式中 β″ky——空气预热器出口过量空气系数;
α″1——炉膛出口过量空气系数,取值为1.25;
Δα1——炉膛漏风系数取,0.06;
Δαzf——制粉漏风系数,取0.1。
β′ky=β″ky+ΔαkyⅡ+ΔαkyⅠ+ΔαkyR=1.23 (6)
式中 β″ky——热管空气预热器进口过量空气系数;
ΔαkyⅡ,ΔαkyⅠ,ΔαkyR——分别为高温空气预热器、低温空气预热器以及热管空气预热器漏风系数,其取值分别为0.06、0.06以及0.02。
(5)热管空气预热器入口处实际空气量
Vgk=Bj×B′ky×V0k=134 829 Nm3/h (7)
(6)空气预热器进口烟气量计算
V′y=VRO2+VN2+VO2+VH2O=1.866×(Car+0.375×Sar)+0.8×Nar+0.79×α″1×V0k+0.21×(α″1-1)×V0k+1.24×Mar+1.61×V0k+11.1Har+0.016×(α″1-1)×V0k=4.3 548 Nm3/kg (8)
Vy=[V′y+(α″ky-α″1)×V0k]×Bj=170 595 Nm3/kg (9)
式(9)中α″ky为二级过热器、二级省煤器,三组空预器烟道的漏风系数之和,按标准取1.46。
根据以上计算,选取热管预热器入口处的烟气量为170 595 Nm3/kg,空气量134 829 Nm3/kg。
2.3 热管空预器进出口风温和烟温的选择
(1)进口冷风温度的选择,根据本地区气候环境变化规律及各台炉原冷风温度的计算值,选定进口冷风温度为30℃。
(2)出口风温的选择。提高空气预热入口的空气温度以提高空预器冷段受热面壁温,防止腐蚀和堵灰。结合该厂各台炉的运行经验,把冷空气加热到100℃,既基本上可以防止腐蚀,又可考虑到现场布置热管受热面的可能性、造价、排烟温度等综合因素。因此,出口风温当选100℃。
(3)进口烟温的选择。考虑到锅炉进行综合治理,减少50%的二级省煤器受热面后,经过严密的热力计算,空预器进口烟温可达到220℃,故设计中取进口烟温为220℃。
(4)排烟温度的选择。选取较低的排烟温度可以提高锅炉热效率,节省燃料,但却导致受热面温压降低,热管受热面随着温压的降低而增大,运行中因阻力增加风机所耗的电能也随之增大。另外,烟气对热管受热面的腐蚀速度也与壁温有关,烟温低,壁温低,将会引起严重的低温腐蚀。据热管制造厂的试验验证[1,2,3,4,5,6,7,8,9,10],热管管壁温度的高低不完全由烟温决定,热管本身具有调节冷、热两侧热阻来控制壁温的性能,可比管式空气预热器壁温高20～30℃。因此烟温的要求就可以比管式预热器低一些。结合该厂130 t/h炉的烟气特性,设计中将排烟温度由原设计的176℃选为160℃,这样锅炉的热效率可以提高1%。
2.4 烟、空气流速及其阻力的确定
(1)空气侧流速及其阻力的选择比烟气侧较易,空气流速的选择只与传热、流阻有关。受改造现场限制,且空气侧长度只允许在2 m以内,因此选择了3～3.5 m/s的标准流速,风侧流阻控制在392 Pa,这样既有利于现场布置,又兼顾了传热、流阻。实际流速为6.32～9.15 m/s,空气侧流阻约为300 Pa。
(2)烟气流速的确定与受热面的传热强度、流速、磨损和积灰等有关。选择合理的烟气流速是一个技术经济问题。特别是该锅炉低温省煤器为错列布置,流速为7.19～7.7 m/s,投运仅1万h左右即严重磨穿受热面管束而被迫改为顺列布置,同时本锅炉排放烟尘浓度高达100 g/Nm3,因此烟速的选择难度更大。首先,在空气流速已确定后,采用烟气流速过低会使传热强度下降,所需受热面增大,但现场条件限制不可能使烟速过低。反之流速过高,虽然会加强传热减少受热面而节省钢材,但烟气流速过高,会加剧受热面磨损,使风机电耗增加。因此,考虑到热管本身结构与光管省煤器、空气预热器不同,烟气对热管的冲刷主要集中在45°角范围,结合该厂烟气特性及尾部受热面使用的经验,选择热管空气预热器中标准流速2.5～2.75 m/s,热管受热面实际平均流速为8.3～9.3 m/s,这个流速既考虑到对传热、流阻、磨损的影响,也有利于烟气对关闭灰尘的吹灰作用,是比较合适的。烟气侧流阻应控制在588 Pa以内,实际设计烟侧阻力均小于340 Pa。
2.5 最低管壁温度的选择
热管空预器最低壁温的选择直接影响到其能否安全经济运行,该电厂锅炉燃用高硫高灰分烟煤,烟气露点高达143℃,当受热面温度低于烟气露点时,烟气中的水蒸气和三氧化硫会结合成硫酸凝结在受热面上,既严重地腐蚀管壁,又极易粘附灰尘,在受热面上形成硬块状堵灰,并加剧腐蚀[11],因此,要使热管壁温均高于露点温度,必须提高排烟温度,这就必然要降低锅炉热效率。因此,根据有关低温腐蚀铁机理与壁温的关系,以及该电厂锅炉低温段受热面运行中,当壁温低于酸露点35℃以下时是严重腐蚀区的经验,与热管厂家协商,决定将热管预热器内管排布置成应用段和试验段,应用段管壁温度最低147℃,完全避开了烟气酸露点,属安全腐蚀区;试验段管壁温度为89.4～100℃,属轻微腐蚀区。经投运表明,热管末端低温腐蚀是轻微的,这是因为在热管中烟气流过蒸发段,空气流过冷凝段,而热管内部工质是相变传热,并始终处于饱和状态,使得管壁温度始终稳定在所规定的水平上。
2.6 热管参数的确定[1,2,3,4,5,6,7,8,9,10]
在上述条件确定后,我们对热管参数进行了选择,在结合结构、传热、磨损、流阻、腐蚀、制造工艺等各项条件后,迭代计算确定,该锅炉热管应用段直径Φ25 mm,总数968支。试验段管直径Φ32 mm,总数264支。两种直径管的壁厚均为3 mm,烟侧肋距8～12 mm,空气侧肋距5～20 mm,根据体积及肋效率确定空气侧和烟气侧肋片肋高12.5～14 mm,为了调节壁温空气侧第4～6排采用无肋片热管(即肋距∞)。考虑到腐蚀与磨损、工艺条件,烟侧肋厚取1.5 mm,空气侧取1.0 mm。
2.7 热管预热器布置型式的确定[1,2,3,4,5,6,7,8,9,10]
目前国内应用重力热管预热器的厂家多采用微倾斜布置,与水平成10°～15°。有关资料也介绍,最佳倾角为40°～50°,对于这类直径小,管束长的热管,倾角过小将影响液池液位,还使得液膜厚度沿周向发生变化,对携带极限也有影响。根据该电厂的现场条件,热管预热器布置选择如图1所示。这种布置即保证了烟、空气相对逆流,烟气流动方向也垂直于热管管束,传热效果基本一致,又便于烟、风管道的连接和今后热管元件的反面使用或更换,经投运验证,这一型式是完全可行的。
4 结语
实践验证,该电厂130 t/h热管空预器在高硫高灰浓度的恶劣烟气条件下,性能稳定,能安全经济运行,可取代蒸汽暖风器,大大减轻了管式空气预热器的腐蚀、磨损、堵灰、漏风,实现了锅炉机组的安全负压运行。同时,也验证了对热管空预器的选型和主要参数的确定是比较经济合理的。
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