|  Расчет теплоутилизационной установки вторичных энергоресурсов |
|
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:
.
4.4.
Гидравлический расчет змеевика печи
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
|
© 2009 Все права защищены.
Наверх