Физические свойства дымовых газов таблица. Теплофизические свойства дымовых газов. Плотность дымовых газов рассчитывают по формуле

Теплофизические свойства газообразных продуктов горения, необходимые для расчетов зависимости различных параметров от температуры данной газовой среды, могут быть установлены на основе приведенных в таблице значений. В частности, указанные зависимости для теплоемкости получены в виде:

C psm = а -1/ d ,

где a = 1,3615803; b = 7,0065648; c = 0,0053034712; d = 20,761095;

C psm = a + bT sm + cT 2 sm ,

где a = 0,94426057; b = 0,00035133267; c = -0,0000000539.

Первая зависимость является предпочтительной по точности аппроксимации, вторая зависимость может быть принята для проведения расчетов меньшей точности.

Физические параметры дымовых газов
(при Р = 0,0981 МПа; р СО2 = 0,13; p H2О = 0,11; р N2 = 0,76 )

t , °С	γ, Н · м -3	с р , Вт(м 2 · °С) -1	λ · 10 2 , Вт(м · К) -1	а · 10 6 , м 2 · с -1	μ · 10 6 , Па · с	v · 10 6 , м 2 · с -1	Pr
	12,704	1,04	2,28	16,89	15,78	12,20	0,72
	9,320	1,07	3,13	30,83	20,39	21,54	0,69
	7,338	1,10	4,01	48,89	24,50	32,80	0,67
	6,053	1,12	4,84	69,89	28,23	45,81	0,65
	5,150	1,15	5,70	94,28	31,69	60,38	0,64
	4,483	1,18	6,56	121,14	34,85	76,30	0,63
	3,973	1,21	7,42	150,89	37,87	93,61	0,62
	3,561	1,24	8,27	183,81	40,69	112,10	0,61
	3,237	1,26	9,15	219,69	43,38	131,80	0,60
	2,953	1,29	10,01	257,97	45,91	152,50	0,59
	2,698	1,31	10,90	303,36	48,36	174,30	0,58
	2,521	1,32	11,75	345,47	40,90	197,10	0,57
	2,354	1,34	12,62	392,42	52,99	221,00	0,56

ПРИЛОЖЕНИЕ 3

(справочное )

Воздухо- и дымопроницаемость воздуховодов и клапанов

1. Для определения утечек или подсосов воздуха применительно к вентиляционным каналам противодымных систем могут быть использованы следующие формулы, полученные аппроксимацией табличных данных :

для воздуховодов класса Н (в диапазоне давлений 0,2 - 1,4 кПа): ΔL = а (Р - b ) с , где ΔL - подсосы (утечки) воздуха, м 3 /м 2 · ч; Р - давление, кПа; а = 10,752331; b = 0,0069397038; с = 0,66419906;

для воздуховодов класса П (в диапазоне давлений 0,2 - 5,0 кПа): где а = 0,00913545; b = -3,1647682 · 10 8 ; с = -1,2724412 · 10 9 ; d = 0,68424233.

2. Для противопожарных нормально закрытых клапанов числовые значения удельной характеристики сопротивления дымогазопроницанию в зависимости от температуры газа соответствуют данным, полученным при стендовых огневых испытаниях различных изделий на экспериментальной базе ВНИИПО:

1. Общие положения. 2 2. Исходные данные. 3 3. Вытяжная противодымная вентиляция. 4 3.1. Удаление продуктов горения непосредственно из горящего помещения. 4 3.2. Удаление продуктов горения из смежных с горящим помещений. 7 4. Приточная противодымная вентиляция. 9 4.1. Подача воздуха в лестничные клетки. 9 4.2. Подача воздуха в лифтовые шахты.. 14 4.3. Подача воздуха в тамбур-шлюзы.. 16 4.4. Компенсирующая подача воздуха. 17 5. Технические характеристики оборудования. 17 5.1. Оборудование систем вытяжной противодымной вентиляции. 17 5.2. Оборудование систем приточной противодымной вентиляции. 21 6. Режимы управления при пожаре. 21 Список литературы.. 22 Приложение 1. Определение основных параметров пожарной нагрузки помещений. 22 Приложение 2. Теплофизические свойства дымовых газов. 24 Приложение 3. Воздухо- и дымопроницаемость воздуховодов и клапанов. 25

Теплота сгорания. Низшая теплота сго­рания сухого газообразного топлива Qf ко­леблется в широких пределах от 4 до 47 МДж/м3 и зависит от его состава - соот­ношения и качества горючих и негорючих

Компонентов. Наименьшее значение Qf у доменного газа, средний состав которого примерно на 30 % состоит из горючих газов (в основном оксида углерода СО) и примерно на 60 % из негорючего азота N2. Наибольшее

Значение Qf у попутных газов, состав кото­рых отличается повышенным содержанием тяжелых углеводородов. Теплота сгорания природных газов колеблется в узком диапазо­не Qf = 35,5…37,5 МДж/м3.

Низшая теплота сгорания отдельных га­зов, входящих в состав газообразных топлив, приведена в табл. 3.2. О методах определения теплоты сгорания газообразного топлива см. раздел 3.

Плотность. Различают абсолютную и от­носительную плотность газов.

Абсолютная плотность газа рг, кг/м3, - это масса газа, приходящаяся на 1 м3 зани­маемого этим газом объема. При подсчете плотности отдельного газа объем его киломо — ля принимают равным 22,41 м3 (как для иде­ального газа).

Относительная плотность газа Ротн пред­ставляет собой отношение абсолютной плот­ности газа при нормальных условиях и анало­гичной плотности воздуха:

Ротн = Рг / Рв = Рг / 1,293, (6.1)

Где рг, рЕ - соответственно абсолютная плот­ность газа и воздуха при нормальных услови­ях, кг/м3. Относительную плотность газов обычно используют для сопоставления раз­личных газов между собой.

Значения абсолютной и относительной плотности простых газов приведены в табл. 6.1.

Плотность газовой смеси pjM, кг/м3, опре­деляется на основе правила аддитивности, согласно которому свойства газов суммиру­ются соответственно их объемной доле в сме­си:

Где Xj - объемное содержание 7-го газа в топливе, %; (рг) ; - плотность j-го газа, вхо­дящего в состав топлива, кг/м3; п- число отдельных газов в топливе.

Значения плотности газообразных топлив приведены в табл. П.5.

Плотность газов р, кг/м3, в зависимости от температуры и давления можно подсчитать по формуле

Где р0 - плотность газа при нормальных ус­ловиях (Т0 = 273 К и р0 = 101,3 кПа), кг/м3; р и Т- соответственно действительное давле­ние, кПа, и абсолютная температура газа, К.

Практически все виды газообразного топ­лива легче воздуха, поэтому при утечке газ скапливается под перекрытиями. В целях безопасности перед пуском котла обязательно проверяют отсутствие газа в наиболее вероят­ных местах его скопления.

Вязкость газов увеличивается с повыше­нием температуры. Значения коэффициента динамической вязкости р, Па-с, можно под­считать по эмпирическому уравнению Сезер — ленда

Таблица 6.1

Характеристики компонентов газового топлива (при t — О °С чр = 101,3 кПа)

	Хими­ческая	Молярная масса М,	Плотность	Объемные концентра­
Наименование газа	Абсолютная	Относительная	Ционные пределы воспламенения газа в смеси с воздухом, %
Горючие газы
Пропилен
Оксид углерода
Сероводород
Негорючие газы
Диоксид углерода
Диоксид серы
Кислород
Воздух атмосфери.
Водяной пар

Где р0- коэффициент динамической вязко­сти газа при нормальных условиях (Г0 = 273 К и р0 — 101,3 кПа), Па-с; Т - абсолютная тем­пература газа, К; С - коэффициент, завися­щий от вида газа, К, принимается по табл. 6.2.

Для смеси газов коэффициент динамиче­ской вязкости приближенно можно опреде­лить по значениям вязкости отдельных ком­понентов:

Где gj- массовая доля j-го газа в топливе, %; Цу- коэффициент динамической вязко­сти j-го компонента, Па-с; п - число отдель­ных газов в топливе.

В практике широко применяется коэффи­циент кинематической вязкости V, м2/с, кото­
рый связан с динамической вязкостью р через плотность р зависимостью

V = р/р. (6.6)

С учетом (6.4) и (6.6) коэффициент кине­матической вязкости v, м2/с, в зависимости от давления и температуры можно подсчитать по формуле

Где v0- коэффициент кинематической вяз­кости газа при нормальных условиях (Го = 273 К и р0= 101,3 кПа), м2/с; р и Г- соответственно действительное давление, кПа, и абсолютная температура газа, К; С - коэффициент, зависящий от вида газа, К, принимается по табл. 6.2.

Значения коэффициентов кинематической вязкости для газообразных топлив приведены в табл. П.9.

Таблица 6.2

Коэффициенты вязкости и теплопроводности компонентов газового топлива

(при t = 0 °С ир = 101,3 кПа)

Наименование газа	Коэффициент вязкости	Коэффициент теплопроводности ЫО3, Вт/(м-К)	Коэффициент Сезерленда С, К
Динамический р-106, Па-с	Кинематический v-106, м2/с
Горючие газы
Пропилен
Оксид углерода
Сероводород
Негорючие газы Диоксид углерода
Кислород
Воздух атмосферный
Водяной пар при 100 °С

Теплопроводность. Молекулярный пере­нос энергии в газах характеризуется коэффи­циентом теплопроводности ‘к, Вт/(м-К). Ко­эффициент теплопроводности обратно про­порционален давлению и увеличивается с по­вышением температуры. Значения коэффици­ента X можно подсчитать по формуле Сезерленда

Где Х,0 - коэффициент теплопроводности газа при нормальных условиях (Г0 = 273 К и Ро = 101,3 кПа), Вт/(м-К); р и Т- соответст­венно действительное давление, кПа, и абсо­лютная температура газа, К; С - коэффици­ент, зависящий от вида газа, К, принимается по табл. 6.2.

Значения коэффициентов теплопроводно­сти для газообразных топлив приведены в табл. П.9.

Теплоемкость газообразного топлива отнесенная на 1 м3 сухого газа, зависит от его состава и в общем виде определяется как

4Л=0 ,01(СН2Н2+Ссос0 +

ССН4СН4 +сСо2сОг +- + сх. Х;), (6.9) где сН2,сС0,сСщ, сС02,…, сх. - теплоем­кости составляющих компонентов топлива, соответственно водорода, оксида углерода, метана, диоксида углерода и /-го компонента, кДж/(м3-К); Н2, СО, СН4, С02, …, Хг--

Теплоемкости горючих составляющих га­зообразного топлива приведены в табл. П.6, негорючих - в табл. П.7.

Теплоемкость влажного газообразного то­плива

Сггтл, кДж/(м3-К), определяется как

<тл = ctrn + 0,00124cHzq йтля, (6.10) где drTn- влагосодержание газообразного топлива,

Взрываемость. Смесь горючего газа с воздухом в определенных пропорциях при наличии огня или даже искры может взо­рваться, т. е. происходит процесс его воспла­менения и сгорания со скоростью, близкой к скорости распространения звука. Взрыво­опасные концентрации горючего газа в возду­хе зависят от химического состава и свойств газа. Объемные концентрационные пределы воспламенения для отдельных горючих газов в смеси с воздухом приведены ранее в табл. 6.1. Наиболее широкими пределами воспламенения обладают водород (4.. .74% по объему) и оксид углерода (12,5…74 %). Для природного газа усредненные нижний и верхний пределы воспламенения составляют по объему соответственно 4,5 и 17 %; для коксового - 5,6 и 31 %; для доменного - 35 и 74 %.

Токсичность. Под токсичностью пони­мают способность газа вызывать отравление живых организмов. Степень токсичности за­висит от вида газа и его концентрации. Наи­более опасными в этом отношении компонен­тами газа являются оксид углерода СО и се­роводород H2S.

Токсичность газовых смесей в основном определяется концентрацией наиболее ток­сичного из присутствующих в смеси компо­нентов, при этом его вредное воздействие, как правило, заметно усиливается в присутствии других вредных газов.

Наличие и концентрацию в воздухе вред­ных газов можно определить специальным прибором - газоанализатором.

Почти все природные газы не имеют запа­ха. Для обнаружения утечки газа и принятия мер безопасности природный газ до поступ­ления в магистраль одорируют, т. е. насыща­ют веществом, имеющим резкий запах (на­пример, меркаптанами).

Теплота сгорания различных видов топли­ва колеблется в широких пределах. Для мазу­та, например, она составляет свыше 40 МДж/кг, а для доменного газа и некоторых марок горючего сланца - около 4 МДж/кг. Состав энергетических топлив также изменя­ется в широких пределах. Таким образом, од­ни и те же качественные характеристики в зависимости от вида и марки топлива могут резко отличаться между собой количественно.

Приведенные характеристики топлива. Для сопоставительного анализа в роли харак­теристик, обобщающих качество топлива, ис­пользуют приведенные характеристики топ­лива, %-кг/МДж, которые в общем виде рассчитывают по формуле

Где хг - показатель качества рабочего топ­лива, %; Q[ - удельная теплота сгорания (низшая), МДж/кг.

Так, например, для расчета приведенной

Влажности зольности серы S„p и

Азота N^p (для рабочего состояния топлива)

Формула (7.1) приобретает следующий вид, %-кг/МДж:

TOC o "1-3" h z KP=Kl GT; (7.2)

4ф=л7е[; (7.3)

Snp =S’/ Єї; (7.4)

^p=N7 Q[. (7.5)

В качестве наглядного примера показа­тельно следующее сопоставление при условии сжигания различных топлив в котлах одина­ковой тепловой мощности. Так, сравнение приведенной влажности подмосковного угля

Марки 2Б (WЈp = 3,72 %-кг/МДж) и назаров-

Ского угля 2Б (W^p = 3,04 %-кг/МДж) показы­вает, что в первом случае количество влаги, внесенной в топку котла с топливом, будет примерно в 1,2 раза больше, чем во втором, несмотря на то, что рабочая влажность у под­московного угля (W[ = 31 %) меньше, чем у

Назаровского угля (Wf= 39 %).

Условное топливо. В энергетике для сравнения эффективности использования топ­лива в различных котельных установках, для планирования добычи и потребления топлива в экономических расчетах введено понятие условного топлива. В качестве условного топ­лива принято такое топливо, удельная теплота сгорания (низшая) которого в рабочем со­стоянии равна Qy T = 29300 кДж/кг (или

7000 ккал/кг).

Для каждого натурального топлива имеет­ся так называемый безразмерный тепловой эквивалент Э, который может быть больше или меньше единицы:

При устройстве печи в идеале хочется иметь такую конструкцию, которая автоматически давала бы столько воздуха, сколько надо для горения. С первого взгляда, это можно сделать с помощью дымовой трубы. Действительно, чем более интенсивно горят дрова, тем больше должно быть горячих дымовых газов, тем больше должна быть и тяга (модель карбюратора). Но это не так. Тяга вовсе не зависит от количества образующихся горячих дымовых газов. Тяга — это перепад давления в трубе от оголовка трубы до топливника. Определяется же она высотой трубы и температурой дымовых газов, а точнее - их плотностью.

Тягу определяют по формуле:

F= A(p в — p д) h

где F - тяга, А - коэффициент, p в - плотность наружного воздуха, p д - плотность дымовых газов, h - высота трубы

Плотность дымовых газов рассчитывают по формуле:

p д = p в (273+t в) / (273+t д)

где t в и t д - температура в градусах Цельсия наружного атмосферного воздуха вне трубы и дымовых газов в трубе.

Скорость движения дымовых газов в трубе (объёмный расход, то есть засасывающая способность трубы) G вовсе не зависит от высоты трубы и определяется разностью температур дымовых газов и наружного воздуха, а также площадью поперечного сечения дымовой трубы. Отсюда следует ряд практических выводов.

Во-первых , дымовые трубы делают высокими вовсе не для того, чтобы повысить расход воздуха через топливник, а только для увеличения тяги (то есть перепада давления в трубе). Это очень важно для предотвращения опрокидывания тяги (дымления печи) при ветровом подпоре (величина тяги должна всегда превышать возможный ветровой подпор).

Во-вторых , регулировать расход воздуха удобно с помощью устройств, изменяющих площадь живого сечения трубы, то есть с помощью задвижек. При увеличении площади поперечного сечения канала дымовой трубы, например, вдвое - можно ожидать примерно двукратного увеличения объёмного расхода воздуха через топливник.

Поясним это простым и наглядным примером. Имеем две одинаковые печи. Объединяем их в одну. Получаем вдвое большую печь с удвоенным количеством горящих дров, с двукратными расходом воздуха и площадью поперечного сечения трубы. Или (что является тем же самым), если в топливнике разгорается всё больше дров, то необходимо всё больше и больше открывать задвижки на трубе.

В-третьих , если печка горит нормально в установившемся режиме, а мы добавочно пустим в топливник поток холодного воздуха мимо горящих дров в трубу, то дымовые газы тотчас охладятся, и расход воздуха через печь сократится. При этом горящие дрова начнут затухать. То есть мы вроде бы непосредственно на дрова не влияем и направляем дополнительный поток мимо дров, а получается так, что труба может пропустить меньше дымовых газов, чем раньше, когда этот дополнительный поток воздуха отсутствовал. Труба сама сократит поток воздуха на дрова, что был ранее, и к тому же не пустит добавочный поток холодного воздуха. Иными словами, дымовая труба запрётся.

Вот почему так вредны подсосы холодного воздуха через щели в дымовых трубах, излишние потоки воздуха в топливнике да и вообще какие-либо теплопотери в дымовой трубе, приводящие к снижению температуры дымовых газов.

В-четвёртых , чем больше коэффициент газодинамического сопротивления дымовой трубы, тем меньше расход воздуха. То есть стенки дымовой трубы желательно выполнять как можно более гладкими, без завихрений и без поворотов.

В-пятых , чем меньше температура дымовых газов, тем более резко изменяется расход воздуха при колебаниях температуры дымовых газов, что и объясняет ситуацию неустойчивости работы трубы при розжиге печи.

В-шестых , при высоких температурах дымовых газов расход воздуха не зависит от температуры дымовых газов. То есть при сильном разгорании печи расход воздуха перестаёт увеличиваться и начинает зависеть только от сечения трубы.

Вопросы неустойчивости возникают не только при анализе тепловых характеристик трубы, но и при рассмотрении динамики газовых потоков в трубе. Действительно, дымовая труба представляет собой колодец, заполненный лёгким дымовым газом. Если этот лёгкий дымовой газ поднимается вверх не очень быстро, то не исключена вероятность того, что тяжёлый внешний воздух может попросту утонуть в лёгком газе и создать падающий нисходящий поток в трубе. Особенно вероятна такая ситуация при холодных стенках дымовой трубы, то есть во время розжига печи.

Рис. 1. Схема движения газов в холодной дымовой трубе: 1 - топливник; 2 - подача воздуха через поддувало; 3-дымовая труба; 4 - задвижка; 5 - каминный зуб; 6-дымовые газы; 7-проваливающийся холодный воздух; 8 - поток воздуха, вызывающий опрокидывание тяги.

а) гладкая открытая вертикальная труба
б) труба с задвижкой и зубом
в) труба с верхней задвижкой

Сплошные стрелки - направления движения лёгких горячих дымовых газов. Пунктирные стрелки - направления движения нисходящих потоков холодного тяжёлого воздуха из атмосферы.

На рис. 1а схематически изображена печь, в которую подаётся воздух 2 и выводятся через дымовую трубу дымовые газы 6. Если поперечное сечение трубы велико (или скорость движения дымовых газов мала), то в результате какой-либо флуктуации в трубу начинает проникать холодный тяжёлый атмосферный воздух 7, достигая даже топливника. Этот падающий поток может заменить «штатный» поток воздуха через поддувало 2. Даже если печь будет заперта на все дверцы и все заслонки воздухозаборных отверстий будут закрыты, то всё равно печь может гореть за счёт поступающего сверху воздуха. Кстати, именно так часто и бывает при догорании углей при закрытых дверях печей. Может даже произойти полное опрокидывание тяги: воздух будет поступать сверху через трубу, а дымовые газы - выходить через дверцу.

В действительности же на внутренней стенке дымовой трубы всегда имеются неровности, наросты, шероховатости, при соударении с которыми дымовые газы и встречные нисходящие холодные воздушные потоки взвихриваются и перемешиваются друг с другом. Холодный нисходящий поток воздуха при этом выталкивается или, нагреваясь, начинает подниматься вверх вперемешку с горячими газами.

Эффект разворачивания нисходящих потоков холодного воздуха вверх усиливается при наличии частично открытых задвижек, а также так называемого зуба, широко применяемого в технологии изготовления каминов (рис. 1б ). Зуб препятствует поступлению холодного воздуха из трубы в каминное пространство и предотвращает тем самым дымление камина.

Нисходящие потоки воздуха в трубе особенно опасны в туманную погоду: дымовые газы не в состоянии испарить мельчайшие капельки воды, охлаждаются, тяга снижается и может даже опрокинуться. Печь при этом сильно дымит, не разгорается.

По той же причине сильно дымят печи с сырыми дымовыми трубами. Для предотвращения возникновения нисходящих потоков особенно эффективны верхние задвижки (рис. 1в ), регулируемые в зависимости от скорости дымовых газов в дымовой трубе. Однако эксплуатация таких задвижек неудобна.

Рис. 2. Зависимость коэффициента избытка воздуха а от времени протопки печи (сплошная кривая). Пунктирная кривая - потребный расход воздуха G потр для полного окисления продуктов сгорания дров (в том числе сажи и летучих веществ) в дымовых газах (в относительных единицах). Штрих-пунктирная кривая - реальный расход воздуха G трубы обеспечиваемый тягой трубы (в относительных единицах). Коэффициент избытка воздуха является частным отделения G трубы на G потр

Устойчивая и достаточно сильная тяга возникает только после прогрева стенок дымовой трубы, на что требуется значительное время, Так что в начале протопки воздуха всегда не хватает. Коэффициент избытка воздуха при этом меньше единицы, и печь дымит (рис. 2 ). И наоборот: по окончании протопки дымовая труба остаётся горячей, тяга долго сохраняется, хотя дрова уже практически сгорели (коэффициент избытка воздуха - больше единицы). Металлические печи с металлическими утеплёнными дымовыми трубами быстрее выходят на режим ввиду малой теплоёмкости по сравнению с кирпичными трубами.

Анализ процессов в дымовой трубе можно продолжить, но уже и так ясно, что как бы ни хороша была сама печь, все её достоинства могут быть сведены к нулю плохой дымовой трубой. Конечно, в идеальном варианте дымовую трубу надо было бы заменить современной системой принудительной вытяжки дымовых газов с помощью электрического вентилятора с регулируемым расходом и с предварительной конденсацией влаги из дымовых газов. Такая система помимо прочего могла бы очищать дымовые газы от сажи, окиси углерода и других вредных примесей, а также охлаждать сбрасываемые дымовые газы и обеспечивать рекуперацию тепла.

Но всё это - в далёкой перспективе. Для дачника и садовода дымовая труба порой и так может стать намного дороже самой печи, особенно в случае отопления многоуровневого дома. Банные дымовые трубы обычно попроще и покороче, но уровень тепловой мощности печи может быть очень большим. Такие трубы, как правило, сильно прогреты по всей длине, из них часто вылетают искры и пепел, но выпадение конденсата и сажи незначительно.

Если вы пока планируете использовать банное здание только как баню, то трубу можно делать и неутеплённой. Если же баня задумывается вами и как место возможного пребывания (временного проживания, ночёвок), особенно зимой, то целесообразнее трубу сразу делать утеплённой, причём качественно, «на всю жизнь». Печки при этом можно менять хоть каждый день, подбирать конструкцию поудачней и по-нужнее, а труба будет одна и та же.

По крайней мере, если печка работает в режиме длительного горения {тления дров), то утепление трубы абсолютно обязательно, поскольку при низких мощностях (1 — 5 кВт) неутеплённая металлическая труба станет совсем холодной, будет обильно течь конденсат, который в самые сильные морозы может даже замёрзнуть и перекрыть льдом трубу. Это особенно опасно при наличии искроуловительной сетки и зонтов с малыми проходными зазорами. Искроуловители целесообразны при интенсивных протопках летом и крайне опасны при слабых режимах горения дров зимой. По причине возможного забивания труб льдом установка дефлекторов и зонтов на печных трубах была запрещена в 1991 году (а на дымоходах газовых печей ещё раньше).

По тем же соображениям не стоит увлекаться высотой трубы - уровень тяги не так уж важен для безоборотной банной печи. Если же она будет поддымливать, всегда можно быстро проветрить помещение. А вот высоту над коньком крыши (не менее 0,5 м) следует соблюсти обязательно для предотвращения опрокидывания тяги при порывах ветра. На пологих же крышах труба должна выступать над снежным покровом. Во всяком случае лучше иметь трубу пониже, но потеплее (чем повыше, но холоднее). Высокие трубы зимой всегда холодные и опасные в эксплуатации.

Холодные дымовые трубы имеют массу недостатков. В то же время неутеплённые, но не очень длинные трубы на металлических печах при растопке прогреваются быстро (много быстрее, чем кирпичные трубы), остаются горячими при энергичной протопке и поэтому в банях (и не только в банях) применяются очень широко, тем более что они относительно дёшевы. Асбоцементные трубы на металлических печах не используют, так как они имеют большой вес, а также разрушаются при перегреве с разлётом осколков.

Рис. 3. Простейшие конструкции металлических дымовых труб: 1 - металлическая круглая дымовая труба; 2 - искроуловитель; 3 - колпак для защиты трубы от атмосферных осадков; 4 - стропила; 5 - обрешётка крыши; 6 -деревянные бруски между стропилами (или балками) для оформления противопожарного проёма (разделки) в крыше или перекрытии (при необходимости); 7 - конёк крыши; 8 - мягкая кровля (рубероид, гидростеклоизол, мягкая черепица, гофрированные картонно-битумные листы и т.п.); 9 - металлический лист для настила крыши и перекрытия проёма (допускается использовать плоский лист ацеида - асбоцементную электроизоляционную доску); 10 - металлическая водоотводная накладка; 11 - асбестовая герметизация зазора (стыка); 12 - металлический колпак-выдра; 13 - потолочные балки (с заполнением пространства утеплителем); 14 - обшивка потолка; 15 - пол чердака (при необходимости); 16 - металлический лист потолочной разделки; 17 - металлические усиливающие уголки; 18 - металлическая крышка потолочной разделки (при необходимости); 19 - утеплитель негорючий термостойкий (керамзит, песок, перлит, минвата); 20 - защитная накладка (металлический лист по слою асбестового картона толщиной 8 мм); 21 - металлический экран трубы.

а) нетеплоизолированная труба;
б) теплоизолированная экранированная труба с сопротивлением теплопередаче не менее 0,3 м 2 -град/Вт (что эквивалентно толщине кирпича 130 мм или толщине утеплителя типа минваты 20 мм).

На рис. 3 представлены типичные монтажные схемы неутеплённых металлических труб. Саму трубу следует приобретать из нержавеющей стали толщиной не менее 0,7 мм. Наиболее ходовой диаметр российской трубы - 120 мм, финской - 115 мм.

По ГОСТ 9817-95 площадь поперечного сечения многооборотной дымовой трубы должна составлять не менее 8 см 2 на 1 кВт номинальной тепловой мощности, выделяющейся в топке при горении дров. Эту мощность не следует путать с тепловой мощностью теплоёмкой печи, выделяющейся с наружной кирпичной поверхности печи в помещение по СНиП 2.04.05-91. Это - одно из многочисленных недоразумений наших нормативных документов. Поскольку теплоёмкие печи обычно топятся лишь 2-3 часа в сутки, то мощность в топке примерно в десять раз больше мощности выделения тепла с поверхности кирпичной печи.

В следующий раз мы поговорим об особенностях монтажа дымовых труб.

2. тепло, уносимое уходящими газами. Определим теплоемкость дымовых газов при tух =8000С;

3. потери тепла через кладку теплопроводностью.

Потери через свод

Толщина свода 0,3 м, материал шамот. Принимаем, что температура внутренней поверхности свода равна температуре газов.

Средняя температура в печи:

По этой температуре выбираем коэффициент теплопроводности шамотного материала:

Таким образом, потери через свод составляют:

где α – коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности стен к окружающему воздуху, равный 71,2 кДж/(м2*ч*0С)

Потери через стены. Кладка стен выполнена двухслойной (шамот 345 мм, диатомит 115 мм)

Площадь стен, м2:

Методической зоны

Сварочной зоны

Томильной зоны

Торцевых

Полная площадь стен 162,73 м2

При линейном распределении температуры по толщине стены средняя температура шамота будет равна 5500С, а диатомита 1500С.

Следовательно.

Полные потери через кладку

4. Потери тепла с охлаждающей водой по практическим данным принимаем равным 10% Qх прихода, то есть Qх+Qр

5. Неучтенные потери принимаем в размере 15% Q прихода тепла

Составим уравнение теплового баланса печи

Тепловой баланс печи сведем в табл.1; 2

Таблица 1

Таблица 2

Расход кДж/ч	%
Тепло затрачиваемое на нагрев металла	53
тепло уходящих газов	26
потери через кладку	1,9
потери с охлаждающей водой	6,7
неучтенные потери	10,6
Итого:	100

Удельный расход тепла на нагрев 1 кг металла составит

Выбор и расчет горелок

Принимаем, что в печи установлены горелки типа «труба в трубе».

В сварочных зонах 16 штук, в томильной 4шт. общее количество горелок 20шт. Определим расчетное количество воздуха приходящее на одну горелку.

Vв - часовой расход воздуха;

ТВ - 400+273=673 К - температура подогрева воздуха;

N – количество горелок.

Давление воздуха перед горелкой принимаем 2,0 кПа. Следует что, требуемый расход воздуха обеспечивает горелка ДБВ 225.

Определим расчетное количество газа на одну горелку;

VГ =В=2667 часовой расход топлива;

ТГ =50+273=323 К - температура газа;

N – количество горелок.

8. Расчет рекуператора

Для подогрева воздуха проектируем металлический петлевой рекуператор из труб диаметром 57/49,5 мм с коридорным расположением их шагом

Исходные данные для расчета:

Часовой расход топлива В=2667 кДж/ч;

Расход воздуха на 1 м3 топлива Lα = 13,08 м3/м3;

Количество продуктов сгорания от 1 м3 горючего газа Vα =13,89 м3/м3;

Температура подогрева воздуха tв = 4000С;

Температура уходящих газов из печи tух=8000С.

Часовой расход воздуха:

Часовой выход дыма:

Часовое количество дыма, проходящего через рекуператор с учетом потерь дыма на выбивание и через обводной шибер и подсоса воздуха.

Коэффициент m, учитывая потери дыма, принимаем 0,7.

Коэффициент , учитывающий подсос воздуха в боровах, примем 0,1.

Температура дыма перед рекуператором с учетом подсоса воздуха;

где iух – теплосодержание уходящих газов при tух=8000С

Этому теплосодержанию соответствует температура дыма tД=7500С. (см. Рис.67(3))

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Самарский Государственный Технический Университет»

Кафедра «Химическая технология и промышленная экология»

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине «Техническая термодинамика и теплотехника»

Тема: Расчет установки утилизации теплоты отходящих газов технологической печи

Выполнил: Студент Рябинина Е.А.

ЗФ курс III группа 19

Проверил: Консультант Чуркина А.Ю.

Самара 2010 г.

Введение

На большинстве химических предприятий образуются высоко- и низко-температурные тепловые отходы, которые могут быть использованы в качестве вторичных энергетических ресурсов (ВЭР). К ним относятся уходящие газы различных котлов и технологических печей, охлаждаемые потоки, охлаждающая вода и отработанный пар.

Тепловые ВЭР в значительной степени покрывают потребности в тепле отдельных производств. Так, в азотной промышленности за счет ВЭР удовлетворяется боле 26 % потребности в тепле, в содовой промышленности – более 11 %.

Количество использованных ВЭР зависит от трех факторов: температуры ВЭР, их тепловой мощности и непрерывности выхода.

В настоящее время наибольшее распространение получила утилизация тепла отходящих производственных газов, которые почти для всех огнетехнических процессов имеют высокий температурный потенциал и в большинстве производств могут использоваться непрерывно. Тепло отходящих газов является основной состовляющей энергетического баланса. Его используют преимущественно для технологических, а в некоторых случаях – и для энергетических целей (в котлах-утилизаторах).

Однако широкое использование высокотемпературных тепловых ВЭР связано с разработкой методов утилизации, в том числе тепла раскаленных шлаков, продуктов и т. д., новых способов утилизации тепла отходящих газов, а также с совершенствованием конструкций существующего утилизационного оборудования.

1. Описание технологической схемы

В трубчатых печах, не имеющих камеры конвекции, или в печах радиантно-конвекционного типа, но имеющих сравнительно высокую начальную температуру нагреваемого продукта, температура отходящих газов может быть сравнительно высокой, что приводит к повышенным потерям тепла, уменьшению КПД печи и большему расходу топлива. Поэтому необходимо использовать тепло отходящих газов. Этого можно достигнуть либо применением воздухоподогревателя, нагревающего воздух, поступающий в печь для горения топлива, либо установкой котлов-утилизаторов, позволяющих получить водяной пар, необходимый для технологических нужд.

Однако для осуществления подогрева воздуха требуются дополнительные затраты на сооружение воздухоподогревателя, воздуходувки, а также дополнительный расход электроэнергии, потребляемый двигателем воздуходувки.

Для обеспечения нормальной эксплуатации воздухоподогревателя важно предотвратить возможность коррозии его поверхности со стороны потока дымовых газов. Такое явление возможно, когда температура поверхности теплообмена ниже температуры точки росы; при этом часть дымовых газов, непосредственно соприкасаясь с поверхностью воздухоподогревателя, значительно охлаждается, содержащийся в них водяной пар частично конденсируется и, поглощая из газов диоксид серы, образует агрессивную слабую кислоту.

Точка росы соответствует температуре, при которой давление насыщенных паров воды оказывается равным парциальному давлению водяных паров, содержащихся в дымовых газах.

Одним из наиболее надежных способов защиты от коррозии является предварительный подогрев воздуха каким-либо способом (например, в водяных или паровых калориферах) до температуры выше точки росы. Такая коррозия может иметь место и на поверхности конвекционных труб, если температура сырья, поступающего в печь, ниже точки росы.

Источником теплоты, для повышения температуры насыщенного пара, является реакция окисления (горения) первичного топлива. Образующиеся при горении дымовые газы отдают свою теплоту в радиационной, а затем конвекционной камерах сырьевому потоку (водяному пару). Перегретый водяной пар поступает к потребителю, а продукты сгорания покидают печь и поступают в котел-утилизатор. На выходе из КУ насыщенный водяной пар поступает обратно на подачу в печь перегрева пара, а дымовые газы, охлаждаясь питательной водой, поступают в воздухоподогреватель. Из воздухопо-догревателя дымовые газы поступают в КТАН, где поступающая по змеевику вода нагревается и идет на прямую к потребителю, а дымовые газы – в атмосферу.

2. Расчет печи

2.1 Расчет процесса горения

Определим низшую теплоту сгорания топлива Q р н . Если топливо представляет собой индивидуальный углеводород, то теплота сгорания его Q р н равна стандартной теплоте сгорания за вычетом теплоты испарения воды, находящейся в продуктах сгорания. Также она может быть рассчитана по стандартным тепловым эффектам образования исходных и конечных продуктов исходя из закона Гесса.

Для топлива, состоящего из смеси углеводородов, теплота сгорания определяется, но правилу аддитивности:

где Q pi н - теплота сгорания i -гo компонента топлива;

y i - концентрация i -гo компонента топлива в долях от единицы, тогда:

Q р н см = 35,84 ∙ 0,987 + 63,80 ∙ 0,0033+ 91,32 ∙ 0,0012+ 118,73 ∙ 0,0004 + 146,10 ∙ 0,0001 = 35,75 МДж/м 3 .

Молярную масса топлива:

M m = Σ M i ∙ y i ,

где M i – молярная масса i -гo компонента топлива, отсюда:

M m = 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 кг/моль.

кг/м 3 ,

тогда Q р н см , выраженная в МДж/кг, равна:

МДж/кг.

Результаты расчета сводим в табл. 1:

Состав топлива Таблица 1

Определим элементарный состав топлива, % (масс.):

,

где n i C , n i H , n i N , n i O - число атомов углерода, водорода, азота и кислорода в молекулах отдельных компонентов, входящих в состав топлива;

Содержание каждого компонента топлива, масс. %;

x i - содержание каждого компонента топлива, мол. %;

M i - молярная масса отдельных компонентов топлива;

М m - молярная масса топлива.

Проверка состава :

C + H + O + N = 74,0 + 24,6 + 0,2 + 1,2 = 100 % (масс.).

Определим теоретическое количество воздуха, необходимое для сжигания 1 кг топлива, оно определяется из стехиометрического уравнения реакции горения и содержания кислорода в атмосферном воздухе. Если известен элементарный состав топлива, теоретическое количество воздуха L 0 , кг/кг, вычисляется по формуле:

На практике для обеспечения полноты сгорания топлива в топку вводят избыточное количество воздуха, найдем действительный расход воздуха при α = 1,25:

L = αL 0 ,

где L - действительный расход воздуха;

α - коэффициент избытка воздуха,

L = 1,25∙17,0 = 21,25 кг/кг.

Удельный объем воздуха (н. у.) для горения 1 кг топлива:

где ρ в = 1,293 – плотность воздуха при нормальных условиях,

м 3 /кг.

Найдем количество продуктов сгорания, образующихся при сжигании 1 кг топлива:

если известен элементарный состав топлива, то массовый состав дымовых газов в расчете на 1 кг топлива при полном его сгорании может быть определен на основании следующих уравнений:

где m CO2 , m H2O , m N2 , m O2 - масса соответствующих газов, кг.

Суммарное количество продуктов горения:

m п. с = m CO2 + m H2O + m N2 + m O2 ,

m п. с = 2,71 + 2,21 + 16,33 + 1,00 = 22,25 кг/кг.

Проверяем полученную величину:

где W ф - удельный расход форсуночного пара при сжигании жидкого топлива, кг/кг (для газового топлива W ф = 0),

Поскольку топливо – газ, содержанием влаги в воздухе пренебрегаем, и количество водяного пара не учитываем.

Найдем объем продуктов сгорания при нормальных условиях, образовавшихся при сгорании 1 кг топлива:

где m i - масса соответствующего газа, образующегося при сгорании 1 кг топлива;

ρ i - плотность данного газа при нормальных условиях, кг/м 3 ;

М i - молярная масса данного газа, кг/кмоль;

22,4 - молярный объем, м 3 /кмоль,

м 3 /кг; м 3 /кг;

м 3 /кг; м 3 /кг.

Суммарный объем продуктов сгорания (н. у.) при фактическом расходе воздуха:

V = V CO2 + V H2O + V N2 + V O2 ,

V = 1,38 + 2,75+ 13,06 + 0,70 = 17,89 м 3 /кг.

Плотность продуктов сгорания (н. у.):

кг/м 3 .

Найдем теплоемкость и энтальпию продуктов сгорания 1 кг топлива в интервале температур от 100 °С (373 К) до 1500 °С (1773 К), используя данные табл. 2.

Средние удельные теплоемкости газов с р, кДж/(кг∙К) Таблица 2

t , °С

Энтальпия дымовых газов, образующихся при сгорании 1 кг топлива:

где с CO2 , с H2O , с N2 , с О2 - средние удельные теплоемкости при постоянном давлении соответствующих газон при температуре t , кДж/(кг · К);

с t - средняя теплоемкость дымовых газов, образующихся при сгорании 1 кг топлива при температуре t , кДж/(кг К);

при 100 °С: кДж/(кг∙К);

при 200 °С: кДж/(кг∙К);

при 300 °С: кДж/(кг∙К);

при 400 °С: кДж/(кг∙К);

при 500 °С: кДж/(кг∙К);

при 600 °С: кДж/(кг∙К);

при 700 °С: кДж/(кг∙К);

при 800 °С: кДж/(кг∙К);

при 1000 °С: кДж/(кг∙К);

при 1500 °С: кДж/(кг∙К);

Результаты расчетов сводим в табл. 3.

Энтальпия продуктов сгорания Таблица 3

По данным табл. 3 строим график зависимости H t = f ( t ) (рис. 1) см. Приложение .

2.2 Расчет теплового баланса печи, КПД печи и расхода топлива

Тепловой поток, воспринятый водяным паром в печи (полезная тепловая нагрузка):

где G - количество перегреваемого водяного пара в единицу времени, кг/с;

H вп1 и Н вп2

Принимаем температуру уходящих дымовых газов равной 320 °С (593 К). Потери тепла излучением в окружающую среду составят 10 %, причем 9 % из них теряется в радиантной камере, а 1 % - в конвекционной. КПД топки η т = 0,95.

Потерями тепла от химического недожога, а также количеством теплоты поступающего топлива и воздуха пренебрегаем.

Определим КПД печи:

где Н ух - энтальпия продуктов сгорания при температуре дымовых газов, покидающих печь, t ух ; температура уходящих дымовых газов принимается обычно на 100 - 150 °С выше начальной температуры сырья на входе в печь; q пот - потери тепла излучением в окружающую среду, % или доли от Q пол ;

Расход топлива, кг/с:

кг/с.

2.3 Расчет радиантной камеры и камеры конвекции

Задаемся температурой дымовых газов на перевале: t п = 750 - 850 °С, принимаем

t п = 800 °С (1073 К). Энтальпия продуктов сгорания при температуре на перевале

H п = 21171,8 кДж/кг.

Тепловой поток, воспринятый водяным паром в радиантных трубах:

где Н п - энтальпия продуктов сгорания при температуре дымовых газов па перевале, кДж/кг;

η т - коэффициент полезного действия топки; рекомендуется принимать его равным 0,95 - 0,98;

Тепловой поток, воспринятый водяным паром в конвекционных трубах:

Энтальпия водяного пара на входе в радиантную секцию составит:

кДж/кг.

Принимаем величину потерь давления в конвекционной камере ∆ P к = 0,1 МПа, тогда:

P к = P - P к ,

P к = 1,2 – 0,1 = 1,1 МПа.

Температура входа водяного пара в радиантную секцию t к = 294 °С, тогда средняя температура наружной поверхности радиантных труб составит:

где Δt - разность между температурой наружной поверхности радиантных труб и температурой водяного пара (сырья), нагреваемого в трубах; Δt = 20 - 60 °С;

К.

Максимальная расчетная температура горения:

где t o - приведенная температура исходной смеси топлива и воздуха; принимается равной температуре воздуха, подаваемого на горение;

с п.с. - удельная теплоемкость продуктов сгорания при температуре t п;

°С.

При t max = 1772,8 °С и t п = 800 °С теплонапряженность абсолютно черной поверхности q s для различных температур наружной поверхности радиантных труб имеет следующие значения:

Θ, °С 200 400 600

q s , Вт/м 2 1,50 ∙ 10 5 1,30 ∙ 10 5 0,70 ∙ 10 5

Строим вспомогательный график (рис. 2) см. Приложение , по которому находим теплонапряженность при Θ = 527 °С: q s = 0,95 ∙ 10 5 Вт/м 2 .

Рассчитываем полный тепловой поток, внесенный в топку:

Предварительное значение площади эквивалентной абсолютно черной поверхности:

м 2 .

Принимаем степень экранирования кладки Ψ = 0,45 и для α = 1,25 находим, что

H s /H л = 0,73.

Величина эквивалентной плоской поверхности:

м 2 .

Принимаем однорядное размещение труб и шаг между ними:

S = 2d н = 2 ∙ 0,152 = 0,304 м. Для этих значений фактор формы К = 0,87.

Величина заэкранированной поверхности кладки:

м 2 .

Поверхность нагрева радиантных труб:

м 2 .

Выбираем печь ББ2, ее параметры:

поверхность камеры радиации, м 2 180

поверхность камеры конвекции, м 2 180

рабочая длина печи, м 9

ширина камеры радиации, м 1,2

исполнение б

способ сжигания топлива беспламенное

диаметр труб камеры радиации, мм 152×6

диаметр труб камеры конвекции, мм 114×6

Число труб в камере радиации:

где d н - наружный диаметр труб в камере радиации, м;

l пол - полезная длина радиантных труб, омываемая потоком дымовых газов, м,

l пол = 9 – 0,42 = 8,2 м,

.

Теплонапряженность поверхности радиантных труб:

Вт/м 2 .

Определяем число труб камеры конвекции:

Располагаем их в шахматном порядке по 3 в одном горизонтальном ряду. Шаг между трубами S = 1,7d н = 0,19 м.

Средняя разность температур определяем по формуле:

°С.

Коэффициент теплопередачи в камере конвекции:

Вт/(м 2 ∙ К).

Теплонапряженность поверхности конвекционных труб определяем по формуле:

Вт/м 2 .

2.4 Гидравлический расчет змеевика печи

Гидравлический расчет змеевика печи заключается в определении потерь давления водяного пара в радиантных и конвекционных трубах.

где G

ρ к в.п. – плотность водяного пара при средней температуре и давлении в камере кон-векции, кг/м 3 ;

d к – внутренний диаметр конвекционных труб, м;

z к – число потоков в камере конвекции,

м/с.

ν к = 3,311 ∙ 10 -6 м 2 /с.

Значение критерия Рейнольдса:

м.

Потери давления на трение:

Па = 14,4 кПа.

Па = 20,2 кПа.

где Σζ к

- число поворотов.

Общая потеря давления:

2.5 Расчет потери давления водяного пара в радиационной камере

Средняя скорость водяного пара:

где G – расход перегреваемого в печи водяного пара, кг/с;

ρ р в.п. – плотность водяного пара при средней температуре и давлении в камере кон-векции, кг/м 3 ;

d р – внктренний диаметр конвекционных труб, м;

z р – число потоков в камере клнвекции,

м/с.

Кинематическая вязкость водяного пара при средней температуре и давлении в камере конвекции ν р = 8,59 ∙ 10 -6 м 2 /с.

Значение критерия Рейнольдса:

Общая длина труб на прямом участке:

м.

Коэффициент гидравлического трения:

Потери давления на трение:

Па = 15,1 кПа.

Потери давления на преодоление местных сопротивлений:

Па = 11,3 кПа,

где Σζ р = 0,35 – коэффициент сопротивления при повороте на 180 ºС,

- число поворотов.

Общая потеря давления:

Проведенные расчеты показали, что выбранная печь обеспечит процесс перегрева водяного пара в заданном режиме.

3. Расчет котла-утилизатора

Найдем среднюю температуру дымовых газов:

где t 1 – температура дымовых газов на входе,

t 2 – температура дымовых газов на выходе, °С;

°С (538 К).

Массовый расход дымовых газов:

где В - расход топлива, кг/с;

Для дымовых газов удельных энтальпии определим исходя из данных табл. 3 и рис. 1 по формуле:

Энтальпии теплоносителей Таблица 4

Тепловой поток, передаваемый дымовыми газами:

где Н 1 и H 2 - энтальпия дымовых газов при температуре входа и выхода из КУ соответственно, образующихся при сгорании 1 кг топлива, кДж/кг;

В - расход топлива, кг/с;

h 1 и h 2 - удельные энтальпии дымовых газов, кДж/кг,

Тепловой поток, воспринятый водой, Вт:

где η ку - коэффициент использования теплоты в КУ; η ку = 0,97;

G n - паропроизводительность, кг/с;

h к вп - энтальпия насыщенного водяного пара при температуре выхода, кДж/кг;

h н в - энталыгая питательной воды, кДж/кг,

Количество водяного пара, получаемого в КУ, определим по формуле:

кг/с.

Тепловой поток, воспринятый водой в зоне нагрева:

где h к в - удельная энтальпия воды при температуре испарения, кДж/кг;

Тепловой поток, предаваемый дымовыми газами воде в зоне нагрева (полезная теплота):

где h x – удельная энтальпия дымовых газов при температуре t x , отсюда:

кДж/кг.

Значение энтальпии сгорания 1 кг топлива:

По рис. 1 температура дымовых, соответствующая значению H x = 5700,45 кДж/кг:

t x = 270 °С.

Средняя разность температур в зоне нагрева:

°С.

270 дымовые газы 210 С учетом индекса противоточности:

где К ф – коэффициент теплопередачи;

м 2 .

Средняя разность температур в зоне испарения:

°С.

320 дымовые газы 270 С учетом индекса противоточности:

187 водяной пар 187

Площадь поверхности теплообмена в зоне нагрева:

где К ф – коэффициент т6плопередачи;

м 2 .

Суммарная площадь поверхности теплообмена:

F = F н + F u ,

F = 22,6 + 80 = 102,6 м 2 .

В соответствии с ГОСТ 14248-79 выбираем стандартный испаритель с паровым пространством со следующими характеристиками:

диаметр кожуха, мм 1600

число трубных пучков 1

число труб в одном пучке 362

поверхность теплообмена, м 2 170

площадь сечения одного хода

по трубам, м 2 0,055

4. Тепловой баланс воздухоподогревателя

Атмосферный воздух с температурой t ° в-х поступает в аппарат, где нагревается до температуры t х в-х за счет теплоты дымовых газов.

Расход воздуха, кг/с определяется исходя их необходимого количества топлива:

где В - расход топлива, кг/с;

L - действительный расход воздуха для сжигания 1 кг топлива, кг/кг,

Дымовые газы, отдавая свою теплоту, охлаждаются от t дгЗ = t дг2 до t дг4 .

=

где H 3 и H 4 - энтальпии дымовых газов при температурах t дг3 и t дг4 соответственно, кДж/кг,

Тепловой поток, воспринятый воздухом, Вт:

где с в-х - средняя удельная теплоемкость воздуха, кДж/(кг К);

0,97 - КПД воздухоподогревателя,

Конечная температура воздуха (t х в-х ) определяется из уравнения теплового баланса:

К.

5. Тепловой баланс КТАНа

После воздухоподогревателя дымовые газы поступают в контактный аппарат с активной насадкой (КТАН), где их температура снижается от t дг5 = t дг4 до температуры t дг6 = 60 °С.

Съем теплоты дымовых газов осуществляется двумя раздельными потоками воды. Один поток вступает в непосредственный контакт с дымовыми газами, а другой обмени-вается с ними теплотой через стенку змеевика.

Тепловой поток, отданный дымовыми газами, Вт:

где H 5 и H 6 - энтальпии дымовых газов при температуре t дг5 и t дг6 соответственно, кДж/кг,

Количество охлаждающей воды (суммарное), кг/с, определяется из уравнения теплового баланса:

где η - КПД КТАНа, η=0,9,

кг/с.

Тепловой поток, воспринятый охлаждающей водой, Вт:

где G вода - расход охлаждающей воды, кг/с:

с вода - удельная теплоемкость воды, 4,19 кДж/(кг К);

t н вода и t к вода - температура воды на входе и выходе из КТАНа соответственно,

6. Расчет коэффициента полезного действия теплоутилизационной установки

При определении величины КПД синтезированной системы (η ту) используется традиционный подход.

Расчет КПД теплоутилизационной установки осуществляется по формуле:

7. Эксергетическая оценка 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 оценки в рассматриваемом случае используется эксергетический КПД, который определяется как отношение отведенной эксергии к эксергии подведенной в систему:

где Е подв - эксергия топлива, МДж/кг;

Е отв - эксергия, воспринятая потоком водяного пара в печи и котле-утилизаторе.

В случае газообразного топлива подведенная эксергия складывается из эксергии топлива (Е подв1 ) и эксергии воздуха (Е подв2 ):

где Н н и Н о - энтальпии воздуха при температуре входа в топку печи и температуре окру-жающей среды соответственно, кДж/кг;

Т о - 298 К (25 °С);

ΔS - изменение энтропии воздуха, кДж/(кг К).

В большинстве случаев величиной эксергии воздуха можно пренебречь, то есть:

Отведенная эксергия для рассматриваемой системы складывается из эксергии, воспринятой водяным паром в печи (Е отв1 ), и эксергии, воспринятой водяным паром в КУ (Е отв2 ).

Для потока водяного пара, нагреваемого в печи:

где G - расход пара в печи, кг/с;

Н вп1 и Н вп2 - энтальпии водяного пара на входе и выходе из печи соответственно, кДж/кг;

ΔS вп - изменение энтропии водяного пара, кДж/(кг К).

Для потока водяного пара, получаемого в КУ:

где G n - расход пара в КУ, кг/с;

h к вп - энтальпия насыщенного водяного пара на выходе из КУ, кДж/кг;

h н в - энтальпия питательной воды на входе в КУ, кДж/кг.

Е отв = Е отв1 + Е отв2 ,

Е отв = 1965,8 + 296,3 = 2262,1 Дж/кг.

Заключение

Проведя расчет по предложенной установке (утилизации теплоты отходящих газов технологической печи) можно сделать вывод, что при данном составе топлива, производительности печи по водяному пару, другим показателям - величина КПД синтезированной системы высокая, таким образом - установка эффективна; это показала также и эксергетическая оценка системы «печь – котел-утилизатор», однако по энергетическим затратам установка оставляет желать лучшего и требует доработки.

Список использованной литературы

1. Хараз Д . И . Пути использования вторичных энергоресурсов в химических производствах / Д. И. Хараз, Б. И. Псахис. – М.: Химия, 1984. – 224 с.

2. Скобло А . И . Процессы и аппараты нефтеперерабатывающей и нефтехимической промышленности / А. И. Скобло, И. А. Трегубова, Ю. К., Молоканов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Химия, 1982. – 584 с.

3. Павлов К . Ф . Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии: Учеб. Пособие для вузов / К. Ф. Павлов, П. Г. Романков, А. А. Носков; Под ред. П. Г. Романкова. – 10-е изд., перераб. и доп. – Л.: Химия, 1987. – 576 с.

Приложение