Właściwości termofizyczne spalin. Gęstość gazów spalinowych oblicza się ze wzoru
2. ciepło odprowadzane przez spaliny. Określ pojemność cieplną spaliny w smokingu = 8000C;
3. straty ciepła przez mur przez przewodnictwo cieplne.
Utrata przez skarbiec
Grubość sklepienia wynosi 0,3 m, materiał to szamot. Akceptujemy, że temperatura wewnętrzna powierzchnia sklepienie jest równe temperaturze gazów.
Średnia temperatura piekarnika:
Dla tej temperatury dobieramy współczynnik przewodności cieplnej materiału szamotowego:
Zatem straty przez skarbiec to:
gdzie α jest współczynnikiem przenikania ciepła z zewnętrznej powierzchni ścian do otaczającego powietrza, równym 71,2 kJ / (m2 * h * 0С)
Straty przez ściany. Mur został wykonany w dwóch warstwach (szamot 345 mm, diatomit 115 mm)
Powierzchnia ściany, m2:
Strefa metodyczna
Strefa spawania
Strefa marnowania
Kończyć się
Pełna powierzchnia ściany 162,73 m2
Z liniowym rozkładem temperatury na grubości ściany Średnia temperatura szamot będzie miał temperaturę 5500C, a diatomit 1500C.
W związku z tym.
Całkowite straty przez murowanie
4. Straty ciepła z wodą chłodzącą, zgodnie z danymi praktycznymi, przyjmujemy równe 10% Qх przybycia, czyli Qх + Qр
5. Przyjmuje się, że straty nierozliczone wynoszą 15% Q zysku ciepła
Zróbmy równanie bilans cieplny piekarniki
Bilans cieplny pieca podsumowano w Tabeli 1; 2
Tabela 1
Tabela 2
| Zużycie kJ/h | % |
| Ciepło zużyte na podgrzewanie metalu
| 53 |
| ciepło spalin | 26 |
| straty przez murowanie
| 1,9 |
| straty wody chłodzącej | 6,7 |
| nierozliczone straty | 10,6 |
| Całkowity: | 100 |
Jednostkowe zużycie ciepła do ogrzewania 1 kg metalu będzie
Dobór i kalkulacja palników
Zakładamy, że w piecu zainstalowane są palniki typu „rura w rurze”.
W strefach zgrzewania jest 16 sztuk, w strefie męki 4 sztuki. całkowity palniki 20szt. Definiujemy przewidywana ilość powietrze docierające do jednego palnika.
Vв - godzinowe zużycie powietrza;
TV - 400 + 273 = 673 K - temperatura ogrzewania powietrza;
N to liczba palników.
Ciśnienie powietrza przed palnikiem przyjmuje się jako 2,0 kPa. Wynika z tego, że wymagany przepływ powietrza zapewnia palnik DBV 225.
Określ szacunkową ilość gazu na palnik;
VG = B = 2667 godzinowe zużycie paliwa;
TG = 50 + 273 = 323 K - temperatura gazu;
N to liczba palników.
8. Obliczanie rekuperatora
Do ogrzewania powietrza projektujemy rekuperator pętli metalowej wykonany z rur o średnicy 57/49,5 mm z układem korytarzowym ich skoku
Dane wyjściowe do obliczeń:
Godzinowe zużycie paliwa В = 2667 kJ / h;
Zużycie powietrza na 1 m3 paliwa Lα = 13,08 m3/m3;
Ilość produktów spalania z 1 m3 gazu palnego Vα = 13,89 m3 / m3;
Temperatura ogrzewania powietrza tv = 4000С;
Temperatura spalin z pieca wynosi tux = 8000C.
Godzinowe zużycie powietrza:
Wydajność godzinowa dymu:
Godzinowa ilość dymu przechodzącego przez rekuperator z uwzględnieniem ubytku dymu na wybicie oraz przez klapę obejściową i zasysanie powietrza.
Współczynnik m uwzględniający ubytek dymu wynosi 0,7.
Współczynnik uwzględniający przeciek powietrza u świń wynosi 0,1.
Temperatura dymu przed rekuperatorem z uwzględnieniem przecieków powietrza;
gdzie iux jest zawartością ciepła w spalinach przy tux = 8000С
Ta zawartość ciepła odpowiada temperaturze dymu tD = 7500C. (patrz rys. 67 (3))
Przy konstruowaniu pieca najlepiej byłoby mieć konstrukcję, która automatycznie dostarczałaby tyle powietrza, ile potrzeba do spalania. Na pierwszy rzut oka można to zrobić za pomocą komin... Rzeczywiście, im intensywniej pali się drewno, im więcej powinno być gorących spalin, tym większy powinien być ciąg (model gaźnika). Ale tak nie jest. Ciąg w ogóle nie zależy od ilości wytwarzanych gorących spalin. Przeciąg to spadek ciśnienia w rurze od głowicy rury do paleniska. Określa go wysokość rury i temperatura gazów spalinowych, a raczej ich gęstość.
Przyczepność określa wzór:
F = A (p in - p d) h
gdzie F to ciąg, A to współczynnik, p in to gęstość powietrza zewnętrznego, p d to gęstość spalin, h to wysokość komina
Gęstość spalin oblicza się według wzoru:
p d = p w (273 + t w) / (273 + t d)
gdzie t in i t d to temperatura w stopniach Celsjusza zewnętrznego powietrza atmosferycznego na zewnątrz komina i spalin w kominie.
Szybkość ruchu spalin w rurze (przepływ objętościowy, czyli zdolność ssania rury) g w ogóle nie zależy od wysokości rury i zależy od różnicy temperatur między spalinami a powietrzem zewnętrznym, a także od powierzchni Przekrój komin. Wynika z tego szereg praktycznych wniosków.
Po pierwsze, kominy są wcale wysokie nie w celu zwiększenia przepływu powietrza przez palenisko, a jedynie w celu zwiększenia ciągu (czyli spadku ciśnienia w rurze). Jest to bardzo ważne, aby nie dopuścić do przewrócenia się ciągu (dymu z pieca) w przypadku cofania się wiatru (wartość ciągu musi zawsze przekraczać możliwy cofający się wiatr).
Po drugie, wygodnie jest regulować przepływ powietrza za pomocą urządzeń zmieniających obszar swobodnego przekroju rury, czyli za pomocą zaworów. Przy wzroście powierzchni przekroju poprzecznego kanału kominowego, na przykład dwukrotnego, można oczekiwać około dwukrotnego wzrostu objętościowego przepływu powietrza przez palenisko.
Wyjaśnijmy to na prostym i ilustracyjnym przykładzie. Mamy dwa identyczne piekarniki. Łączymy je w jedno. Otrzymujemy dwukrotnie większy piec z dwukrotnie większą ilością spalanego drewna, z dwukrotnie większym przepływem powietrza i polem przekroju rury. Lub (co jest takie samo), jeśli w palenisku pali się coraz więcej drewna opałowego, konieczne jest coraz większe otwieranie zaworów na rurze.
Po trzecie Jeśli piec pali się normalnie w stanie ustalonym, a dodatkowo wpuścimy do paleniska przepływ zimnego powietrza obok palącego się drewna do komina, to spaliny natychmiast ostygną i zmniejszy się przepływ powietrza przez piec. W takim przypadku płonące drewno opałowe zacznie zanikać. Oznacza to, że wydaje się, że nie wpływamy bezpośrednio na drewno opałowe i kierujemy dodatkowy przepływ obok drewna opałowego, ale okazuje się, że rura może przepuszczać mniej spalin niż wcześniej, gdy ten dodatkowy przepływ powietrza był nieobecny. Sama rura zmniejszy dopływ powietrza do drewna, co było dotychczas, a ponadto nie wpuści dodatkowego dopływu zimnego powietrza. Innymi słowy, komin zostanie zablokowany.
Dlatego tak szkodliwe są przecieki zimnego powietrza przez szczeliny w kominach, nadmierny przepływ powietrza w palenisku i generalnie wszelkie straty ciepła w kominie, prowadzące do obniżenia temperatury spalin.
Po czwarte, im większy współczynnik oporu gazodynamicznego komina, tym mniejsze zużycie powietrza. Oznacza to, że pożądane jest, aby ściany komina były jak najbardziej gładkie, bez wirów i bez zwojów.
Piąty, im niższa temperatura spalin, tym gwałtowniej zmienia się natężenie przepływu powietrza wraz z wahaniami temperatury spalin, co tłumaczy sytuację niestabilności pracy rury podczas rozpalania paleniska.
o szóstej, w wysokie temperatury natężenie przepływu spalin jest niezależne od temperatury spalin. Oznacza to, że przy silnym spalaniu pieca zużycie powietrza przestaje wzrastać i zaczyna zależeć tylko od przekroju rury.
Problemy z niestabilnością pojawiają się nie tylko przy analizie właściwości cieplnych rury, ale także przy rozważaniu dynamiki przepływu gazu w rurze. Rzeczywiście, komin to studnia wypełniona lekkimi spalinami. Jeśli ten lekki gaz spalinowy nie unosi się bardzo szybko w górę, to możliwe jest, że ciężkie powietrze zewnętrzne może po prostu utonąć w lekkim gazie i spowodować opadający prąd w kominie. Taka sytuacja jest szczególnie prawdopodobna, gdy ściany komina są zimne, czyli podczas rozpalania pieca.
Ryż. 1. Schemat ruchu gazu w zimnym kominie: 1 - palenisko; 2 - dopływ powietrza przez dmuchawę; 3-kominowy; 4 - zasuwa; 5 - ząb kominkowy; 6-spaliny; 7-zatapiające zimne powietrze; 8 - przepływ powietrza powodujący przewrócenie ciągu.
a) gładka otwarta rura pionowa
b) rura z zaworem i ząbkiem
c) rura z zaworem górnym
Strzałki pełne - kierunek ruchu lekkich gorących spalin. Strzałki kropkowane - kierunki opadania zimnego, ciężkiego powietrza z atmosfery.
Na Ryż. 1a schematycznie pokazano piec, do którego doprowadzane jest powietrze 2, a spaliny 6 odprowadzane są przez komin. powietrze atmosferyczne 7, docierając nawet do paleniska. Ten opadający strumień może zastąpić „zwykły” przepływ powietrza przez dmuchawę 2. Nawet jeśli piec jest zablokowany na wszystkich drzwiach i wszystkie klapy wlotu powietrza są zamknięte, piec może nadal palić się z powodu powietrza napływającego z góry. Nawiasem mówiąc, tak się często dzieje, gdy węgle wypalają się o zamknięte drzwi piekarniki. Może nawet dojść do całkowitego przewrócenia ciągu: powietrze wejdzie z góry przez rurę, a spaliny wyjdą przez drzwi.
W rzeczywistości na wewnętrznej ścianie komina zawsze pojawiają się nierówności, nawarstwienia, nierówności, z którymi podczas kolizji spaliny i przeciwnie opadające prądy zimnego powietrza wirują i mieszają się ze sobą. W tym samym czasie strumień zimnego powietrza skierowany w dół jest wypychany lub po podgrzaniu zaczyna się unosić, mieszając się z gorącymi gazami.
Efekt rozwijania w dół prądów zimnego powietrza ku górze potęguje obecność częściowo otwartych zaworów, a także tzw. zęba, który jest szeroko stosowany w technologii wytwarzania kominków ( Ryż. 1b). Ząb uniemożliwia przepływ zimnego powietrza z komina do przestrzeni kominkowej i tym samym zapobiega dymieniu kominka.
Prądy powietrza skierowane w dół w kominie są szczególnie niebezpieczne przy mglistej pogodzie: spaliny nie są w stanie odparować najmniejszych kropel wody, ochładzają się, zmniejsza się ciąg, a nawet może przewracać się. Jednocześnie piec dużo dymi, nie wybucha.
Z tego samego powodu piece z wilgotnymi kominami silnie dymią. Zawory górne ( Ryż. 1c), regulowany w zależności od prędkości spalin w kominie. Jednak działanie takich zaworów jest niewygodne.
Ryż. 2. Zależność współczynnika nadmiaru powietrza a od czasu nagrzewania paleniska (krzywa ciągła). Krzywa przerywana to wymagane zużycie powietrza G materiałów eksploatacyjnych do całkowitego utlenienia produktów spalania drewna opałowego (w tym sadzy i substancji lotnych) w spalinach (w jednostkach względnych). Krzywa przerywano-punktowa to rzeczywiste natężenie przepływu powietrza G w rurze dostarczane przez ciąg rury (w jednostkach względnych). Współczynnik nadmiaru powietrza jest ilorazem separacji rur G przez zużycie G
Stabilny i dostatecznie silny ciąg powstaje dopiero po długotrwałym rozgrzaniu ścian komina, więc na początku przepływu zawsze jest za mało powietrza. Stosunek nadmiaru powietrza jest mniejszy niż jeden, a piec pali ( Ryż. 2). I odwrotnie: pod koniec ogrzewania komin pozostaje gorący, ciąg utrzymuje się przez długi czas, chociaż drewno opałowe już praktycznie się wypaliło (współczynnik nadmiaru powietrza jest większy niż jeden). Piece metalowe z kominami izolowanymi metalem szybciej osiągają tryb pracy ze względu na ich niską pojemność cieplną w porównaniu z kominami murowanymi.
Analiza procesów w kominie może być kontynuowana, ale już teraz jest tak jasne, że bez względu na to, jak dobry jest sam piec, wszystkie jego zalety może zniweczyć zły komin. Oczywiście najlepiej byłoby wymienić komin. nowoczesny system wymuszony odciąg spalin za pomocą wentylatora elektrycznego o zmiennym natężeniu przepływu i ze wstępną kondensacją wilgoci ze spalin. Taki system mógłby m.in. oczyszczać spaliny z sadzy, tlenku węgla i innych szkodliwych zanieczyszczeń, a także chłodzić odprowadzane spaliny i zapewniać odzysk ciepła.
Ale to wszystko w odległej przyszłości. Dla letniego mieszkańca i ogrodnika komin może czasami stać się znacznie droższy niż sam piec, zwłaszcza w przypadku ogrzewania domu wielopoziomowego. Kominy saunowe są zwykle prostsze i krótsze, ale moc grzewcza pieca może być bardzo wysoka. Takie rury z reguły są bardzo gorące na całej długości, często wylatują z nich iskry i popiół, ale utrata kondensacji i sadzy jest znikoma.
Jeśli nadal planujesz używać budynku wanny tylko jako wanny, rura może być nieizolowana. Jeśli kąpiel jest przez ciebie uważana za miejsce możliwego pobytu (czasowy pobyt, noclegi), zwłaszcza w zimie, bardziej celowe jest natychmiastowe zaizolowanie rury o wysokiej jakości „na całe życie”. Jednocześnie piece można wymieniać przynajmniej codziennie, projekt może być dobierany z większym powodzeniem i trafniej, a rura będzie taka sama.
Przynajmniej jeśli piec jest w trybie długie palenie(tlące się drewno opałowe), wtedy izolacja rur jest absolutnie konieczna, ponieważ przy niskich mocach (1 - 5 kW) nieizolowana rura metalowa stanie się całkowicie zimna, kondensat będzie spływał obficie, co przy najcięższych mrozach może nawet zamarznąć i zablokować rurę lód. Jest to szczególnie niebezpieczne w obecności siatki przeciwiskrowej i parasoli z małymi otworami. Łapacze iskier są wskazane do intensywnego ogrzewania latem i wyjątkowo niebezpieczne dla słabych trybów spalania drewna opałowego zimą. Ze względu na możliwe zapychanie rur lodem, montaż deflektorów i parasoli na kominy został zakazany w 1991 (i na kominach) piece gazowe nawet wcześniej).
Z tych samych powodów nie należy dać się ponieść wysokości rury – w przypadku nieobrotowego pieca do sauny nie ma on większego znaczenia. Jeśli zacznie palić, zawsze możesz szybko przewietrzyć pomieszczenie. Należy jednak zachować wysokość nad kalenicą dachu (co najmniej 0,5 m), aby zapobiec przewróceniu się ciągu w porywach wiatru. Na dachach płaskich rura powinna wystawać ponad pokrywę śnieżną. W każdym razie lepiej mieć rurę niższą, ale cieplejszą (niż wyższą, ale zimniejszą). Wysokie rury są zawsze zimne i niebezpieczne w użytkowaniu zimą.
Zimne kominy mają wiele wad. Jednocześnie nieizolowane, ale niezbyt długie rury w piecach metalowych szybko nagrzewają się podczas rozpalania (znacznie szybciej niż rury ceglane), pozostają gorące przy energicznym ogrzewaniu, dlatego są bardzo szeroko stosowane w kąpielach (i nie tylko w kąpiele), zwłaszcza, że są stosunkowo tanie. Rury azbestowo-cementowe nie są używane w piecach metalowych, ponieważ są ciężkie, a także zapadają się po przegrzaniu z latającymi fragmentami.
Ryż. 3. Najprostsze konstrukcje kominów metalowych: 1 - okrągły komin metalowy; 2 - łapacz iskier; 3 - nasadka chroniąca rurę przed opadami atmosferycznymi; 4 - krokwie; 5 - listwa dachowa; 6 - drewniane belki między krokwiami (lub belkami) w celu zaprojektowania otworu przeciwpożarowego (wycięcia) w dachu lub suficie (jeśli to konieczne); 7 - kalenica; osiem - miękki dach(pokrycie dachowe, hydrostekloizol, miękkie płytki, tektura falista - arkusze bitumiczne itp.); 9 - blacha do pokryć dachowych i zachodzenia na otwór (dopuszcza się użycie płaskiego arkusza aceidu - azbestowo-cementowej płyty izolacyjnej); 10 - metalowa podkładka drenażowa; 11 - azbestowe uszczelnienie szczeliny (spoiny); 12 - metalowa czapka wydry; 13 - belki stropowe (z wypełnieniem przestrzeni izolacją); 14 - poszycie sufitu; 15 - poddasze (w razie potrzeby); 16 - blacha cięta na suficie; 17 - metalowe narożniki wzmacniające; 18 - metalowa osłona wycięcia sufitu (jeśli to konieczne); 19 - niepalna izolacja żaroodporna (keramzyt, piasek, perlit, wełna mineralna); 20 - osłona ochronna (blacha na warstwie tektury azbestowej o grubości 8 mm); 21 - metalowa osłona rury.
a) rura nieizolowana;
b) osłoniętą rurę izolowaną termicznie o oporności przenikania ciepła co najmniej 0,3 m2 - st./W (co odpowiada grubości cegły 130 mm lub grubości izolacji z wełny mineralnej 20 mm).
Na Ryż. 3 pokazane są typowe schematy połączeń nieizolowanych metalowe rury... Samą rurę należy zakupić ze stali nierdzewnej o grubości co najmniej 0,7 mm. Największa średnica rury rosyjskiej wynosi 120 mm, fińskiej 115 mm.
Według GOST 9817-95 powierzchnia przekroju komina wieloobrotowego musi wynosić co najmniej 8 cm 2 na 1 kW znamionowej mocy cieplnej uwalnianej w piecu podczas spalania drewna. Mocy tej nie należy mylić z mocą cieplną pieca zużywającego ciepło uwalnianą z zewnętrznej ceglanej powierzchni pieca do pomieszczenia zgodnie z SNiP 2.04.05-91. To jedno z wielu nieporozumień naszych dokumenty normatywne... Ponieważ piece żaroodporne ogrzewane są zwykle tylko 2-3 godziny na dobę, moc w piecu jest około dziesięciokrotnie wyższa niż moc wydzielania ciepła z powierzchni pieca ceglanego.
Następnym razem porozmawiamy o funkcjach instalacji kominów.
Przy spalaniu węgla paliwowego w powietrzu, zgodnie z równaniem (21C + 2102 + 79N2 = 21C02 + 79N2), każda objętość CO2 w produktach spalania odpowiada 79: 21 = 3,76 objętości N2.
Płonący antracyt, chudy węgiel i inne rodzaje paliw o wysokiej zawartości węgla, powstają produkty spalania, które mają zbliżony skład do produktów spalania węgla. W spalaniu wodoru zgodnie z równaniem
42H2 + 2102 + 79N2 = 42H20 + 79N2
Na każdą objętość Н20 przypada 79:42 = 1,88 objętości azotu.
W produktach spalania gazów naturalnych, skroplonych i koksowniczych, paliw płynnych, drewna opałowego, torfu, węgla brunatnego, długopłomieniowego i gazowego oraz innych paliw o znacznej zawartości wodoru w masie palnej duża liczba para wodna, czasami przekraczająca objętość CO2. Obecność wilgoci na górze
|
Tabela 36 Pojemność cieplna, kcal / (m3. ° С) |
Żywy naturalnie zwiększa zawartość pary wodnej w produktach spalania.
Skład produktów całkowitego spalania głównych rodzajów paliw w stechiometrycznej objętości powietrza podano w tabeli. 34. Z danych zawartych w tej tabeli wynika, że w produktach spalania wszystkich rodzajów paliw zawartość N2 znacznie przekracza całkowitą zawartość C02-f-H20, a w produktach spalania węgla wynosi 79%.
Produkty spalania wodoru zawierają 65% N2, w produktach spalania gazów naturalnych i skroplonych, benzyny, oleju opałowego i innych rodzajów paliw węglowodorowych, jego zawartość wynosi 70-74%.
Ryż. 5. Objętościowa pojemność cieplna
Produkty spalania
4 - produkty spalania węgla
5 - produkty spalania wodoru
Średnią pojemność cieplną produktów całkowitego spalania niezawierających tlenu można obliczyć ze wzoru
C = 0,01 (Cc02C02 + Cso2S02 + C „20H20 + CN2N2) kcal/(m3-°C), (VI.1)
Gdzie Cc0g, Cso2, CHa0, CNa to objętościowe pojemności cieplne dwutlenku węgla, dwutlenku siarki, pary wodnej i azotu, a CO2, S02, H20 i N2 to zawartość odpowiednich składników w produktach spalania,% (obj.).
Zgodnie z tym wzór (VI.1) przyjmuje postać:
C = 0,01 (Cc02 /? 02 + CHj0H20-bCNi! N2) kcal / (m3 "° C). (VI.2)
Średnia objętościowa pojemność cieplna CO2, H2O i N2 w zakresie temperatur od 0 do 2500 °C podana jest w tabeli. 36. Krzywe charakteryzujące zmianę średniej objętościowej pojemności cieplnej tych gazów wraz ze wzrostem temperatury przedstawiono na rys. 5.
Od podanych w tabeli. 16 danych i krzywych przedstawionych na ryc. 5, widoczne są:
1. Wolumetryczna pojemność cieplna CO2 znacznie przewyższa pojemność cieplną H20, która z kolei przewyższa pojemność cieplną N2 w całym zakresie temperatur od 0 do 2000°C.
2. Pojemność cieplna CO2 wzrasta wraz ze wzrostem temperatury szybciej niż pojemność cieplna H20, a pojemność cieplna H20 jest szybsza niż pojemność cieplna N2. Jednak mimo to średnie ważone objętościowe pojemności cieplne produktów spalania węgla i wodoru w objętość stechiometryczna powietrze niewiele się różni.
Sytuacja ta, nieco nieoczekiwana na pierwszy rzut oka, wynika z faktu, że w produktach całkowitego spalania węgla w powietrzu na każdy metr sześcienny CO2 o największej objętościowej pojemności cieplnej przypada 3,76 m3 N2 przy minimum wolumetryczny
|
Średnie objętościowe pojemności cieplne produktów spalania węgla i wodoru w teoretycznie wymaganej ilości powietrza, kcal / (m3- ° С)
|
Na każdy metr sześcienny pary wodnej, której wolumetryczna pojemność cieplna jest mniejsza niż COg, ale większa niż N2, znajduje się połowa ilości azotu (1,88 m3) oraz w produktach spalania wodoru. ).
W efekcie średnie objętościowe pojemności cieplne produktów spalania węgla i wodoru w powietrzu są wyrównane, co wynika z danych w tabeli. 37 i porównanie krzywych 4 i 5 na ryc. 5. Różnica średnich ważonych pojemności cieplnych produktów spalania węgla i wodoru w powietrzu nie przekracza 2%. Oczywiście pojemności cieplne produktów spalania paliwa składającego się głównie z węgla i wodoru w stechiometrycznej objętości powietrza leżą w wąskim obszarze między krzywymi 4 i 5 (zacienione na ryc. 5).
Kompletne produkty spalania różnych typów; Paliwa w powietrzu stechiometrycznym w zakresie temperatur od 0 do 2100 ° С mają następującą pojemność cieplną, kcal / (m3> ° С):
Wahania pojemności cieplnej produktów spalania różne rodzaje paliwa są stosunkowo małe. Posiadać paliwo stałe o dużej wilgotności (drewno opałowe, torf, węgiel brunatny itp.) pojemność cieplna produktów spalania w tym samym zakresie temperatur jest wyższa niż paliw o niskiej wilgotności (antracyt, węgiel, olej opałowy, gaz ziemny, itp.) ... Wynika to z faktu, że podczas spalania paliwa o dużej zawartości wilgoci w produktach spalania wzrasta zawartość pary wodnej, która ma większą pojemność cieplną w porównaniu z gazem dwuatomowym – azotem.
Tabela 38 przedstawia średnie objętościowe pojemności cieplne produktów całkowitego spalania, nierozcieńczonych powietrzem, dla różnych zakresów temperatur.
Tabela 38
|
Średnie pojemności cieplne produktów spalania paliwa i powietrza nierozcieńczone powietrzem w zakresie temperatur od 0 do t ° С
|
Wzrost zawartości wilgoci w paliwie zwiększa pojemność cieplną produktów spalania ze względu na wzrost zawartości w nich pary wodnej w tym samym zakresie temperatur w porównaniu z pojemnością cieplną produktów spalania paliwa o mniejszej wilgotności zawartość, a jednocześnie obniża temperaturę spalania paliwa w wyniku wzrostu objętości produktów spalania z powodu pary wodnej.
Wraz ze wzrostem zawartości wilgoci w paliwie wzrasta objętościowa pojemność cieplna produktów spalania w danym zakresie temperatur i jednocześnie zakres temperatur maleje od 0 do £max na skutek spadku wartości<тах. ПОСКОЛЬКУ ТЄПЛОЄМКОСТЬ ГЭЗОВ уМвНЬ — шается с понижением температуры, теплоемкость продуктов сгорания топлива с различной влажностью в интервале температур от нуля до <тах для данного топлива претерпевает незначительные колебания (табл. 39). В соответствии с этим можно принять теплоемкость продуктов сгорания всех видов твердого топлива от 0 до tmax равной 0,405, жидкого топлива 0,401, природного, доменного и генераторного газов 0,400 ккал/(м3-°С).
Pozwala to na znaczne uproszczenie wyznaczania kalorymetrycznej i obliczonej temperatury spalania (zgodnie z metodą opisaną w rozdziale VII). Dopuszczalny błąd w tym przypadku zwykle nie przekracza 1%, czyli 20 °.
Z rozpatrzenia krzywych 4 i 5 na ryc. 5 widać, że stosunki pojemności cieplnych produktów całkowitego spalania węgla w stechiometrycznej objętości powietrza w zakresie temperatur od 0 do t ° С, na przykład od 0 do
|
Pojemność cieplna produktów spalania od 0 do tmL różnych rodzajów paliw stałych o wilgotności od 0 do 40%, w stechiometrycznej objętości powietrza
|
200 i od 0 do 2100 ° C są praktycznie równe stosunkowi pojemności cieplnych produktów spalania wodoru w tych samych zakresach temperatur. Podany stosunek pojemności cieplnych C' pozostaje praktycznie stały dla produktów całkowitego spalania różnych rodzajów paliwa w stechiometrycznej objętości powietrza.
Tabela 40 przedstawia stosunki pojemności cieplnej produktów całkowitego spalania paliwa o niskiej zawartości balastu, zamieniającego się w gazowe produkty spalania (antracyt, koks, węgiel, paliwo płynne, naturalne, ropa naftowa, gazy koksownicze itp.) w zakres temperatur od 0 do t °C oraz w zakresie temperatur od 0 do 2100 °C. Ponieważ moc cieplna tych paliw jest bliska 2100 ° C, wskazany stosunek pojemności cieplnych C 'jest równy stosunkowi pojemności cieplnych w zakresie temperatur od 0 do t i od 0 do tm & x-
Tabela 40 pokazuje również wartości wartości C’ wyliczone dla produktów spalania paliwa o dużej zawartości balastu, który podczas spalania przechodzi w gazowe produkty spalania, czyli wilgoć w paliwie stałym, azot i dwutlenek węgla w stanie gazowym. Moc grzewcza wskazanych rodzajów paliw (drewno, torf, węgiel brunatny, mieszanka generatorowa, powietrze i gazy wielkopiecowe) wynosi 1600-1700 °C.
Tabela 40
|
Stosunek pojemności cieplnej produktów spalania C' i powietrza K w zakresie temperatur od 0 do t ° C do pojemności cieplnej produktów spalania od 0 do (uax
|
Jak widać ze stołu. 40, wartości C' i K niewiele różnią się nawet dla produktów spalania paliwa o różnej zawartości balastu i mocy cieplnej.
Państwowa instytucja edukacyjna wyższej edukacji zawodowej
Państwowy Uniwersytet Techniczny w Samarze
Katedra Technologii Chemicznej i Ekologii Przemysłowej
KURS PRACA
w dyscyplinie „Termodynamika techniczna i ciepłownictwo”
Temat: Obliczenia jednostki do wykorzystania ciepła spalin z pieca technologicznego
Wypełnił: studentka Ryabinina E.A.
ZF kurs III grupa 19
Sprawdzone przez: Konsultant Churkina A.Yu.
Samara 2010
Wstęp
Większość zakładów chemicznych wytwarza odpady termiczne o wysokiej i niskiej temperaturze, które mogą być wykorzystane jako wtórne źródło energii (RER). Należą do nich spaliny z różnych kotłów i pieców procesowych, strumienie chłodzone, woda chłodząca i para odpadowa.
Termiczny VER w dużym stopniu pokrywa zapotrzebowanie na ciepło poszczególnych gałęzi przemysłu. Np. w przemyśle azotowym ponad 26% zapotrzebowania na ciepło zaspokajane jest dzięki WER, w przemyśle sodowym – ponad 11%.
Ilość wykorzystywanych OZE zależy od trzech czynników: temperatury OZE, ich mocy cieplnej oraz ciągłości mocy wyjściowej.
Obecnie najbardziej rozpowszechnione jest wykorzystanie ciepła odpadowych gazów przemysłowych, które mają potencjał wysokotemperaturowy dla prawie wszystkich procesów pożarowo-technicznych i mogą być wykorzystywane w sposób ciągły w większości gałęzi przemysłu. Ciepło spalinowe jest głównym składnikiem bilansu energetycznego. Wykorzystywany jest głównie do celów technologicznych, aw niektórych przypadkach także energetycznych (w kotłach odzysknicowych).
Jednak powszechne stosowanie wysokotemperaturowych OZE cieplnych wiąże się z rozwojem metod utylizacji, w tym ciepła rozżarzonych żużli, produktów itp., nowych metod wykorzystania ciepła spalinowego, a także doskonaleniem konstrukcji istniejących urządzeń utylizacyjnych .
1. Opis schematu technologicznego
W piecach rurowych nieposiadających komory konwekcyjnej lub w piecach konwekcyjno-promiennych, ale przy stosunkowo wysokiej początkowej temperaturze ogrzewanego produktu, temperatura spalin może być stosunkowo wysoka, co prowadzi do zwiększonych strat ciepła, spadek sprawności pieca i większe zużycie paliwa. Dlatego konieczne jest wykorzystanie ciepła gazów odlotowych. Można to osiągnąć albo stosując nagrzewnicę powietrza, która ogrzewa powietrze dostarczane do paleniska w celu spalania paliwa, albo instalując kotły odzysknicowe, które pozwalają na uzyskanie potrzebnej dla potrzeb technologicznych pary wodnej.
Do wykonania ogrzewania powietrznego potrzebne są jednak dodatkowe koszty budowy nagrzewnicy powietrza, dmuchawy, a także dodatkowy pobór mocy pobieranej przez silnik dmuchawy.
Dla zapewnienia normalnej pracy nagrzewnicy ważne jest zapobieganie możliwości korozji jej powierzchni po stronie przepływu spalin. Zjawisko to jest możliwe, gdy temperatura powierzchni wymiany ciepła jest niższa od temperatury punktu rosy; jednocześnie część spalin, bezpośrednio stykająca się z powierzchnią nagrzewnicy powietrza, ulega znacznemu schłodzeniu, zawarta w nich para wodna ulega częściowej kondensacji i pochłaniając z gazów dwutlenek siarki, tworzy agresywny słaby kwas.
Punkt rosy odpowiada temperaturze, w której ciśnienie nasyconej pary wodnej jest równe ciśnieniu cząstkowemu pary wodnej zawartej w spalinach.
Jedną z najbardziej niezawodnych metod ochrony przed korozją jest wstępne podgrzanie powietrza (na przykład w nagrzewnicach wodnych lub parowych) do temperatury powyżej punktu rosy. Taka korozja może również wystąpić na powierzchni rur konwekcyjnych, jeśli temperatura surowca wchodzącego do pieca jest poniżej punktu rosy.
Źródłem ciepła do podwyższania temperatury pary nasyconej jest reakcja utleniania (spalania) paliwa pierwotnego. Powstające podczas spalania spaliny oddają ciepło w komorach radiacyjnych, a następnie konwekcyjnych do strumienia zasilającego (pary wodnej). Para przegrzana dostaje się do konsumenta, a produkty spalania opuszczają piec i trafiają do kotła odzysknicowego. Na wylocie WHB nasycona para wodna jest zawracana do pieca parowego przegrzewającego, a spaliny chłodzone wodą zasilającą trafiają do nagrzewnicy powietrza. Z nagrzewnicy spaliny trafiają do KTAN, gdzie woda przepływająca przez wężownicę jest podgrzewana i trafia bezpośrednio do odbiorcy, a spaliny do atmosfery.
2. Obliczenie pieca
2.1 Obliczanie procesu spalania
Określ wartość opałową paliwa Q r n... Jeżeli paliwem jest pojedynczy węglowodór, to wartość opałowa jego Q r n równe standardowemu ciepłu spalania minus ciepło parowania wody w produktach spalania. Można ją również obliczyć na podstawie standardowych efektów cieplnych powstawania produktów początkowych i końcowych w oparciu o prawo Hessa.
Dla paliwa składającego się z mieszaniny węglowodorów określa się ciepło spalania, ale reguła addytywności:
gdzie Q pi n- ciepło spalania i-go składnik paliwa;
ja ja- koncentracja i-przejść składnik paliwowy we frakcjach jednostkowych, a następnie:
Q r n cm = 35,84 ∙ 0,987 + 63,80 ∙ 0,0033+ 91,32 ∙ 0,0012+ 118,73 ∙ 0,0004 + 146,10 ∙ 0,0001 = 35,75 MJ/m 3.
Masa molowa paliwa:
Mm = Σ M i ∙ ja ja ,
gdzie M i- masa cząsteczkowa i-go składnik paliwowy, stąd:
Mm = 16,042 ∙ 0,987 + 30,07 ∙ 0,0033 + 44,094 ∙ 0,0012 + 58,120 ∙ 0,0004 + 72,15 ∙ 0,0001 + 44,010 ∙ 0,001 + 28,01 ∙ 0,007 = 16,25 kg/mol.
kg/m3,
następnie Q r n cm, wyrażony w MJ / kg, jest równy:
MJ/kg.
Wyniki obliczeń zestawiono w tabeli. jeden:
Skład paliwa Tabela 1
Określmy skład pierwiastkowy paliwa,% (masa):
,
gdzie n ja C , n ja H , n ja N , n ja O- liczba atomów węgla, wodoru, azotu i tlenu w cząsteczkach poszczególnych składników, z których składa się paliwo;
Zawartość każdego składnika paliwa, wag. %;
x ja- zawartość każdego składnika paliwa, mówią. %;
M i- masa molowa poszczególnych składników paliwa;
Mm to masa molowa paliwa.
Sprawdzanie składu :
C + H + O + N = 74,0 + 24,6 + 0,2 + 1,2 = 100% (masa).
Określmy teoretyczną ilość powietrza potrzebną do spalenia 1 kg paliwa, wyznacza się ją ze stechiometrycznego równania reakcji spalania i zawartości tlenu w powietrzu atmosferycznym. Jeżeli znany jest skład pierwiastkowy paliwa, teoretyczna ilość powietrza L 0, kg / kg, oblicza się według wzoru:
W praktyce, aby zapewnić całkowite spalanie paliwa, do paleniska wprowadzana jest nadmierna ilość powietrza, rzeczywista prędkość przepływu powietrza wynosi α = 1,25:
L = αL 0 ,
gdzie L- rzeczywiste zużycie powietrza;
α - współczynnik nadmiaru powietrza,
L = 1,25 ∙ 17,0 = 21,25 kg / kg.
Określona objętość powietrza (b.d.) do spalenia 1 kg paliwa:
gdzie ρ in= 1,293 - gęstość powietrza w normalnych warunkach,
m3 / kg.
Znajdźmy ilość produktów spalania powstających podczas spalania 1 kg paliwa:
jeżeli znany jest skład pierwiastkowy paliwa, to skład masowy spalin na 1 kg paliwa przy jego całkowitym spaleniu można wyznaczyć na podstawie równań:
gdzie m CO2 , m H2O , m N2 , m O2 to masa odpowiednich gazów, kg.
Całkowita ilość produktów spalania:
m s. z = m CO2 + m H2O + m N2 + m O2,
m s. z= 2,71 + 2,21 + 16,33 + 1,00 = 22,25 kg / kg.
Sprawdzamy wynikową wartość:
gdzie W f- jednostkowe zużycie pary dyszy podczas spalania paliwa płynnego, kg/kg (dla paliwa gazowego) W f = 0),
Ponieważ paliwem jest gaz, zaniedbujemy zawartość wilgoci w powietrzu i ilość pary wodnej.
Znajdźmy objętość produktów spalania w normalnych warunkach, powstających podczas spalania 1 kg paliwa:
gdzie ja- masa odpowiedniego gazu powstałego podczas spalania 1 kg paliwa;
ρ i- gęstość tego gazu w normalnych warunkach, kg / m3;
M i- masa molowa danego gazu, kg / kmol;
22,4 - objętość molowa, m 3 / kmol,
m3 / kg; 
m3 / kg;
m3 / kg; 
m3 / kg.
Całkowita objętość produktów spalania (n.d.) przy rzeczywistym zużyciu powietrza:
V = V CO2 + V H2O + V N2 + V O2 ,
V = 1,38 + 2,75+ 13,06 + 0,70 = 17,89 m3 / kg.
Gęstość produktów spalania (n.d.):
kg / m3.
Obliczmy pojemność cieplną i entalpię produktów spalania 1 kg paliwa w zakresie temperatur od 100°C (373 K) do 1500°C (1773 K), korzystając z danych w tabeli. 2.
Średnie ciepło właściwe gazów o p, kJ / (kg ∙ K) Tabela 2
| T, ° С |
|||||
Entalpia spalin powstających podczas spalania 1 kg paliwa:
gdzie z CO2 , z H2O , z N2 , z O2- średnie jednostkowe pojemności cieplne przy stałym ciśnieniu odpowiadające trawnikowi w temperaturze T, kJ / (kg K);
z T- średnia pojemność cieplna spalin powstających podczas spalania 1 kg paliwa w temperaturze T, kJ / (kg K);
w 100 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 200 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 300 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 400 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 500 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 600 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 700 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 800 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 1000 ° C: kJ / (kg ∙ K);
w 1500 ° C: kJ / (kg ∙ K);
Wyniki obliczeń zestawiono w tabeli. 3.
Entalpia produktów spalania Tabela 3
Według tabeli. 3 zbuduj wykres zależności H t = F ( T ) (rys. 1) Zobacz załącznik .
2.2 Obliczanie bilansu cieplnego pieca, sprawności pieca i zużycia paliwa
Przepływ ciepła odbieranego przez parę w piecu (obciążenie cieplne użytkowe):
gdzie g- ilość przegrzanej pary wodnej na jednostkę czasu, kg / s;
H vp1 oraz H vp2
Temperaturę gazów spalinowych przyjmujemy na 320 ° C (593 K). Straty ciepła przez promieniowanie do otoczenia wyniosą 10%, z czego 9% tracone jest w komorze radiacyjnej, a 1% w komorze konwekcyjnej. Sprawność pieca wynosi ηt = 0,95.
Zaniedbujemy utratę ciepła z dopalania chemicznego, a także ilość ciepła dopływającego paliwa i powietrza.
Określ sprawność pieca:
gdzie Uh- entalpia produktów spalania w temperaturze spalin opuszczających palenisko, yh; temperaturę gazów spalinowych przyjmuje się zwykle o 100 - 150 ° C wyższą niż początkowa temperatura surowca na wejściu do pieca; q pot- straty ciepła przez promieniowanie do środowiska,% lub ułamek Q piętro ;
Zużycie paliwa, kg / s:
kg / s.
2.3 Obliczanie komory promieniowania i komory konwekcyjnej
Temperaturę spalin ustawiamy na przejściu: T P= 750 - 850 ° С, akceptujemy
T P= 800 ° C (1073 K). Entalpia produktów spalania w temperaturze na przejściu
h P= 21171,8 kJ / kg.
Strumień ciepła odbierany przez parę wodną w rurach promieniujących:
gdzie n n jest entalpią produktów spalania w temperaturze spalin w przejściu, kJ / kg;
η t jest sprawnością pieca; zaleca się przyjmowanie równego 0,95 - 0,98;
Przepływ ciepła odbierany przez parę wodną w rurach konwekcyjnych:
Entalpia pary wodnej na wejściu do sekcji promieniującej będzie wynosić:
kJ/kg.
Bierzemy wartość straty ciśnienia w komorze konwekcyjnej ∆ P Do= 0,1 MPa, to:
P Do = P - P Do ,
P Do= 1,2 - 0,1 = 1,1 MPa.
Temperatura na wejściu pary wodnej do sekcji promieniującej T Do= 294 ° С, to średnia temperatura zewnętrznej powierzchni rur promieniujących będzie wynosić:
gdzie t- różnicy między temperaturą zewnętrznej powierzchni rur promieniujących a temperaturą pary wodnej (surowca) nagrzanej w rurach; t= 20 - 60 ° C;
DO.
Maksymalna projektowa temperatura spalania:
gdzie do- obniżona temperatura początkowej mieszanki paliwa i powietrza; wzięta jako równa temperaturze powietrza dostarczanego do spalania;
DZIĘKI.- ciepło właściwe produktów spalania w temperaturze T P;
°C
Na t max = 1772,8 ° C i T n = 800 ° C gęstość cieplna absolutnie czarnej powierzchni q s dla różnych temperatur powierzchni zewnętrznej rur promieniujących przyjmuje następujące wartości:
, ° C 200 400 600
q s, W/m2 1,50 ∙ 10 5 1,30 ∙ 10 5 0,70 ∙ 10 5
Budujemy wykres pomocniczy (ryc. 2) Zobacz załącznik, zgodnie z którym znajdujemy gęstość ciepła przy Θ = 527 ° C: q s= 0,95 ∙ 10 5 W / m2.
Obliczamy całkowity przepływ ciepła wprowadzonego do pieca:
Wartość wstępna dla powierzchni równoważnej absolutnie czarnej powierzchni:
m 2.
Przyjmujemy stopień ekranowania muru Ψ = 0,45 i dla α = 1,25 stwierdzamy, że
H s /h ja = 0,73.
Równoważna płaska powierzchnia:
m 2.
Akceptujemy układanie rur w jednym rzędzie i odstęp między nimi:
S = 2D n= 2 ∙ 0,152 = 0,304 m. Dla tych wartości współczynnik kształtu DO = 0,87.
Wielkość ekranowanej powierzchni muru:
m 2.
Powierzchnia grzewcza rur promieniujących:
m 2.
Wybieramy piekarnik BB2, jego parametry:
powierzchnia komory radiacyjnej, m 2 180
powierzchnia komory konwekcyjnej, m 2 180
długość robocza pieca, m 9
szerokość komory radiacyjnej, m 1,2
wykonanie b
bezpłomieniowa metoda spalania paliwa
średnica rurki komory radiacyjnej, mm 152 × 6
średnica rur komory konwekcyjnej, mm 114 × 6
Liczba lamp w komorze radiacyjnej:
gdzie D n - średnica zewnętrzna rur w komorze radiacyjnej, m;
ja podłoga - użyteczna długość rur promieniujących mytych strumieniem spalin, m,
ja piętro = 9 - 0,42 = 8,2 m,
.
Gęstość cieplna powierzchni rur promieniujących:
Szer./m2.
Określ liczbę rur komory konwekcyjnej:
Układamy je w szachownicę po 3 w jednym poziomym rzędzie. Rozstaw rur S = 1,7 D n = 0,19 m.
Średnia różnica temperatur jest określona wzorem:
°C
Współczynnik przenikania ciepła w komorze konwekcyjnej:
W / (m2 K).
Gęstość cieplną powierzchni rur konwekcyjnych określa wzór:
Szer./m2.
2.4 Obliczenia hydrauliczne wężownicy pieca
Obliczenia hydrauliczne wężownicy pieca mają na celu określenie strat ciśnienia pary wodnej w rurach promieniujących i konwekcyjnych.
gdzie g
ρ do wiceprezesa - gęstość pary wodnej przy średniej temperaturze i ciśnieniu w komorze konwekcyjnej, kg/m3;
Dк - wewnętrzna średnica rur konwekcyjnych, m;
z k liczba przepływów w komorze konwekcyjnej,
SM.
ν k = 3,311 ∙ 10 -6 m 2 / s.
Wartość kryterium Reynoldsa:
m.
Strata ciśnienia tarcia:
Pa = 14,4 kPa.
Pa = 20,2 kPa.
gdzie do
- Liczba tur.
Całkowita strata ciśnienia:
2.5 Obliczanie strat ciśnienia pary wodnej w komorze radiacyjnej
Średnia prędkość pary wodnej:
gdzie g- zużycie pary przegrzanej w piecu, kg/s;
ρ r vp - gęstość pary wodnej przy średniej temperaturze i ciśnieniu w komorze konwekcyjnej, kg/m3;
D p jest wewnętrzną średnicą rur konwekcyjnych, m;
z p to liczba strumieni w komorze wentylacyjnej,
SM.
Lepkość kinematyczna pary wodnej w średniej temperaturze i ciśnieniu w komorze konwekcyjnej ν p = 8,59 ∙ 10 -6 m 2 / s.
Wartość kryterium Reynoldsa:
Całkowita długość rury w odcinku prostym:
m.
Współczynnik tarcia hydraulicznego:
Strata ciśnienia tarcia:
Pa = 15,1 kPa.
Straty ciśnienia w celu pokonania lokalnego oporu:
Pa = 11,3 kPa,
gdzie p= 0,35 - współczynnik oporu przy skręcaniu o 180 ºС,
- Liczba tur.
Całkowita strata ciśnienia:
Obliczenia wykazały, że wybrany piec zapewni proces przegrzania pary wodnej w danym trybie.
3. Obliczanie kotła odzysknicowego
Znajdźmy średnią temperaturę spalin:
gdzie T 1 - temperatura spalin na wlocie,
T 2 - temperatura spalin na wylocie, ° С;
° C (538 K).
Przepływ masowy spalin:
gdzie B to zużycie paliwa, kg / s;
Dla gazów spalinowych entalpię właściwą określa się na podstawie danych w tabeli. 3 i ryc. 1 według wzoru:
Entalpie chłodziw Tabela 4
Przepływ ciepła oddawany przez spaliny:
gdzie n 1 i h 2 - entalpia spalin odpowiednio w temperaturach wlotu i wylotu komory spalania, powstających podczas spalania 1 kg paliwa, kJ / kg;
B - zużycie paliwa, kg / s;
h 1 i h 2 - entalpie właściwe spalin, kJ/kg,
Przepływ ciepła odbierany przez wodę, W:
gdzie η ku współczynnik wykorzystania ciepła w KU; η ky = 0,97;
g n - wydajność pary, kg / s;
h do VP - entalpia pary wodnej nasyconej w temperaturze wylotowej, kJ/kg;
h n in - woda zasilająca entalygaya, kJ/kg,
Ilość pary wodnej otrzymanej w ALK określa wzór:
kg / s.
Przepływ ciepła odbierany przez wodę w strefie grzewczej:
gdzie h do w - entalpia właściwa wody w temperaturze parowania, kJ / kg;
Przepływ ciepła oddawany przez spaliny do wody w strefie grzewczej (ciepło użytkowe):
gdzie h x - entalpia właściwa spalin w temperaturze T x, stąd:
kJ/kg.
Entalpia spalania na 1 kg paliwa:
Figa. 1 temperatura spalin odpowiadająca wartości h x = 5700,45 kJ/kg:
T x = 270 ° C.
Średnia różnica temperatur w strefie grzewczej:
°C
270 spaliny 210 Uwzględniając wskaźnik przeciwprądu:
gdzie DO f - współczynnik przenikania ciepła;
m 2.
Średnia różnica temperatur w strefie parowania:
°C
320 spaliny 270 Uwzględniając wskaźnik przeciwprądu:
187 para wodna 187
Powierzchnia wymiany ciepła w strefie grzewczej:
gdzie DO f - współczynnik transmisji m6;
m 2.
Całkowita powierzchnia wymiany ciepła:
F = F n + F ty,
F= 22,6 + 80 = 102,6 m 2.
Zgodnie z GOST 14248-79 wybieramy standardowy parownik z komorą parową o następujących cechach:
średnica obudowy, mm 1600
liczba wiązek rur 1
ilość rur w jednej wiązce 362
powierzchnia wymiany ciepła, m 2 170
powierzchnia przekroju jednego uderzenia
przez rury, m 2 0,055
4. Bilans cieplny nagrzewnicy powietrza
Powietrze atmosferyczne o temperaturze t ° w-x wchodzi do aparatu, gdzie nagrzewa się do temperatury t x w-x z powodu ciepła gazów spalinowych.
Zużycie powietrza, kg / s, określa się na podstawie wymaganej ilości paliwa:
gdzie V- zużycie paliwa, kg / s;
L- rzeczywiste zużycie powietrza do spalania 1 kg paliwa, kg/kg,
Spaliny, oddając ciepło, są schładzane z t dgZ = t dg2 zanim t dg4 .
=
gdzie H 3 oraz H 4- entalpia spalin w temperaturach t dg3 oraz t dg4 odpowiednio kJ/kg,
Strumień ciepła odbierany przez powietrze, W:
gdzie z in-x- średnia właściwa pojemność cieplna powietrza, kJ / (kg K);
0,97 - sprawność nagrzewnicy powietrza,
Końcowa temperatura powietrza ( t x w-x) wyznacza się z równania bilansu cieplnego:
DO.
5. Bilans cieplny KTAN
Za nagrzewnicą spaliny trafiają do aparatu kontaktowego z aktywną dyszą (KTAN), gdzie ich temperatura spada od t dg5 = t dg4 do temperatury t dg6= 60 ° C.
Odprowadzanie ciepła spalin odbywa się za pomocą dwóch oddzielnych strumieni wody. Jeden strumień wchodzi w bezpośredni kontakt ze spalinami, a drugi wymienia z nimi ciepło przez ściankę wężownicy.
Strumień ciepła wydzielany przez spaliny, W:
gdzie H 5 oraz H 6- entalpia spalin w temperaturze t dg5 oraz t dg6 odpowiednio kJ/kg,
Ilość wody chłodzącej (całkowita), kg / s, określa się z równania bilansu cieplnego:
gdzie η to sprawność KTAN, η = 0,9,
kg / s.
Strumień ciepła odbierany przez wodę chłodzącą, W:
gdzie G woda- zużycie wody chłodzącej, kg/s:
z wodą- ciepło właściwe wody, 4,19 kJ / (kg K);
t n woda oraz t do wody- temperatura wody odpowiednio na wlocie i wylocie KTAN,
6. Obliczanie sprawności jednostki odzysku ciepła
Przy określaniu wartości sprawności syntetyzowanego układu ( η tu) stosowane jest podejście tradycyjne.
Obliczenie sprawności centrali odzysku ciepła odbywa się według wzoru:
7. Ocena egzergetyczna układu „piec – kocioł odzysknicowy”
Egzergetyczna metoda analizy układów energetyczno-technologicznych pozwala na najbardziej obiektywną i jakościową ocenę strat energii, które w żaden sposób nie ujawniają się podczas konwencjonalnej oceny z wykorzystaniem pierwszej zasady termodynamiki. W tym przypadku jako kryterium oceny stosuje się sprawność egzergii, którą definiuje się jako stosunek egzergii przydzielonej do egzergii dostarczonej do systemu:
gdzie E sub- egzergia paliwowa, MJ/kg;
E dziura- egzergia odbierana przez przepływ pary wodnej w palenisku i kotle odzysknicowym.
W przypadku paliwa gazowego dostarczona egzergia jest sumą egzergii paliwa ( E pod1) i egzergii powietrza ( E sub2):
gdzie N n oraz Ale- entalpia powietrza odpowiednio w temperaturze wejścia do pieca i temperaturze otoczenia, kJ/kg;
To- 298 K (25°C);
S- zmiana entropii powietrza, kJ / (kg K).
W większości przypadków można pominąć wielkość egzergii powietrza, czyli:
Egzergia przydzielona dla rozważanego systemu składa się z egzergii odbieranej przez parę wodną w piecu ( E otv1) i egzergii odbieranej przez parę wodną w ALK ( E otv2).
Dla strumienia pary rozgrzanej w piekarniku:
gdzie g- zużycie pary w piecu, kg / s;
N VP1 oraz H vp2- entalpia pary wodnej odpowiednio na wejściu i wyjściu z pieca, kJ/kg;
ΔS vp- zmiana entropii pary wodnej, kJ / (kg K).
Dla przepływu pary wodnej otrzymanej w ALK:
gdzie Gn- zużycie pary w kotle, kg / s;
h do vp- entalpia pary wodnej nasyconej na wylocie WHB, kJ/kg;
h n in to entalpia wody zasilającej na wlocie do CH, kJ/kg.
E dziura = E otwór 1 + E otwór 2 ,
E dziura= 1965,8 + 296,3 = 2262,1 J / kg.
Wniosek
Po obliczeniu proponowanej instalacji (wykorzystania ciepła spalin z pieca technologicznego) można stwierdzić, że dla danego składu paliwa, wydajności pieca dla pary, innych wskaźników - wartość sprawności syntetyzowanego układu jest wysoka , a więc - instalacja sprawna; Pokazała to również ocena egzergii układu „piec – kocioł odzysknicowy”, jednak pod względem kosztów energii instalacja pozostawia wiele do życzenia i wymaga poprawy.
Lista wykorzystanej literatury
1. Kharaz D .ORAZ... Sposoby wykorzystania wtórnych surowców energetycznych w przemyśle chemicznym / D. I. Kharaz, B. I. Psakhis. - M .: Chemia, 1984 .-- 224 s.
2. Skoblo A . ORAZ... Procesy i aparaty przemysłu rafineryjnego i petrochemicznego / A. I. Skoblo, I. A. Tregubova, Yu. K., Molokanov. - wyd. 2, ks. i dodaj. - M .: Chemia, 1982 .-- 584 s.
3. Pawłow K .F... Przykłady i zadania dotyczące przebiegu procesów i urządzeń technologii chemicznej: Podręcznik. Podręcznik dla uniwersytetów / K. F. Pavlov, P. G. Romankov, A. A. Noskov; Wyd. PG Romankova. - wyd. 10, ks. i dodaj. - L .: Chemia, 1987 .-- 576 s.
załącznik
