ОБЖИГ ЦЕМЕНТНОГО КЛИНКЕРА

Влияние Различных факторов на расход тепла При обжиге цементного клинкера

Расход тепла на обжиг клинкера составляет значительную величину энергетических затрат при производстве цемента, поэ­тому нахождение эффективных путей снижения расхода топли­ва является важной технико-экономической задачей. Снижение удельного расхода тепла имеет большое значение еще и потому, что при этом дополнительно улучшаются другие показатели работы печи: увеличиваются производительность и стойкость футеровки, уменьшаются пылеунос и степень загрязнения ок­ружающей среды. Для определения рациональных способов экономии топлива необходимо осуществить теплотехнические исследования агрегата с выявлением закономерностей взаимно­го влияния отдельных статей теплового баланса и других факторов на удельный расход тепла. В связи с тем, что мокрый способ производства цемента более энергоемок, целесообразно именно на примере этого способа изучить основные тепло­технические зависимости, которые затем могут быть распростра­нены и на сухой способ.

Влияние отдельных факторов на удельный расход тепла показано в многочисленных работах [101, 247—251, 234—238, 252—270, 486]. При этом дискутируются вопросы о рациональном коэффициенте избытка воздуха а при мокром и сухом способах производства, в отдельных случаях, например, для мокрого способа предлагается работать с ос= 1,7. Обсуждаются также вопросы взаимного влияния вспомогательной и главной тепловых систем при обжиге клинкера во вращающихся печах [235, 259, 261—263], а также предельные теоретические и прак­тические возможности по снижению расхода тепла [264 - 269]. В развитие проведенных работ предлагаются исследования по изучению теплотехнологических зависимостей, проявляющихся при обжиге цементного клинкера во вращающихся печах, на­правленные, в первую очередь, на экономию топливно-энерге­тических ресурсов [271—280]. Для этого необходимо провести теплотехнический анализ существующих печных установок.

Общие затраты тепла и распределение его по статьям баланса, согласно работам [91, 101, 234, 235, 247—251, 281] и данным, полученным автором [271, 275, 279, 280], могут изме­няться в широких пределах (табл. 23).

Таблиц а 23

Основные расходные статьи теплового баланса вращающейся печи мокрого способа

Приведенные данные свидетельствуют о больших возмож­ностях по экономии топлива при мокром способе, когда может быть достигнута величина — 170 кг условного топлива на тонну клинкера. Наибольшие затраты тепла — более 50%—идут на испарение воды и с отходящими газами. Расчеты, проведенные рядом специалистов [101, 247—251], показывают, что при снижении влажности шлама на 1% уменьшается расход тепла на 1,2—1,8%, а каждые 10°С снижения температуры отходящих газов экономят около 60 кДж на килограмм клинкера. В связи

116

С этим, казалось бы, усилия по экономии топлива необходимо, в первую очередь, направлять на снижение влажности шлама и увеличение поверхности цепных завес.

Однако опыт работы отечественных и зарубежных промыш­ленных предприятий показывает, что в ряде случаев подобные меры не дают положительных результатов [234, 235].

На Всесоюзном совещании работников цементной про­мышленности по освоению мощных вращающихся печей, прохо­дившем в 1975 г. на Усть-Каменогорском заводе, отмечалось, что в некоторых случаях производственники умышленно увели­чивают влажность шлама, и при этом наблюдается даже неко­торое снижение удельного расхода тепла. Подобные результаты имеются и в зарубежной практике [234]. Так, при анализе режимных параметров печей, приводимых Борншейном (табл. 24), видно, что при влажности шлама 42% расход топли­ва может составлять 214 кг условного топлива на тонну клинке­ра, а при 37% влажности— 229 кг/т. При влажности 40% эти значения изменяются от 286 до 207 кг/т. Следовательно, сни­жение влажности шлама без дополнительных технологических мероприятий не всегда приводит к снижению расхода топлива.

Т а 6 л и ц а 24 Удельный расход тепла при различной влажности шлама (по данным Борншейна)

Подобное несоответствие порой наблюдается и при увеличе­нии поверхности цепных завес [213, 235, 236], когда вследствие ухудшения гранулометрии материала существенно снижается теплообмен в зонах подогрева и декарбонизации, растет пыле - унос, и может увеличиваться расход топлива.

Рассмотрим влияние теплопотерь в горячей части агрегата. В тепловом балансе печи их доля составляет всего 10—15%, и, казалось бы, они не должны существенно влиять на общий рас-

117

Ход тепла. Однако, теоретическими работами Г. Эйгена [238, 252] установлено исключительно важное значение потерь тепла в горячей части печи. Расчленив вращающуюся печь на две тепловые системы: главную (ГТС — зоны декарбонизации, спе­кания и охлаждения) и побочную (ПТС — зоны испарения и по­догрева) , граница которой соответствует температуре мате­риала 550°С, и составив тепловой баланс для ГТС, Г. Эйген получил уравнение:

Xr=Q + mq, (5)

Где X удельный расход тепла на обжиг клинкера; Q—основной расход тепла; q — теплопотери в ГТС (потери с клинкером и через корпус); гп ко­эффициент теплопотерь.

M =----------- !---------- , (6)

1 - (VM1. • с,„ • t,.)/Qi;

Где Vm — объем продуктов горения, выделяющихся при сжигании 1 кг (м5) топлива; с11Г -теплоемкость продуктов горения при температуре tr; tr — тем­пература газового потока на границе ГТС и ПТС.

В связи с тем, что согласно формуле (6), коэффициент тепло - потерь т при положительной температуре t всегда больше единицы, удельный расход тепла ДХ может измениться на боль­шую величину, чем теплопотери Aq в ГТС. Так, по расчетам Эйгена [252], при изменении Aq = 600 кДж/кг АХ может из­мениться на 2000 кДж/кг.

Для детального изучения указанной зависимости целесооб­разно составить уравнение теплового баланса в общем виде для любых сечений вращающейся печи, не ограничиваясь темпера­турой материала в 550°С. При этом можно не учитывать малые статьи баланса: теплопотери с пылеуносом, теплосодержание холодного воздуха и топлива (рис. 57).

Тепловой баланс в расчете на единицу продукции, составлен­ный для горячей части печи по сечению 1 — 1, будет:

Q„ + X, = QTK + Qcq2 + Q,„ + QK, + Q4K + Q„, (7)

Где QM - энтальпия материала в сечении 1 — 1; Хт — теплота сгорания, топлива; QTK —теплота клинкерообразования; Qj':o -- энтальпия углекис­лого газа сырья; Qnr — энтальпия продуктов горения топлива; QK] — потери тепла при охлаждении клинкера; Q4K — потери тепла через корпус агрегата; Q1( потери тепла от недожога топлива.

Учитывая что Q = —^ • X • с • t, подставим данное выра-

III Q,, I m I

Я и

Жение в уравнение (7) и, решив его относительно Хт, получим:

Х Qtk - QM + Qg»2 Qk., + Q4K + Q„

T 1 - (V,„ • C,„ ■ t, ) /Qi; + 1 - (V,„. ■ cln. t,.)/QP '

X, = rn(QTK - Q + Q;:o ) + m (Qk| + (,) + Qj. (9)

Множитель m в равной степени относится ко всем слагае­мым уравнения (9), однако целесообразно разделить его на две части, выделив в первую группу статьи теплового баланса, зави­сящие от свойств сырья, а во вторую — теплопотери, обус­ловленные режимом работы печи. Если подобный анализ про­вести по зоне сушки (сечение II — II, рис. 57), то уравнение (9) примет вид

ХТ=гп (Qtk Qm Qw "Ь Qco., + Qh„0 ) + m ( Qk,, + Q.,k + Q„ h ( 1 0 )

Где Qw — энтальпия физической воды шлама; QH () — энтальпия водяного пара.

И

Qw

11

Естественно, что в данном случае все параметры состояния материального и газового потоков должны быть приняты по сечению II — II. Последнее уравнение носит более общий харак­тер и может быть использовано для анализа агрегата как теп-

Ловой системы по любому сечению печи. Важное значение в дан­ном равенстве имеет коэффициент теплопотерь т, который согласно (6) зависит от температуры газа в сечении и свойств топлива. Расчеты значений множителя т для различных видов топлива при коэффициенте избытка воздуха а =1,05 выпол­нены на ЭВМ с учетом изменений температуры газового пото­ка по длине 185-метровой печи, согласно данным [8, 37, 102, 248, 249, 253, 254, 282, 284], и приведены на рис. 58. Результаты расчетов свидетельствуют об интенсивно возрастающей к горя­чему концу значимости теплопотерь, особенно сильно проявляю­щейся для газообразного топлива, коэффициент т почти в 2 ра­за больше, чем для угольного.

Приведенные расчетно-теоретические данные, однако, не раскрывают физической сущности установленных зависимостей, и отсюда не совсем понятно, почему расход тепла на обжиг клин­кера снижается на большую величину, чем та, которая обуслов­лена прямой экономией тепла в высокотемпературной части печи.

Для выяснения сущности полученных зависимостей рас­смотрим условия теплообмена во вращающейся печи. Так как наибольшее значение коэффициент т приобретает для зоны об­жига, целесообразно рассмотреть уравнение теплообмена излу­чением в факельном пространстве, которое, по исследованиям А. Е. Блоха [255], имеет вид:

120

Q, = 5,67.,u[^-(l^)4-<w)4]- CO

Где ьг эффективная степень черноты материала п факела; а, погло­

Тительная способность газового потока; Тф. Тм -- средняя эффективная температура факела и материала, К.

Из уравнения II видно, что при постоянном составе сырья TV1, е. ф, ат и величина Q, определяются Тф, которая зависит от потерь тепла в горячей части печи, в частности, от эффектив­ности работы холодильника, т. е. энтальпии и температуры вто­ричного воздуха.

С целью нахождения указанных взаимосвязей проведены расчеты для газообразного топлива при следующих условиях: е =0,4; е - = 0,8; а =0,5; Т -=1573. К (t =1300°С);Х

<(> м г 1 М 1 М I

= 6450 кДж/кг; и =1,1; температура выходящего из печи клин­кера tK = 1150° С.

Согласно результатам расчетов (рис. 59), незначительные снижения теплового кпд холодильника т]х и температуры вто­ричного воздуха 4В существенно уменьшают поток тепла от фа-

121

Кела. Так, при снижении /1Ш от 500 до 350°С и /ф от 1750 до 1650°С тепловой поток уменьшается в 1,5 раза (с 165 до 109 кВт/м2), что при неизменном расходе топлива должно привести к соответствующему снижению производительности печи. Следовательно, чтобы сохранить первоначальную произ­водительность печи, необходимо увеличить расход топлива до первоначальной температуры факела.

Для нахождения величины расхода тепла на обжиг клин­кера при изменении теплопотерь в горячей части печи с по­мощью ЭВМ были выполнены следующие расчеты. При задан­ных температуре факела и коэффициенте избытка воздуха уменьшался кпд холодильника и, следовательно, уменьшалась энтальпия вторичного воздуха AqH, вследствие чего снижалась расчетная температура факела. Затем методом последователь­ного приближения определяли расход тепла X,, необходимый для достижения исходной температуры факела, и рассчитывали коэффициент т как отношение Х/ qH. Подобные расчеты были проведены для угольного, мазутного и газообразного топлива при различных ф и ос, причем значения коэффициента т, опре­деленные по приведенной выше методике, совпали с рассчитан­ными по формуле Эйгена [252].

В качестве примера в таблице 25 приведены расчетные дан­ные по влиянию т]х на основные параметры работы печи для угольного топлива при влажности шлама 37%. По расчетам, для поддержания постоянной температуры факела (1650°С) при уменьшении qB на 234 кДж/кг удельный расход тепла АХ увели-

T а б л и ц а 25 Влияние кпд холодильника на удельный расход тепла и другие параметры работы печи

Чится на 1250 кДж/кг. Однако при т^=0,4 расход тепла, рас­считанный по теплообмену в зоне обжига, оказывается недос­таточным для подготовки материала в холодной части печи. Следовательно, для достижения температуры отходящих газов t()l., равной 160°С, необходимо увеличить Хг до величин, ука­занных в скобках, что приводит к снижению значения т до 1,2. В целом расчетно-теоретические значения коэффициента т для различных видов топлива, а и t^ изменяются в широких преде­лах (рис. 60). Различная влажность угольного топлива принята в зависимости от схемы. Если используется замкнутая на печь система, когда сушильный агент является одновременно первич­ным воздухом, следует принимать исходную влажность сырого угля = 8%. Если же применяется обособленная схема сушки, то W=2%.

Практические значения коэффициента m значительно ниже расчетных и, по исследованиям Эйгена, находятся в пределах 1,5—2,3; в наших промышленных экспериментах m колебался от

123

2 до 5. Подобные расхождения обусловлены тем, что при рас­четах не учитывали потребность тепла в подготовительных зо­нах, снижающую коэффициент теплопотерь при высоком кпд холодильника, а также не принимали во внимание условия сжи­гания топлива, определяющие степень черноты и температуру факела и, следовательно, величину теплообмена в печи.

Таким образом, физический смысл приведенных зависимос­тей заключается в следующем. Для обеспечения заданной величины теплообмена в зоне обжига необходимо поддерживать определенную температуру факела, которая рассчитывается по формуле:

Ф v - с ' 1 '

Не іп-

ГДе Vm — объем продуктов горения при нормальных условиях, м'^/ кг кл; с|1Г — теплоемкость продуктов горения, кДж/(м'* • К).

При увеличении теплопотерь в горячей части печи вследст­вие уменьшения qa или увеличения qn снижается t Если поте­рянное тепло восполнить увеличением расхода топлива Хт и придать числителю в (12) прежнее значение, то, вследствие возрастания объема продуктов горения Vnr, т. е. знаменателя,

T не достигнет первоначальной величины. Для наглядности

Приводится пример (см. табл. 25). При г|х = 0,4 и см(. =

= 1,63 кДж/ (м3 ■ К)

, , 6450 + 469 - 1675 _ 5244 ^ 1650°С Ф 1,95-1,63 3,18

При = AqB — — 234 кДж/кг кл; 1ф = 1577°С

At = 1650—1577 = 73°С ф

Если увеличить расход топлива лишь на величину AqB, т. е. ДХ = + 234, то AV = 0,07 м3/кг кл, и

TOC o "1-3" h z 1 ' иг '

T _ (6450 + 234) + (469 - 234) - 1675 = 5244 t спрор Ф (1,95 - j- 0,07) • 1,63 3,29 ~~ Т' Є'

Первоначальная температура 1650°С не достигнута, и лишь при увеличении АХ на 1250 кДж/кг кл и AVnr на 0,38 м3/кг

T = (6450 + 1250) + (469 - 234) - 1675 = 6260 _ . Rrnor Ф (1,95 + 0,38) • 1,63 3,79

_ ЛХ 1250 г - ол

Т=~АiT = W = 5-34-

124

Следовательно, чтобы получить исходную температуру фа­кела, необходимо увеличить расход тепла на большую величину, чем величина теплопотерь в горячей части печи. Вместе с тем, чем выше температура факела, тем она труднее достигается и тем больше значения коэффициента т. Точно так же ш должен увеличиваться с увеличением а, влажности топлива и воздуха, так как при этом возрастает объем продуктов горения и, сле­довательно, при большем расходе тепла достигается заданная температура факела. На рис. 61 показано влияние отдельных факторов на удельный расход тепла. Потребное в холодной части печи тепло при влажности шлама 33; 37 и 41% отражено соответствующими линиями.

Рассмотрим взаимное влияние теплопотерь в горячей части печи Aq и влажности шлама W на расход тепла для газообраз­ного топлива при ос = 1,1; tM = 1350°C и tor = 160°С (линия «а» на рис. 61). Данные параметры практически реализуемы при достаточно экономичной работе печи с предельно низкой тем­пературой отходящих газов. Учитывая, что максимальная тем­пература клинкера составляет около 1450°С, среднюю темпе­ратуру материала в факельном пространстве можно принять tM ~ 1350°С. Если в этих условиях Aq ^ 300 кДж/кг или г|х ^ 0,75, то при W ^ 41% расход тепла определяется ус­ловиями теплообмена в зоне обжига, и изменение теплопо­терь Aq на 120 кДж/кг или гх на 0,1 изменяет общий расход теп­ла на 730 кДж/кг. Так, при Aq, равном 420 и 300, значение X, будет соответственно 6680 и 6150 кДж/кг. Подобная зависи­мость при влажности шлама 41% сохраняется до точки «в» пересечения прямых «а» и W = 41%.

При снижении Aq ниже 300 кДж/кг или увеличении г|х > >0,75 расход тепла будет изменяться по линии W = 41% и бу­дет зависеть уже не столько от Aq или тіх, сколько от влаж­ности шлама. Так, при снижении Aq от 300 до 180 кДж/кг изме­нится АХ всего лишь от 6150 до 6000, на 150 кДж/кг, т. е. при равных затратах экономия тепла получается почти в 5 раз меньше, чем в интервале Aq = 420—300 кДж/кг, где она состав­ляла 730 кДж/кг. Если же снизить влажность до 35%, то мои том же Aq=180 кДж/кг, расход тепла будет уже лишь X, — = 5420 кДж/кг, т. е вновь АХ = 6150—5420 = 730 кДж/кг. При Aq = 300 кДж/кг расход тепла в обоих случаях при влажности шлама 41 и 35% остается 6150 кДж/кг кл.

Этот пример показывает, что при недостаточном использо­вании тепла в горячей части печи расход топлива будет боль­шим независимо от влажности шлама. Особенно большое зна-

125

Чение это имеет при использовании газообразного топлива, так как для него коэффициент теплопотерь m выше, чем для других видов топлива (рис. 58). Эта закономерность наглядно демон­стрируется номограммами по смещению линий газового топлива в область более высокого расхода тепла. Результаты расчетов хорошо согласуются с практической работой, из которой из­вестно, что тепловой кпд холодильника оказывает значительно большее влияние на эффективность работы печи при сжигании газообразного топлива, чем при применении угольного.

Наряду с теплопотерями в горячей части значительное влияние на расход топлива оказывают коэффициент избытка воздуха а и температура обжигаемого материала tM. Причем, как показывают номограммы, с увеличением а и t„ крутизна кривых возрастает. Следовательно, особенно важно снижать эти показатели в области высоких значений. Практические значения X,. будут несколько отличаться от расчетных, так как номограммы не учитывают некоторые условия теплообмена в печи, как свойства материала, режим горения топлива и др. Однако приведенные данные позволяют оценить влияние от­дельных факторов на расход тепла и выбрать рациональное направление при выявлении путей экономии топлива в промыш­ленных условиях.

Необходимо отметить, что вращающиеся печи большинства цементных заводов работают с температурой отходящих газов, значительно превышающей предельное значение (160— 180°С), определяемое точкой росы и работой электрофильтров [256]. Порой также не используются возможности по снижению влаж­ности шлама, так как это может приводить к ухудшению работы печей. Указанные резервы по уменьшению температуры отхо­дящих газов и влажности шлама удается реализовать только при тщательной экономии тепла в горячей части печи.

Рассмотрим работу вращающейся печи сухого способа с циклонными теплообменниками [284—286, 487—489]. Естест­венно, что все закономерности по увеличению значимости тепло­потерь с повышением температуры теплоносителя носят общий характер и распространяются не только на цементные агрегаты, но и на любые другие тепловые установки. Поэтому необхо­димо остановиться лишь на особенностях сухого способа, свя­занных с работой циклонных теплообменников. При этом целесообразно рассмотреть три основных момента, встречаю­щихся на практике: подсосах холодного воздуха, степени осаждения и провала материала в циклонах.

Все расчеты проводились при условии полного завершения

127

I—IV, Ц—ступени циклонов по ходу газа; К—переходная

Камера; П—обрез печи; 1—а = 1, 2; 2—а —2

Теплообмена в каждой ступени циклонов, т. е. принималась равной температура выходящих материала и газового потока. Влияние подсосов холодного воздуха в различных участках запечной системы на режимные параметры работы агрегата определялось в двух случаях при заданных температурах: отхо­дящих газов 300°С и пылегазовой смеси в первом нижнем цик­лоне 900°С (рис. 62, 63). В обоих случаях приняты следующие общие условия: коэффициент избытка воздуха за печью а = = 1,07; степень осаждения трех нижних циклонов цк; И| = 0,7; а последнего четвертого циклона 1^ = 0,8; температура окру­жающего воздуха 20°С.

Все расчеты проводились на ЭВМ с использованием спе­циально разработанных программ. При этом анализировалось

128

Влияние подсосов холодного воздуха непосредственно за печью (в переходной камере) и перед каждым циклоном, обозна­ченным на рисунках соответственно индексами «К» и I—IV. Номограммы составлены следующим образом. В каждом квад­ранте приведены данные, когда подсосы существуют только в этой ступени, а в остальных отсутствуют. С первым циклоном дополнительно совмещена переходная камера. Каждый гра­фик показывает, как будет изменяться температура пылегазовой смеси в запечном тракте при изменении коэффициента избыт­ка воздуха только в данной ступени от 1,2 до 2. По тому же принципу построена номограмма на рис. 64, с той лишь разни­цей, что вместо а здесь учитывается влияние степени очистки циклонов.

Результаты расчетов свидетельствуют, что если оставлять неизменной температуру отходящих газов в 300°С, то при увели­чении подсоса воздуха до первого циклона снижается потребная температура газа за печью; если же подсосы наблюдаются за 1-м циклоном, то, напротив, температура газа в переходной камере увеличивается. Причем, чем дальше от печи по тракту будут подсосы, тем выше должна быть начальная температура газа. Большое влияние оказывают подсосы на подготовку ма­териала в теплообменниках, особенно вредны они в высоко­температурной области. Например, если а до 1-го циклона изменяется с 1,2 до 2, то температура материала, поступающего в печь, снизится с 751 до 570°С. Остальные зависимости доста­точно хорошо можно проследить по номограмме (рис. 62). Необходимо еще отметить следующее: во всех случаях при увеличении а возрастает удельный расход тепла, и значительно снижается производительность печи.

Приведенные выше примеры не вполне показательны, так как в них не учитывался теплообмен во вращающейся печи. Поэтому дальнейшие расчеты проводились при условии, когда степень подготовки материала в теплообменниках была всегда одинакова и соответствовала температуре 800°С. Результаты приведены на рис. 63 и подтверждают общее положение, что чем при более высокой температуре теплоноситель разбавляется холодным воздухом, тем большее отрицательное воздействие оказывают подсосы. Так, если а изменяется до 1-го циклона от 1,2 дб 2, то температуры за печью и отходящих газов будут соответственно равны tn' = 1096, = 1279°С; С = 329, t" =507°С.

Влияние подсосов в остальных участках системы достаточно наглядно показано на номограмме (рис. 63). При промежуточ­ных а между 1,2—2,0 температурный режим теплообменников соответствует заштрихованной области диаграмм.

Рассмотрим влияние степени осаждения в циклонах т^ на теплотехническую характеристику теплообменников (рис. 64). Расчеты проведены для условий Карагандинского завода, когда в трех нижних ступенях подсосы составляли 6%, в переходной камере 20 и в IV циклоне — 25%. Степень очистки циклонов, кроме исследуемого, принята для первых трех п;х. ш = 0,7, а для л!:-0,8.

Полученные данные показывают несколько другую зависи­мость, чем при изменении а по ступеням. Если в предыдущих примерах наибольшее влияние оказывали подсосы до I

130

Циклона, то действие цос более сильно для IV ступени. Это легко объясняется тем, что при плохой очистке в первых цикло­нах уносимая пыль может быть осаждена в верхних циклонах, при этом лишь несколько увеличивается внутренняя циркуля­ция материала. До определенной степени это может ока­заться полезным, т. к. полнее завершаются физико-химические и теплообменные процессы в системе. Если же наблюдается низкая г|(), в IV циклоне, то увеличивается пылеунос из всей тепловой установки и, следовательно, возрастают потери тепла с пылегазовым потоком, что требует значительного повышения температуры за печью от 1009°С при т)ос=0,9 до 1236°С при Лос =0,5.

В современных высокопроизводительных печах 7X6,4X95 м несколько завышены сечения газоходов, что приводит к малой

131

Скорости газового потока в запечных теплообменниках, провалу части материала из верхних циклонов навстречу газовому потоку [257, 258]. В связи с этим интересно проследить, как будет меняться температурный режим в теплообменниках при байпасных потоках материала в различных участках. На рис. 65 приведены результаты расчетов при общем коэффициенте избытка за IV циклоном а=1,3, степени очистки циклонов г)іі."ш = 0,7, а г](1>У = 0,9 и температуре поступающего в печь мате­риала 800°С. При этом приняты следующие условия потока материала в квадрантах:

I— провал материала из II циклона в печь помимо I ступени;

II— провал материала из III в I циклон помимо II ступени,

132

Рис. 66. Влияние подсосов в запеч - Рис. 67. Влияние степени очистки

Ных теплообменниках на удель - циклонов на удельный расход тепла,

Ный расход тепла.

III— провал материала из IV во II циклон помимо III ступен

IV— провал материала из питательного бункера в III циклон ш мимо IV ступени.

Полученные данные свидетельствуют, что для II, III, IV у ловий получаются одинаковые конечные результаты, т. е. тр буется одна и та же температура за печью в 1240°С, чтобь. поступающий в печь материал нагрелся до 800°С. При этом температура отходящих газов повышается с 330 до 500°С. При подобных провалах в одном вертикальном газоходе из тепло­обмена исключаются сразу два циклона, и система по существу остается с двумя ступенями вместо четырех. В этих условиях меняются функции отдельных циклонов и соответственно — температура в них, как показано на номограмме. Если же байпасный поток материала проходит лишь мимо I нижней ступени, то из теплообмена выпадает только один циклон, и установка остается с тремя ступенями. При этом температура за печью повышается только до 1190°С, а отходящих газов — до 400°С. Таким образом, проведенные расчеты показывают, что

133

Байпасные потоки материала в верхних циклонах оказывают большее отрицательное воздействие на теплотехнический режим работы печи, чем в нижней ступени.

Необходимо еще остановиться на главном вопросе, а именно рассмотреть, как перечисленные выше нарушения в работе запечных теплообменников повлияют на удельный расход тепла. Результаты расчетов для различных условий приведены на рис. 66, 67 и 68 и подтверждают ранее показанные зависимости: под­сосы холодного воздуха оказывают отрицательное влияние в горячей части системы, а степень осаждения циклонов и провал материала — в верхних более холодных участках теплообмен­ников. Хотя установленные расчетные величины могут значи­тельно отличаться от практических значений, однако получен­ные зависимости носят общий характер и могут быть успешно использованы для выбора эффективного кратчайшего способа достижения положительных результатов при интенсификации обжига цементного клинкера.

Таким образом, подводя итог по теплотехнической оценке печных установок как тепловой системы, следует подчеркнуть, что для эффективного снижения расхода тепла особое, перво­степенное внимание необходимо уделять экономии тепла в высо­котемпературной части системы. Наряду с необходимостью под­держания при этом высокого теплового кпд холодильника и степени очистки циклонов, хорошей теплоизоляции корпуса, малых значений коэффициента избытка воздуха, подсосов и байпасных потоков материала, нужно обеспечить рациональное
сжигание топлива, при котором до минимума снизится унос высокоценного тепла в холодную часть печи. Это требует интенсификации теплообмена в высокотемпературных зонах вращающейся печи, для чего необходимы исследования по структуре материального и газового потоков.