关于除尘系统结露的相关计算

2015-03-30王蒙蒙李苏泷许远超

节能技术 2015年2期

王蒙蒙，李苏泷，许远超

(1．南京理工大学能源与动力工程学院，江苏南京 210094;

2．机械工业第六设计研究院有限公司，河南郑州 450007)

0 引言

工业生产中，某些工艺过程往往会产生高温高湿的含尘废气，若除尘系统设计时不采取相应的措施，运行时含尘废气的温度一旦低于其露点温度，会产生结露现象。如解决不当，粉尘会粘结在除尘系统表面，造成除尘系统的阻力陡增，效率急剧下降［1］。当环境温度低于0℃以下时，甚至会出现淌水冻结的危害，造成除尘系统表面结霜，整个系统瘫痪无法运行。例如:干混砂浆工艺过程中，砂浆经烘干机烘干后排放的废气温度高达100℃，含湿量极大，露点温度为50℃左右［2］，如果设计时除尘器未采取保温措施，则冬季废气经烘干机进入除尘器时由于自然温降，都有可能产生结露，对工艺过程产生危害。

目前，国内外高温高湿空气的相关参数尚未有相应的焓湿图可供查询，相关资料也比较少，计算都较复杂。露点温度的测量也有很大难度，虽然有露点仪可以测量，但露点仪是一个复杂精密的仪器，价格昂贵，对测试人员专业水平要求较高，一旦出现操作失误，如:镜面污染会改变镜面本底散射水平并产生拉乌尔效应，给测量结果造成极大误差［3］。因此，设计人员只能根据经验估算露点温度，这往往会使保温层厚度计算的不合理。保温层厚度选择过大，会大量增加初投资，选择过小，会引起除尘系统结露，设备一直处于低效率状态下运行。所以确定露点温度变成为设计除尘系统保温的关键。

1 露点温度的计算

有关文献［1］中曾提出根据道尔顿分压定律推算高温高湿含尘废气(烟气)的露点温度，认为烟气中水蒸气分压力pi下的饱和温度就是烟气的露点温度。但笔者认为这种说法不太合理，因为道尔顿分压定律适用条件为理想气体，但高温高湿废气温度和压力都相对较高，此时分压定律已不再适用。本文从较容易测量的干湿球温度着手推导露点温度的计算式。

1．1 计算式推导

湿空气的饱和含湿量dW可用式(1)［4］计算

式中 ps——湿球温度TW下的饱和蒸汽压;pb——湿空气的总压力。

饱和水蒸气压力方程很多，采用较简单的Antoine［5］方程

式中，Antoine 常数A =23．1964，B =3816．44，C= －46．13。该式压力适用范围为1．3 ～200kPa。

将式(2)代入式(1)得

计算湿空气的含湿量dq可用文献［6］的方法进行计算，对1 kg 干空气，由其能量平衡方程式(4)得

式中 cp——湿空气比热，当温度变化范围不大时，

cρ=1．01 +1．88dq;

rw——湿球温度下的汽化潜热。rw可根据Watson 提出的经验公式［7］进行计算

式中 rb——标准沸腾下的汽化潜热，rb=2257．3kJ/kg;

Tb——沸腾温度，Tb=100℃;

Tc——水的临界状态温度，Tc=374．15℃;n——指数，n=0．38。代入后

将式(3)和式(5)代入式(4)中可得

湿空气中的水蒸气分压力可由下式计算

再根据文献［8］的经验公式(9)和式(10)，便可算出高温高湿含尘废气的露点温度。

tL=f(pq)，当tL=0 ～70℃时，tL= －35．28896－2．03222lnpq+1．17025 (lnpq)2

当tL= －60 ～0℃时，tL= －60．23484 +7．03841 lnpq+0．37359 (lnpq)2

1．2 含有酸性气体高温高湿废气的露点温度

若采用的燃料含硫量高的话，含尘废气的露点温度还与产生酸性气体有很大关系，这些酸性气体会使烟气露点温度大幅度提升。其中SO2在相当大的浓度范围内，对露点温度的影响不超过1℃，一般可忽略不计。主要是SO2转化成SO3进而溶于水生成H2SO4蒸汽对烟气露点温度的影响。

但由于烟气中SO3和H2SO4的浓度测量较为麻烦。计算时，一般采用估算法，误差较大。目前，资料都比较认可的是对苏联1973 标准的修正式(11)［9］，修订值K 为排放系数，取0．75。

式中 tL——只含水蒸气的露点温度;

Sar．zs、Aar．zs——收到基折算硫分和灰分，即为

对应于煤发热量为4 190 kJ/kg 时的成分;

afh——飞灰占燃料灰分的份额;

β——与炉膛出口过量空气系数有关的常数，

一般取125。

从上式可看出:

(1)Sar．zs的增大烟气露点温度升高。这是因为燃料含硫量的增加，燃烧后SO2的生成量增加，SO2转变为SO3量也加大，使得烟气中硫酸蒸汽的浓度增加，烟气露点温度升高;

(2)Aar．zs的增加使露点温度下降，因为烟气中呈分散状态的飞灰颗粒会吸附和中和烟气中SO3，烟气中硫酸蒸汽浓度减少;

(3)afh的增大使硫酸蒸汽在烟气中的分压力降低导致露点温度下降，另一方面，烟气中含氧量的增加使SO2转化成SO3成分增加，使露点温度升高，但后者的影响小前者，烟气露点温度还是下降的。

2 保温层厚度的计算

除尘系统的保温分为除尘器保温和管道保温，为了正确的选择保温材料、确定保温结构及对保温工程进行经济性分析，都必须进行管道或设备的散热损失计算。

防止除尘系统结露就是要控制含尘废气的温度在露点温度以上。一般经过烘干机进入除尘器的废气含水率在15%以上，露点温度为40 ～50℃，如果燃料含硫量高，露点温度还会升高。从经济性和安全性角度考虑，要求除尘器入口温度比露点温度高20 ～50℃，出口温度高于露点温度5 ～10℃。这样，除尘器内烟气的温降就限定了，一般为25℃左右［10］。

根据传热学［11］基本原理可以得出平壁和圆筒壁的散热损失计算公式平壁

圆筒壁

式中

Φ1——通过除尘器向外散热量/W;

tf1——除尘器内烟气的平均温度/℃;

tf2——周围空气的温度/℃;

δ——保温层厚度/m;

h1——烟气与除尘器内壁的对流换热系数/W·m－2·℃－1;

h2——除尘器外壁与周围空气的对流换热系数/W·m－2·℃－1;

λ——保温材料的导热系数/W·m－1·℃－1。烟气在除尘器内散失的热量为

式中 Φ2——除尘器内烟气的散热量/W;

C——烟气的比热容/J·kg－1·℃－1;

G——除尘器处理的烟气质量流量/kg·s－1。

根据热量平衡:Φ1=Φ2，即可算出除尘设备的保温层厚度δ平壁

考虑到圆筒壁保温结构外表面热阻1/πd2h2较小，一般占保温管道向周围空气热阻的10%左右，为了计算方便，可忽略不计。

圆筒壁

输送含尘废气进入除尘器的管道也会产生温降，距离越远，温度降低越多。前面已经叙述除尘器入口废气的温度要高于露点温度20 ～50℃。这样，经排气罩进入除尘器这段管道的温降也就确定了，即

式中 t1——废气的初始温度/℃;

t2——除尘器入口废气的温度，即为td+(20 ～50)℃。

同理，知道了管道内废气的温降，根据传热学和热平衡原理即可算出管道保温层的厚度。整个系统的保温层厚度也都确定了。

3 圆管保温层的临界厚度

对式(13)求导并令其等于零得出保温层临界厚度

如果圆管外径小于D0，则随着D0的增加散热量将增大;若圆管外径大于D0，则散热量随D0的增加而减小。这就要求生活中涉及到的保温管道裸管直径必须大于D0时才能通过敷设保温层保温。实际上，取代表性数值——λ=0．1 W/(m·℃)，h=9 W/(m2·℃)分析，算出D0=22 mm，而除尘器连接风管的直径一般在1 m 以上，无需考虑保温层临界厚度的问题。从安全性角度来考虑，保温层厚度越厚越好，但厚度的增加会增大初投资。因此，只需保证系统烟气温度在露点温度以上，不产生结露现象即可，从而保证除尘系统高效稳定的运行。