Знание — сила. Библиотека научных работ.~ Портал библиофилов и любителей литературы ~ |
|
|
4.2.2. Элементарный состав топлива определяем по формулам: 4.2.3. Теоретическое количество воздуха, необходимое для сгорания единицы количества топлива , кг/кг, вычисляется по формуле: , где: α=1,16 – коэффициент избытка воздуха. 4.2.4. Количество продуктов сгорания: или . Рассчитаем объем продуктов сгорания , а также содержание каждого компонента в массовых () и объемных () долях по формулам: , , , Результаты расчетов представлены в таблице 2. Таблица 2 | ||||||||||||
|
Наименование |
CO2 |
H2O |
N2 |
O2 |
Σ |
||||||||
|
масса i-го комп. кг/кг |
1,5253 |
0,9259 |
7,8828 |
0,3093 |
10,64 |
||||||||
|
масс. %, |
14,3312 |
8,6991 |
74,0635 |
2,9061 |
100 |
||||||||
|
объем i-го комп., м3/кг |
0,7763 |
1,1512 |
6,3032 |
0,2165 |
8,4473 |
||||||||
|
объем. %, |
9,1905 |
13,6281 |
74,6181 |
2,5632 |
100 |
4.2.4. Рассчитаем энтальпию продуктов сгорания:
, где:
t – температура, К,
- теплоемкость i-го компонента, кДж/(кг٠К),
mi – масса i-го компонента, кг/кг
Результаты расчетов приведены в таблице 3.
Таблица 3
t, 0C
T, K
ct , п.с., кДж/(кг٠К)
Ht , п.с., кДж/кг
0
273
11,4391
0,0000
100
373
11,5414
1154,1390
200
473
11,6559
2331,1712
300
573
11,7946
3538,3688
400
673
11,9381
4775,2492
500
773
12,0820
5404,5230
600
873
12,2349
6040,9895
700
973
12,3919
7340,9414
800
1073
12,5416
8674,3359
1000
1273
12,8120
10033,2439
1500
1773
13,8046
12812,0027
Построим график зависимости H t, п.с. = f(t):
Рис. 2. График зависимости H t, п.с. = f(t).
4.3 Тепловой баланс печи, определение КПД печи и расхода топлива.
4.3.1. Полезная тепловая нагрузка печи , Вт:
,
где , .
4.3.2. КПД печи:
, где:
– потери в окружающую среду,
при ,
– низшая теплота сгорания топлива.
КПД топки: .
4.3.3. Расход топлива:
4.3.4. Расчет радиантной камеры:
, где: – энтальпия дымовых газов при температуре перевала печи tп = 852,30С.
Проверим распределение нагрузки в печи: , т.е. условия соблюдены.
4.3.5. Тепловая нагрузка конвекционной камеры:
4.3.6. Энтальпия водяного пара на входе в радиантную камеру:
При давлении Р1 = 9,87 атм значение температуры водяного пара на входе в радиантную секцию tk =3150C.
4.3.7. Температура экрана в рассчитываемой печи:
4.3.8. Максимальная температура горения топлива:
,
где – удельная теплоемкость при температуре перевала.
4.3.9. Для tп и tmax по графикам определяем теплонапряженность абсолютно черной поверхности qs:
Таблица 4
q, 0C
200
400
600
qs, Вт/м2
178571,43
150000
117857,14
Определяем теплонапряженность при q = 542,50С: qs = 127098,21 Вт/м2.
Таким образом, полный тепловой поток, внесенный в топку:
4.3.10. Эквивалентная абсолютно черной поверхность равна:
.
4.3.11. Принимаем степень экранирования кладки y = 0,45; для a=1,05 примем .
Эквивалентная плоская поверхность: .
Диаметр радиантных труб , диаметр конвекционных труб .
Принимаем однорядное размещение труб и шаг между ними .
Для этих значений фактор формы К= 0,87.
4.3.12. Величина заэкранированности кладки: .
4.3.13. Поверхность нагрева радиантных труб:
Таким образом, выбираем печь .
Характеристика печи:
Таблица 5
Шифр
Поверхность камеры радиации, м2
180
Поверхность камеры конвекции, м2
180
Рабочая длина печи, м
9
Ширина камеры радиации, м
1,2
Способ сжигания топлива
Беспламенное горение
Длина .
Число труб в камере радиации: .
Теплонапряженность радиантных труб: .
Число конвективных труб: .
Располагаем трубы в шахматном порядке по 3 в одном горизонтальном ряду, шаг между трубами .
4.3.14. Средняя разность температур:
4.3.15. Коэффициент теплопередачи:
4.3.16. Теплонапряженность поверхности конвективных труб:
.
Для обеспечения нормальной работы трубчатой печи необходимо обосновано выбрать скорость движения потока сырья через змеевик. При увеличении скорости движения сырья в трубчатой печи повышается коэффициент теплоотдачи от стенок труб к нагреваемому сырью, что способствует снижению температуры стенок, а следовательно, уменьшает возможность отложения кокса в трубах. В результате уменьшается вероятность прогара труб печи и оказывается возможным повысить тепло напряженность поверхности нагрева. Кроме того, при повышении скорости движения потока уменьшается отложение на внутренней поверхности трубы загрязнении из взвешенных механических частиц, содержащихся в сырье.
Применение более высоких скоростей движения потока сырья позволяет также уменьшить диаметр труб или обеспечить более высокую производительность печи, уменьшить число параллельных потоков.
Однако увеличение скорости приводит к росту гидравлического сопротивления потоку сырья, в связи с чем увеличиваются затраты энергии на привод загрузочного насоса, так как потеря напора, а следовательно, и расход энергии возрастают примерно пропорционально квадрату (точнее, степени 1,7-1,8) скорости движения.
4.4.1. Находим потерю давления водяного пара в трубах камеры конвекции.
Средняя скорость водяного пара:
,
где - плотность водяного пара при средней температуре и давлении в камере конвекции: ;
dк – внутренней диаметр конвекционных труб, м;
n – число потоков.
Значение критерия Рейнольдса: , где:
- кинематическая вязкость водяного пара.
Общая длина труб на прямом участке:.
Коэффициент гидравлического трения: .
Потери давления на трение:
.
Потери давления на местные сопротивления:
,
где .
Общая потеря давления:
.
4.4.2. Расчет потери давления водяного пара в камере радиации.
Средняя скорость водяного пара в трубах радиационной камеры составляет:
, где:
- плотность водяного пара при средней температуре и давлении в камере конвекции, ;
dр – внутренней диаметр конвекционных труб, м;
n – число потоков.
Значение критерия Рейнольдса:
, где - кинематическая вязкость водяного пара.
Общая длина труб на прямом участке:
.
Коэффициент гидравлического трения:
.
Потери давления на трение:
.
Потери давления на местные сопротивления:
.
где
Общая потеря давления в камере радиации:
.
Общие потери давления в печи:
Проведенные расчеты показали, что выбранная печь обеспечит процесс перегрева пара в заданном режиме.
5.1. Теплоноситель – дымовые газы после печи.
Расход топлива В=0,33 кг/с,
Температура входа , выхода .
Энтальпия входа , выхода ,
Коэффициент полезного действия .
5.2. Нагреваемая среда – питательная вода.
Температура питательной воды входа , выхода ,
Энтальпия питательной воды входе при
при
Энтальпия водяного пара .
5.3. Составляем уравнение теплового баланса:
Исходя из того, что КПД котла-утилизатора 0,95 получим, что:
.
Определяем расход питательной воды:
Доля водяного пара составляет:
.
5.4. Анализ процесса по стадиям.
1) Ищем температуру tх. На стадии нагревания:
По графику определяем температуру для данной энтальпии, которая составляет 259,4 0С. Таким образом
2) Находим теплоту, пошедшую на испарение питательной воды:
Находим теплоту, пошедшую на нагрев питательной воды:
Определяем общее количество теплоты по питательной воде:
Таким образом, доля теплоты, переданная на стадии нагревания составляет:
;
Определяем требуемую площадь поверхности теплообмена:
Здесь , средняя температура при нагреве питательной воды:
Принимаем в зоне испарения . Определим среднюю температуру при испарении питательной воды:
Исходя из этого, поверхность испарения должна быть:
.
5.5. Общая площадь составляет:
С запасом 20% принимаем:
По данной площади подбираем теплообменник со следующими характеристиками:
Таблица 6
Диаметр кожуха, мм
Число трубных пучков, шт
Число труб в одном пучке, шт
Поверхность теплообмена, м2
Площадь сечения одного хода по трубам, м2
2200
3
362
288
0,031
Алгоритм поверочного расчета котла-утилизатора.
Проверим, обеспечит ли выбранный стандартный испаритель протекание процесса теплопередачи при заданных условиях. Поскольку определенное тепловое сопротивление будет со стороны дымовых газов, расчет будем вести по зоне нагрева.
При средней температуре, равной , получим коэффициент кинематической вязкости n, теплопроводность , удельная теплоемкость .
Найдем теплофизические свойства дымовых газов в интервале температур.
Определяем теплопроводность по формуле:
,
где - молярная доля i-го компонента; - теплопроводность i-го компонента; - молярная масса i-го компонента, кг/кмоль.
Кинематическая вязкость определяется по формуле:
Здесь , где - динамический коэффициент вязкости i-го компонента, ; - плотность дымовых газов, кг/м3.
Теплоемкость определяется по формуле:
, где - массовая доля i-го компонента; - удельная теплоемкость i-го компонента, .
Теплофизические свойства дымовых газов.
Таблица 7
Наименование
0 0С
100 0С
200 0С
300 0С
400 0С
Теплопроводность,
0,0228
0,0313
0,0401
0,0484
0,057
Кинематическая вязкость,
12,2
21,5
32,8
45,8
60,4
Удельная теплоемкость,
1,01
1,05
1,09
1,1
1,108
Плотность дымовых газов при средней температуре определяется по формуле:
.
Средняя скорость дымовых газов составляет:
м/с,
где
Критерий Рейнольдса определяется по уравнению:
.
Критерий Нуссельта определяется следующим образом:
.
Коэффициент теплоотдачи со стороны дымовых газов составляет:
.
Для определения коэффициента теплоотдачи со стороны кипящей воды воспользуемся следующим выражением:
, где - поправочный коэффициент; Р – абсолютное давление в аппарате; q– удельное количество теплоты, переданное через 1 м2 площади, .
Тепло проводимость очищенной воды находим по формуле:
Расчетный коэффициент теплопередачи:
, где , .
Делается вывод: так как Кр>Кф – выбранный аппарат обеспечит нагрев и испарение.
Исходные данные.
6.1. Теплоноситель: продукты сгорания (ОГ)
Расход топлива: В=0,33 кг/с.
Температура: входа ,
выхода .
КПД: .
2.Хладоагент: атмосферный воздух.
Расход: .
Температура: входа ,
выхода
Удельная теплоемкость: .
Уравнение теплового баланса с учетом КПД:
,
,
.
Исходные данные.
1.Теплоноситель: дымовые газы после воздухоподогревателя.
Расход топлива: В=0,33 кг/с.
Температура: входа ,
выхода .
2.Хладоагент: вода.
I поток (поступает в КУ):
II поток (техническая вода): , , .
Тепловой баланс имеет вид:
,
,
.
Энергетический КПД установки рассчитывается по формуле:
,
где Qпол – полезная тепловая нагрузка технологической печи,
– полезная теплота котла-утилизатора,
– полезная теплота водоподогревателя,
– полезная теплота КТАНа.
Таким образом,
или 92%.
Очевидно, что наибольший вклад в КПД тепло-утилизационной установки обусловлен работой технологической печи.
Эксергетический метод анализа энерготехнологических систем позволяет наиболее объективно и качественно оценить энергетические потери, которые никак не выявляются при обычной оценке с помощью первого закона термодинамики. В качестве критерия в рассматриваемом случае используется эксергетический КПД, который определяется как отношение отведенной эксергии к подведенной эксергии:
или 24,095%, где Еподв – эксергия топлива, МДж/кг; Еотв – эксергия, воспринятая потоком водяного пара в печи и котле-утилизаторе.
Таким образом, рассчитываем:
.
Для потока водяного пара, нагреваемого в печи:
,
где Нвп2 и Нвп1 - энтальпия водяного пара на выходе и входе в печь соответственно,
G – расход пара в печи, кг/с,
- изменение энтропии водяного пара,
Для потока водяного пара, получаемого в КУ:
,
где: - расход пара в КУ, кг/с,
- энтальпия насыщенного водяного пара при выходе из КУ, кДж/кг,
- энтальпия питательной воды на входе в КУ, кДж/кг,
10. Заключение.
Поскольку КПД тепло-утилизационной установки составляет 92%, то есть всего 8% тепла теряется в ходе процесса утилизации, можно сделать вывод о целесообразности использования подобных установок в целях экономии. Внедрение в основную технологическую схему аппаратов подобного действия благотворно сказывается на расходовании энергетических ресурсов и блокирует их потерю.
Страницы: 1, 2
| Новости |
| Мои настройки |
|
|
© 2009 Все права защищены.
Расчет теплоутилизационной установки вторичных энергоресурсов
Наверх