Расчет теплоутилизационной установки вторичных энергоресурсов
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. Тепловой баланс котла-утилизатора (анализ процесса парообразования)
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.
6. Тепловой баланс воздухоподогревателя.
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:
,
,
.
7. Тепловой баланс скруббера (КТАНа).
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:
,
,
.
8. Расчет энергетического КПД тепло-утилизационной установки
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.
9. Расчет эксергетического КПД системы «печь – котел-утилизатор».
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,
