玻璃熔化炉余热系统创新设计论文

1设计方案

1．1现有市场上玻璃熔化炉工作情况玻璃熔化炉内的工作温度高达1600℃，在非理想绝热燃烧的条件下，很难达到这样的高温，同时大量废热使得热浪费很严重，如图1，离开蓄热室的排烟余热量占比例最大。目前运行的玻璃熔化炉大都是沿用上世纪50年代普遍应用的马蹄炉［2］，设计两个蓄热室（如图2），首先把室温空气鼓进蓄热室加热至1200℃～1400℃，然后进入炉内后在炉内采用富氧燃烧技术使其加热到1600℃，排烟温度高达400℃～800℃，经过一段时间后蓄热室A室温温度从1200℃～1400℃降至400℃～800℃而蓄热室B室温由400℃～800℃升至1200℃～1400℃，此时停止蓄热室A的鼓风，改由蓄热室B鼓风循环，以此来降低加热空气所消耗的燃料。但是这一种运行的技术设置和操作措施仍然存在炉内的工作温度随着变换蓄热室的操作而发生波动性变化，不利于熔化的进行。另外高温烟气会带走大量的余热，排烟温度高达400℃～800℃，一般为熔窖总收入热的25％左右，为燃料化学热的40％左右。

1．2玻璃熔化炉烟气循环系统设计方案针对现有的技术，提出了一个新的烟气回收方案：从蓄热室排出的烟气温度高达1200℃，而加热的空气并不参与任何反应，不管是玻璃熔化炉内的空气或者烟气，主要是给玻璃熔化提供所需的热量，所以如果令蓄热室排出的烟气一部分排出而另一部分回收（见图3），而排出的空气通过换热器对抽进来用来补足的空气进行换热，而换热后的空气进入燃烧室通过燃烧使其加热到一定的温度再进入混合器与之前回收的部分烟气混合后再进入玻璃熔化炉。玻璃熔化炉烟气余热深度回收系统的设计优点在于：1）减少了烟气的排放。因为直接使部分烟气回流，而现有技术是直接将全部烟气排出。2）减少了加热空气所需要的燃油。因为回流烟气的温度比较高，且将直接参与回炉传热，所以只需鼓入部分空气，本设计还将鼓入的空气与排出的烟气通过换热器进行换热，使鼓入的空气具有一定的温度，现有技术是把鼓风进来的全部空气通过蓄热室由室温加热至1200℃～1400℃，虽然本设计在燃烧室所加热的温度稍高于现有技术，但是只需加热部分空气，且加热的空气还有一定的温度，所以所需燃油还是减少了。3）稳定了各个环节的温度，现有技术在各个环节的温度波动性极大，不利于玻璃熔化的进行，另外高温烟气带走了大量的热能，从而浪费了大量能源，而本设计通过稳定各环节温度，通过热交换降低排烟热来实现节能减排的目标。

2新型玻璃熔化炉的基本构成及原理

2．1玻璃熔化炉烟气深度系统回收设计的基本构成玻璃熔化炉烟气余热深度回收系统主要由主循环系统和控制系统组成，如图4所示。混合器是指在设计中将直接回收的烟气以及从燃烧器过来的烟气混合后再向炉子输送高温气体的机构，如图6所示。燃烧器是指从换热器吹进来的气体在此进行富氧燃烧后再将高温气体送进混合器，如图7所示。换热器是指将排出的部分烟气的余热通过热转换使新鼓风进来的空气升温，实现尽量回收每一份余热的目标。控制系统基于电子计算机和单片机所形成的控制平台。控制系统主要以智能控制为主，人工控制为辅的原则，在每个关键位置安装温度传感器等传感器，利用传感器发回的信息自动调节流速、压差以及进排气量，从而实现由电子系统最优化控制而达到的节能减排的效果。

2．2玻璃熔化炉烟气余热循环回收设计的原理本方案根据流体力学及热力学的原理，设计玻璃熔化炉烟气余热回收的循环系统，并验证其可行性。在循环系统中，燃烧物质不断改变，以主体变化为基准验证化学变化所产生的一系列转变，计算损耗，最后计算得到节能效率。在换热器处有进排气两个管（如图5所示），其中进气管接鼓风机，由鼓风机为整个系统提供动能［1］。空气进入燃烧器后进行富氧燃烧产生高温烟气，高温烟气通过管道进入混合器与回流烟气混合进入炉内，而高温烟气的温度不仅要保证玻璃熔化炉工作温度同时要补充热损耗。烟气进入炉内后一部分回流另一部分经管道进入换热器与进气管鼓风进来的空气进行热交换后排出，而回流气体原理［2］如图8所示。图8循从燃烧器通向混合器的管道出口处的压力可以分为水平方向的静压分力和竖直方向的动压分力，而混合器回流管道处压力也可以分为动压分力和静压分力，那么当混合器回流管道的动压分力小于燃烧器通向混合器的管道出口处的静压分力，那么通过流体力学的相关知识可知，在混合器回流管道的气体可以顺利的进入混合器主腔，并与从燃烧器通向混合器的管道喷出的气体混合。而且从燃烧器通向混合器的管道喷出的气体温度是在保证工作温度的同时还要提供热损耗，所以管道喷出气体温度要大于回流气体温度，气温越高气压越低，那么气体将由回流管道的低温高压向主腔内高温低压流动，也可以保证此处的循环问题。通过燃油组分与氧气燃烧的热量［9］来确定各个环节所需的温度，根据燃油主要燃烧方程式可知：C＋O2＝CO212kg／mol32kg／mol44kg／mol0．84kg2．24kg3．08kg（1kg的燃油约有0．84kg的C）2H2＋O2＝2H2O4kg／mol32kg／mol36kg／mol0．16kg0．02kg0．0178kg（1kg的燃油约有0．16kg的H2）燃烧1kg的燃油需要的2．26kg的O2及需要11．3kg空气，燃烧生成12．14kg的烟气。因为燃烧1kg的燃油约产生41900KJ的热量，能把烟气的温度提升为Δt，如下方程式：m•c•Δt＝ΔQ（1）则可以推算出Δt，即Δt＝ΔQ／（m•c）（2）其中ΔQ为41900KJ，m为12．14kg，比热容c为1．5KJ／（kg＊℃）；带入数据可以得出提升温度Δt＝2300℃。所以可得到结论：此处热量在考虑一定的热损失的情况便可以满足方程中2000℃的需要，即：可以保证玻璃熔化炉的能量需求。

3新型熔化炉节能减排原理

玻璃熔化炉在工作过程中所需的总热能［6］：Q＝熔化原料热＋烟气升温热＋散热＋排放烟气热［4］，其中熔化原料和散热的热能是很难节省的，所以本方案节能针对的是降低烟气升温温差（Δt）以及降低排烟温度。根据设计，设喷入混合器烟气的质量为mx，回流至混合器主腔的烟气质量为my，总的参与熔化玻璃的烟气的质量是mx＋my，所以从理论上来讲，现有技术是把mx＋my从室温加热到炉窑所需要的工作温度（约为1600℃），并且排出的烟气质量也是mx＋my，那么可以知道升温所需热能公式［5］为Q升温＝（mx＋my）Δt×Cp（3）其中温差Δt约为1570℃，烟气比热Cp约为1．18KJ／（kgC），估算的升温所需热能为Q升温＝1600（mx＋my）×Cp（4）根据提出的设计方案：部分烟气回流my的温度设为1500℃，而喷入混合器烟气mx的温度设为2000℃，那么Q升温＝mxΔt×Cp＋myΔt×Cp（5）代入数值得：Q升温＝2000mx×Cp＋1500my×Cp（6）由式（4）和式（5），可得：2000mx×Cp＋1500my×Cp＝1600（mx＋my）×Cp（7）带入数值得：2000Cmx＋1500Cmy＝1600C（mx＋my）（8）由式（3）～式（6）可以看出，节省的热能为1500my，而mx主要提供热损耗，那么在所需烟气总质量mx＋my为一定值时，很显然提高my是无法降低mx值的，因为mx与my之间的关系不是线性关系，所以需要构建模型测量数据去找到两者之间的关系，从而可以得到最优化的数值。这种方法不仅节能1500my而且也减少my的排放，相对于传统工艺单纯利用换热器进行进排气热交换，本方案减少了烟气排放量。除了通过降低烟气升温温差节能以外，还可以采用换热原理［5］，提高鼓入空气的温度，降低排烟温度进行节能。由＝KAΔtm得，排气管单位管长对换热介质的换热量［12］1＝K1A1（t1－t2）（9）其中，t1为排气的温度，t2为换热器介质的常温，A1为排气管外径的周长，K1传热系数。K1＝11h1＊d2d1＋d22λ1lnd2d1＋1h2（10）其中，h1为排气管道内表面的换热系数，h2为排气管道外表面的换热系数，d1为排气管道的内径，d2为排气管道的外径，λ1为管壁的传热系数。而换热介质对进气管道的单位管长的换热量：2＝K2A2（t2－t3）（11）其中，t2为换热器介质被加热后的温度，t3为进气管道内空气的常温，A2为进气管外径的周长，K2为传热系数。K2＝11h4＊d3d4＋d32λ2lnd3d4＋1h3（12）其中，h4为排气管道内表面的换热系数，h3为排气管道外表面的换热系数，d3为排气管道的内径，d4为排气管道的外径，λ2为管壁的传热系数。综合上述推导过程可以得到结论，通过热交换后，鼓入的空气的温度升高，而排出的烟气的温度降低，在对鼓入的空气进行加热时，所需燃料减少，从而实现了节能减排的目的。

4结语

本设计方案从结构设计方面对旧型的玻璃融化炉进行改造，并结合热力学以及流体力学原理改进炉内烟气循环系统，获取最优的循环速率。由玻璃熔化炉的各结构体系来估算烟气的回收率，对比旧款的玻璃熔化炉的回收效率，计算得出最优解，本方案采用的新颖的烟气循环系统实现尾气余热的再回收利用，从新的角度实现了节能减排。

作者：钟玉华 孙国辉 单位：华南理工大学广州学院