Фізичні властивості димових газів таблиці. Теплофізичні властивості димових газів Щільність димових газів розраховують за формулою

Теплофізичні властивостігазоподібних продуктів горіння, необхідні для розрахунків залежності різних параметрів від температури даного газового середовища, можуть бути встановлені на основі наведених у таблиці значень. Зокрема зазначені залежності для теплоємності отримані у вигляді:

C psm = а -1/ d,

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

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

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

Перша залежність є кращою за точністю апроксимації, друга залежність може бути прийнята для проведення розрахунків меншої точності.

Фізичні параметридимових газів
(при Р = 0,0981 МПа; рСО2 = 0,13; p H2О = 0,11; р N2 = 0,76)

t, °С	γ, Н · м -3	з р, Вт (м 2 · ° С) -1	λ · 10 2 , Вт(м · К) -1	а· 10 6 , м 2 · з -1	μ · 10 6 , Па · с	v· 10 6 , м 2 · з -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

ДОДАТОК 3

(довідкове)

Повітро- та димопроникність повітроводів та клапанів

1. Для визначення витоків або підсмоктування повітря стосовно вентиляційним каналампротидимних систем можуть бути використані наступні формули, отримані апроксимацією табличних даних:

для повітроводів класу Н (в діапазоні тисків 0,2 – 1,4 кПа): ΔL = а(Р - b)з, де ΔL- підсмоктування (витік) повітря, м 3 /м 2 · год; Р- Тиск, кПа; а = 10,752331; b = 0,0069397038; з = 0,66419906;

для повітроводів класу П (в діапазоні тисків 0,2 - 5,0 кПа): де а = 0,00913545; b =-3,1647682 · 10 8; с =-1,2724412 · 109; d = 0,68424233.

2. Для протипожежних нормально закритих клапанів числові значення питомої характеристики опору димозапроникнення в залежності від температури газу відповідають даним, отриманим при стендових вогневих випробуваннях різних виробів на експериментальній базі ВНДІПО:

1. загальні положення. 2 2. Вихідні дані. 3 3. Витяжна протидимна вентиляція. 4 3.1. Видалення продуктів горіння безпосередньо з приміщення, що горить. 4 3.2. Видалення продуктів горіння із суміжних з приміщень, що горять. 7 4. Протидимна вентиляція. 9 4.1. Подача повітря в сходові клітки. 9 4.2. Подача повітря в ліфтові шахти.. 14 4.3. Подача повітря в тамбур-шлюзи. 16 4.4. Компенсуюча подача повітря. 17 5. Технічні характеристикиобладнання. 17 5.1. Устаткування систем витяжної протидимної вентиляції. 17 5.2. Устаткування систем припливної протидимної вентиляції. 21 6. Режими управління під час пожежі. 21 Список літератури. 22 Додаток 1. Визначення основних параметрів пожежного навантаження приміщень. 22 Додаток 2. Теплофізичні властивості димових газів. 24 Додаток 3. Повітро- та димопроникність повітроводів та клапанів. 25

Теплота спалювання. Найнижча теплота згоряння сухого газоподібного палива Qf коливається в широких межах від 4 до 47 МДж/м3 і залежить від його складу - співвідношення та якості горючих та негорючих

компонентів. Найменше значення Qf у доменного газу, середній склад якого приблизно на 30% складається з горючих газів (в основному оксиду вуглецю ЗІ) і приблизно на 60% з негорючого азоту N2. Найбільше

Значення Qf у попутних газів, склад яких відрізняється підвищеним вмістом важких вуглеводнів. Теплота згоряння природних газів коливається у вузькому діапазоні Qf = 35,5…37,5 МДж/м3.

Нижча теплота згоряння окремих газів, що входять до складу газоподібного палива, наведена в табл. 3.2. Про методи визначення теплоти згоряння газоподібного палива див. розділ 3.

Густина. Розрізняють абсолютну та відносну щільність газів.

Абсолютна щільність газу рг, кг/м3 - це маса газу, що припадає на 1 м3 об'єму, що займається цим газом. При підрахунку щільності окремого газу об'єм його кіломоля приймають рівним 22,41 м3 (як для ідеального газу).

Відносна щільність газу Ротн є відношенням абсолютної щільності газу за нормальних умов і аналогічної щільності повітря:

Ротн = Рг / Рв = Рг / 1293, (6.1)

Де рг, рЕ - відповідно абсолютна щільність газу та повітря за нормальних умов, кг/м3. Відносну щільність газів зазвичай використовують із зіставлення різних газів між собою.

Значення абсолютної та відносної щільності простих газів наведено у табл. 6.1.

Щільність газової суміші pjM, кг/м3, визначається на основі правила адитивності, згідно з яким властивості газів підсумовуються відповідно до їх об'ємної частки в суміші:

Де Xj - об'ємне вміст 7-го газу паливі, %; (РГ); - Щільність j-го газу, що входить до складу палива, кг/м3; п-число окремих газів у паливі.

Значення густини газоподібних палив наведені в табл. П.5.

Щільність газів р, кг/м3, залежно від температури та тиску, можна підрахувати за формулою

Де р0 - щільність газу за нормальних умов (Т0 = 273 К і р0 = 101,3 кПа), кг/м3; р і Т-відповідно дійсний тиск, кПа, і абсолютна температура газу, До.

Практично всі види газоподібного палива легші за повітря, тому при витоку газ накопичується під перекриттями. З метою безпеки перед пуском котла обов'язково перевіряють відсутність газу в найімовірніших місцях його скупчення.

В'язкість газів збільшується із підвищенням температури. Значення коефіцієнта динамічної в'язкості р, Па-с можна підрахувати за емпіричним рівнянням Сезер - ленда

Таблиця 6.1

Характеристики компонентів газового палива (при t - Про °С чр = 101,3 кПа)

	Хімічна	Молярна маса М,	густина	Об'ємні концентри
Найменування газу	Абсолютна	Відносна	Ціонні межі займання газу в суміші з повітрям, %
Горючі гази
Пропілен
Оксид вуглецю
Сірководень
Негорючі гази
Диоксид вуглецю
Диоксид сірки
Кисень
Повітря атмосфери.
Водяна пара

Де р0-коефіцієнт динамічної в'язкості газу за нормальних умов (Г0 = 273 К і р0 - 101,3 кПа), Па-с; Т - абсолютна температура газу, К; С - коефіцієнт, що залежить від виду газу, До приймається по табл. 6.2.

Для суміші газів коефіцієнт динамічної в'язкості приблизно можна визначити за значеннями в'язкості окремих компонентів:

Де gj-масова частка j-го газу в паливі, %; Цу-коефіцієнт динамічної в'язкості j-го компонента, Па-с; п - кількість окремих газів у паливі.

У практиці широко застосовується коефіцієнт кінематичної в'язкості V, м2/с, кото
рий пов'язаний з динамічною в'язкістю р через щільність р залежністю

V = р/р. (6.6)

З урахуванням (6.4) та (6.6) коефіцієнт кінематичної в'язкості v, м2/с, залежно від тиску та температури можна підрахувати за формулою

Де v0-коефіцієнт кінематичної в'язкості газу за нормальних умов (Го = 273 К і р0 = 101,3 кПа), м2/с; р і Г-відповідно дійсний тиск, кПа, і абсолютна температура газу, К; С - коефіцієнт, що залежить від виду газу, До приймається по табл. 6.2.

Значення коефіцієнтів кінематичної в'язкості для газоподібних палив наведено у табл. П.9.

Таблиця 6.2

Коефіцієнти в'язкості та теплопровідності компонентів газового палива

(При t = 0 ° С ір = 101,3 кПа)

Найменування газу	Коефіцієнт в'язкості	Коефіцієнт теплопровідності ЫО3, Вт/(м-К)	Коефіцієнт Сезерленду С, К
Динамічний р-106, Па-с	Кінематичний v-106, м2/с
Горючі гази
Пропілен
Оксид вуглецю
Сірководень
Негорючі гази Диоксид вуглецю
Кисень
Повітря атмосферне
Водяна пара при 100 °С

Теплопровідність. Молекулярне перенесення енергії в газах характеризується коефіцієнтом теплопровідності 'до, Вт/(м-К). Коефіцієнт теплопровідності обернено пропорційний тиску і збільшується з підвищенням температури. Значення коефіцієнта X можна підрахувати за формулою Сезерленд

Де Х,0 - коефіцієнт теплопровідності газу за нормальних умов (Г0 = 273 К і Ро = 101,3 кПа), Вт/(м-К); р і Т-відповідно дійсний тиск, кПа, і абсолютна температура газу, К; С - коефіцієнт, що залежить від виду газу, До приймається по табл. 6.2.

Значення коефіцієнтів теплопровідності для газоподібних палив наведено у табл. П.9.

Теплоємність газоподібного палива віднесена на 1 м3 сухого газу, залежить від його складу та загальному виглядівизначається як

4Л = 0,01(СН2Н2+Ссос0 +

ССН4СН4 + сСо2сОг + - + сх. Х;), (6.9) де сН2, сС0, сСщ, сС02, ..., сх. - теплоємності складових компонентів палива, відповідно водню, оксиду вуглецю, метану, діоксиду вуглецю та/-го компонента, кДж/(м3-К); Н2, СО, СН4, С02, …, Хг--

Теплоємності горючих складових газоподібного палива наведено у табл. П.6, негорючих – у табл. П.7.

Теплоємність вологого газоподібного палива

Сггтл, кДж/(м3-К), визначається як

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

Вибух. Суміш пального газу з повітрям у певних пропорціях за наявності вогню або навіть іскри може вибухнути, тобто відбувається його загоряння і згоряння зі швидкістю, близькою до швидкості поширення звуку. Вибухонебезпечні концентрації палива в повітрі залежать від хімічного складу та властивостей газу. Об'ємні концентраційні межі займання окремих горючих газів у суміші з повітрям наведені раніше в табл. 6.1. Найбільш широкі межі займання мають водень (4.. .74% за обсягом) і оксид вуглецю (12,5…74 %). Для природного газу усереднені нижня та верхня межі займання становлять за обсягом відповідно 4,5 і 17 %; для коксового - 5,6 та 31 %; для доменного - 35 та 74 %.

Токсичність. Під токсичністю розуміють здатність газу викликати отруєння живих організмів. Ступінь токсичності залежить від виду газу та його концентрації. Найбільш небезпечними у цьому відношенні компонентами газу є оксид вуглецю ЗІ та сірководень H2S.

Токсичність газових сумішей переважно визначається концентрацією найбільш токсичного з присутніх у суміші компонентів, при цьому його шкідливий вплив, як правило, помітно посилюється в присутності інших шкідливих газів.

Наявність та концентрацію у повітрі шкідливих газів можна визначити спеціальним приладом – газоаналізатором.

Майже всі природні гази не мають запаху. Для виявлення витоку газу та вжиття заходів безпеки природний газ до надходження в магістраль одарують, тобто насичують речовиною, що має різкий запах (наприклад, меркаптанами).

Теплота згоряння різних видів палива коливається у межах. Для мазуту, наприклад, вона становить понад 40 МДж/кг, а доменного газу та деяких марок пального сланцю - близько 4 МДж/кг. Склад енергетичних палив також змінюється у межах. Таким чином, одні й самі якісні характеристики залежно від виду і марки палива можуть різко відрізнятися між собою кількісно.

Наведені характеристики палива. Для порівняльного аналізу ролі характеристик, узагальнюючих якість палива, використовують наведені характеристики палива, %-кг/МДж, які у загальному вигляді розраховують за такою формулою

Де хг – показник якості робочого палива, %; Q[ - питома теплота згоряння (нижча), МДж/кг.

Так, наприклад, для розрахунку наведеної

Вологості зольності сірки S„p

Азота N^p (для робочого стану палива)

Формула (7.1) набуває наступного вигляду, %-кг/МДж:

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

4ф=л7е[; (7.3)

Snp=S'/ Єї; (7.4)

^p=N7 Q[. (7.5)

Як наочний приклад є показовим наступне зіставлення за умови спалювання різних палив у котлах однакової теплової потужності. Так, порівняння наведеної вологості підмосковного вугілля

Марки 2Б (WЈp = 3,72%-кг/МДж) і наза-

Ского вугілля 2Б (W^p = 3,04%-кг/МДж) показує, що в першому випадку кількість вологи, внесеної в топку котла з паливом, буде приблизно в 1,2 рази більше, ніж у другому, незважаючи на те, що робоча вологість у підмосковного вугілля (W[ = 31 %) менше, ніж у

Назаровського вугілля (Wf = 39%).

Умовне паливо. В енергетиці для порівняння ефективності використання палива у різних котельних установках, для планування видобутку та споживання палива в економічних розрахунках запроваджено поняття умовного палива. Як умовне паливо прийнято таке паливо, питома теплота згоряння (нижча) якого в робочому стані дорівнює Qy T = 29300 кДж/кг (або

7000 ккал/кг).

Для кожного натурального палива є так званий безрозмірний тепловий еквівалент Е, який може бути більшим або меншим за одиницю:

При влаштуванні печі в ідеалі хочеться мати таку конструкцію, яка автоматично давала б стільки повітря, скільки треба для горіння. З першого погляду це можна зробити за допомогою димової труби. Дійсно, чим інтенсивніше горять дрова, тим більше має бути гарячих димових газів, тим більше має бути тяга (модель карбюратора). Але це не так. Тяга зовсім не залежить від кількості гарячих димових газів, що утворюються. Тяга - це перепад тиску в трубі від оголовка труби до паливника. Визначається вона висотою труби і температурою димових газів, а точніше - їх щільністю.

Тягу визначають за такою формулою:

F = A (p в - p д) h

де F – тяга, А – коефіцієнт, p у – щільність зовнішнього повітря, p д – щільність димових газів, h – висота труби

Щільність димових газів розраховують за такою формулою:

p д = p (273 + t в) / (273 + t д)

де t і t д - температура в градусах Цельсія зовнішнього атмосферного повітря поза трубою і димових газів у трубі.

Швидкість руху димових газів у трубі (об'ємна витрата, тобто здатність засмоктувати труби) Gзовсім не залежить від висоти труби і визначається різницею температур димових газів та зовнішнього повітря, а також площею поперечного перерізу димової труби. Звідси випливає ряд практичних висновків.

По перше, Димові труби роблять високими зовсім не для того, щоб підвищити витрату повітря через паливник, а тільки для збільшення тяги (тобто перепаду тиску в трубі). Це дуже важливо для запобігання перекиданню тяги (димлення печі) при вітровому підпорі (величина тяги повинна завжди перевищувати можливу вітрову підпору).

По-друге, регулювати витрату повітря зручно за допомогою пристроїв, що змінюють площу живого перерізу труби, тобто за допомогою засувок. При збільшенні площі поперечного перерізу каналу димової труби, наприклад, вдвічі - очікується приблизно двократного збільшення об'ємного витрати повітря через топливник.

Пояснимо це простим та наочним прикладом. Маємо дві однакові печі. Об'єднуємо їх в одну. Отримуємо удвічі велику піч з подвоєною кількістю дров, що горять, з двократними витратою повітря і площею поперечного перерізу труби. Або (що є тим самим), якщо в паливнику розгорається все більше дров, то необхідно все більше і більше відкривати засувки на трубі.

По-третєЯкщо печка горить нормально в режимі, а ми додатково пустимо в топливник потік холодного повітря повз дров, що горять, у трубу, то димові гази відразу охолонуть, і витрата повітря через піч скоротиться. При цьому дрова, що горять, почнуть згасати. Тобто ми начебто безпосередньо на дрова не впливаємо і направляємо додатковий потік повз дрова, а виходить так, що труба може пропустити менше димових газів, ніж раніше, коли цей додатковий потік повітря був відсутній. Труба сама скоротить потік повітря на дрова, що був раніше, до того ж не пустить додатковий потік холодного повітря. Інакше кажучи, димова труба запрется.

Ось чому так шкідливі підсмоктування холодного повітря через щілини в димових трубах, зайві потоки повітря в паливнику та взагалі будь-які тепловтрати в димарі, що призводять до зниження температури димових газів.

По-четвертечим більше коефіцієнт газодинамічного опору димової труби, тим менша витрата повітря. Тобто стінки димової труби бажано виконувати якомога гладкішими, без завихрень і без поворотів.

У п'ятих, Що менше температура димових газів, то різкіше змінюється витрата повітря при коливаннях температури димових газів, що пояснює ситуацію нестійкості роботи труби при розпалюванні печі.

По-шостеПри високих температурах відпрацьованих газів витрата повітря не залежить від температури відпрацьованих газів. Тобто при сильному розгоранні печі витрата повітря перестає збільшуватись і починає залежати тільки від перерізу труби.

Питання нестійкості виникають при аналізі теплових характеристик труби, а й під час розгляду динаміки газових потоків у трубі. Справді, димова труба є колодязь, заповнений легким димовим газом. Якщо цей легкий димовий газ піднімається вгору не дуже швидко, то не виключена ймовірність того, що важке зовнішнє повітря може просто потонути в легкому газі і створити падаючий низхідний потік у трубі. Особливо ймовірна така ситуація при холодних стінках димаря, тобто під час розпалу печі.

Мал. 1. Схема руху газів у холодній димарі: 1 - паливник; 2 - подача повітря через піддувало; 3-димова труба; 4 – засувка; 5 – камінний зуб; 6-димові гази; 7-провалюється холодне повітря; 8 - потік повітря, що викликає перекидання тяги.

а) гладка відкрита вертикальна труба
б) труба із засувкою та зубом
в) труба з верхньою засувкою

Суцільні стрілки – напрямки руху легких гарячих димових газів. Пунктирні стрілки - напрямки руху низхідних потоків холодного повітря з атмосфери.

на Мал. 1асхематично зображена піч, в яку подається повітря 2 і виводяться через димову трубу димові гази 6. Якщо поперечний переріз труби велике (або швидкість руху димових газів мала), то в результаті будь-якої флуктуації в трубу починає проникати холодне важке атмосферне повітря 7, досягаючи навіть паливника. Цей падаючий потік може замінити «штатний» потік повітря через піддувало 2. Навіть якщо піч буде замкнена на всі дверцята і всі заслінки повітрозабірних отворів будуть закриті, то все одно піч може горіти за рахунок повітря, що надходить зверху. До речі, саме так часто буває при догоранні вугілля при зачинених дверях печей. Може навіть відбутися повне перекидання тяги: повітря надходитиме зверху через трубу, а димові гази - виходитиме через дверцята.

Насправді ж на внутрішній стінці димової труби завжди є нерівності, нарости, шорсткості, при зіткненні з якими димові гази і зустрічні низхідні холодні повітряні потоки збурюються і перемішуються один з одним. Холодний низхідний потік повітря при цьому виштовхується або, нагріваючись, починає підніматися вгору впереміш з гарячими газами.

Ефект розгортання низхідних потоків холодного повітря нагору посилюється за наявності частково відкритих засувок, а також так званого зуба, що широко застосовується в технології виготовлення камінів ( Мал. 1б). Зуб перешкоджає надходженню холодного повітря з труби в камінний простір і запобігає цим димленню каміна.

Східні потоки повітря в трубі особливо небезпечні в туманну погоду: димові гази не в змозі випарувати дрібні крапельки води, охолоджуються, тяга знижується і може навіть перекинутися. Пекти при цьому сильно димить, не розгоряється.

З тієї ж причини сильно димлять печі із сирими димовими трубами. Для запобігання виникненню низхідних потоків особливо ефективні верхні засувки ( Мал. 1в), регульовані залежно від швидкості димових газів у димарі. Проте експлуатація таких засувок незручна.

Мал. 2. Залежність коефіцієнта надлишку повітря та від часу протопки печі (суцільна крива). Пунктирна крива - потрібна витрата повітря G потр для повного окислення продуктів згоряння дров (у тому числі сажі та летких речовин) у димових газах (у відносних одиницях). Штрих-пунктирна крива - реальна витрата повітря G труби, що забезпечується тягою труби (у відносних одиницях). Коефіцієнт надлишку повітря є приватним відділення G труби на G

Стійка і досить сильна тяга виникає лише після прогріву стінок димової труби, на що потрібен значний час, отже на початку протопки повітря завжди не вистачає. Коефіцієнт надлишку повітря при цьому менше одиниці, і піч димить ( Мал. 2). І навпаки: після закінчення протопки димова труба залишається гарячою, тяга довго зберігається, хоча дрова вже практично згоріли (коефіцієнт надлишку повітря – більше одиниці). Металеві печі з металевими утепленими димовими трубами швидше виходять на режим через малу теплоємність порівняно з цегляними трубами.

Аналіз процесів у димарі можна продовжити, але вже й так ясно, що як би не гарна була сама піч, всі її переваги можуть бути зведені до нуля поганою димовою трубою. Звичайно, в ідеальному варіанті димову трубу треба було б замінити сучасною системою примусової витяжки димових газів за допомогою електричного вентилятора з регульованою витратою та попередньою конденсацією вологи з димових газів. Така система також могла б очищати димові гази від сажі, окису вуглецю та інших шкідливих домішок, а також охолоджувати димові гази, що скидаються, і забезпечувати рекуперацію тепла.

Але все це – у далекій перспективі. Для дачника і садівника димова труба часом і так може стати набагато дорожчою за саму печі, особливо в разі опалення багаторівневого будинку. Банні димові труби зазвичай простіші і коротші, але рівень теплової потужності печі може бути дуже великим. Такі труби, як правило, сильно прогріті по всій довжині, з них часто вилітають іскри та попіл, але випадання конденсату та сажі незначне.

Якщо ви поки що плануєте використовувати банну будівлю тільки як лазню, то трубу можна робити і неутепленою. Якщо ж лазня замислюється вами і як місце можливого перебування (тимчасового проживання, ночівлі), особливо взимку, то доцільніше трубу відразу робити утепленою, причому якісно, ​​«на все життя». Пічки при цьому можна міняти хоч щодня, підбирати конструкцію удало і по-потрібніше, а труба буде одна і та ж.

Принаймні, якщо піч працює в режимі тривалого горіння (тління дров), то утеплення труби абсолютно обов'язкове, оскільки при низьких потужностях (1 — 5 кВт) неутеплена металева труба стане зовсім холодною, буде рясно текти конденсат, який у найсильніші морози може навіть замерзнути і перекрити льодом трубу. Це особливо небезпечно за наявності іскроуловлювальної сітки та парасольок з малими прохідними зазорами. Іскровловлювачі доцільні при інтенсивних протопках влітку і вкрай небезпечні при слабких режимах горіння дров взимку. Через можливе забивання труб льодом установку дефлекторів і парасольок на пічних трубах було заборонено в 1991 році (а на димоходах газових печей ще раніше).

З тих же міркувань не варто захоплюватися висотою труби - рівень тяги не такий вже й важливий для необоротної банної печі. Якщо ж вона підніматиме, завжди можна швидко провітрити приміщення. А ось висоту над ковзаном даху (не менше 0,5 м) слід дотриматися обов'язково для запобігання перекиданню тяги при поривах вітру. На пологих дахах труба повинна виступати над сніговим покривом. Принаймні краще мати трубу нижчу, але тепліше (ніж вище, але холодніше). Високі труби взимку завжди холодні та небезпечні в експлуатації.

Холодні димарі мають масу недоліків. У той же час неутеплені, але не дуже довгі труби на металевих печах при розпалюванні прогріваються швидко (багато швидше, ніж цегляні труби), залишаються гарячими при енергійній протопці і тому в лазнях (і не тільки в лазнях) застосовуються дуже широко, тим більше що вони щодо дешеві. Асоцементні труби на металевих печах не використовують, тому що вони мають велику вагу, а також руйнуються при перегріві з розльотом уламків.

Мал. 3. Найпростіші конструкції металевих димових труб: 1 – металева кругла димова труба; 2 - іскроуловлювач; 3 – ковпак для захисту труби від атмосферних опадів; 4 - крокви; 5 - обрешітка даху; 6 -дерев'яні бруски між кроквами (або балками) для оформлення протипожежного отвору (розділки) у даху або перекритті (при необхідності); 7 - коник даху; 8 - м'яка покрівля (руберойд, гідростеклоізол, м'яка черепиця, гофровані картонно-бітумні листи тощо); 9 - металевий лист для настилу даху та перекриття отвору (допускається використовувати плоский лист ацеїду - азбоцементну електроізоляційну дошку); 10 – металева водовідвідна накладка; 11 - азбестова герметизація зазору (стику); 12 - металевий ковпак-видра; 13 - стельові балки (із заповненням простору утеплювачем); 14 – обшивка стелі; 15 - підлога горища (при необхідності); 16 - металевий лист стельового оброблення; 17 - металеві кути, що підсилюють; 18 - металева кришка стельового оброблення (при необхідності); 19 - утеплювач негорючий термостійкий (керамзит, пісок, перліт, мінвата); 20 - захисна накладка (металевий лист по шару азбестового картону товщиною 8 мм); 21 – металевий екран труби.

а) нетеплоізольована труба;
б) теплоізольована екранована труба з опором теплопередачі не менше ніж 0,3 м 2 -град/Вт (що еквівалентно товщині цегли 130 мм або товщині утеплювача типу мінвати 20 мм).

на Мал. 3представлені типові монтажні схеми неутеплених металевих труб. Саму трубу слід купувати з нержавіючої сталі завтовшки не менше 0,7 мм. Найбільш ходовий діаметр російської труби – 120 мм, фінської – 115 мм.

По ГОСТ 9817-95 площа поперечного перерізу багатооборотної димової труби повинна становити не менше 8 см 2 на 1 кВт номінальної теплової потужності, що виділяється в топці при горінні дров. Цю потужність не слід плутати з тепловою потужністю теплоємної печі, що виділяється із зовнішньої цегляної поверхні печі в приміщення за СНиП 2.04.05-91. Це – одне із численних непорозумінь наших нормативних документів. Оскільки теплоємні печі зазвичай топляться лише 2-3 години на добу, то потужність у топці приблизно в десять разів більша за потужність виділення тепла з поверхні цегляної печі.

Наступного разу ми поговоримо про особливості монтажу димових труб.

2. тепло, яке несуть газами. Визначимо теплоємність димових газів при tух = 8000С;

3. втрати тепла через кладку теплопровідністю.

Втрати через склепіння

Товщина склепіння 0,3 м, матеріал шамот. Приймаємо, що температура внутрішньої поверхні склепіння дорівнює температурі газів.

Середня температура в печі:

За цією температурою вибираємо коефіцієнт теплопровідності шамотного матеріалу:

Таким чином, втрати через склепіння становлять:

де - коефіцієнт тепловіддачі від зовнішньої поверхні стін до навколишнього повітря, рівний 71,2 кДж/(м2*ч*0С)

Втрати через стіни. Кладка стін виконана двошаровою (шамот 345 мм, діатоміт 115 мм)

Площа стін, м2:

Методичної зони

Зварювальної зони

Томільної зони

Торцевих

Повна площа стін 162,73 м2

При лінійному розподілі температури по товщині стіни середня температура шамоту дорівнюватиме 5500С, а діатоміту 1500С.

Отже.

Повні втрати через кладку

4. Втрати тепла з охолодною водою за практичними даними приймаємо рівним 10% Qх приходу, тобто Qх + Qр

5. Невраховані втрати приймаємо у розмірі 15% Q приходу тепла

Складемо рівняння теплового балансу печі

Тепловий баланс печі зведемо у табл.1; 2

Таблиця 1

Таблиця 2

Витрата кДж/год	%
Тепло витрачається на нагрівання металу	53
тепло газів, що йдуть	26
втрати через кладку	1,9
втрати з охолодною водою	6,7
невраховані втрати	10,6
Разом:	100

Питома витрата тепла на нагрівання 1 кг металу становитиме

Вибір та розрахунок пальників

В печі встановлені пальники типу «труба в трубі».

У зварювальних зонах 16 штук, у томильній 4шт. загальна кількість пальників 20шт. Визначимо розрахункову кількість повітря, що приходить на один пальник.

Vв - годинна витрата повітря;

ТБ - 400 +273 = 673 К - температура підігріву повітря;

N – кількість пальників.

Тиск повітря перед пальником приймаємо 2,0 кПа. Слід зазначити, що необхідну витрату повітря забезпечує пальник ДБВ 225.

Визначимо розрахункову кількість газу на один пальник;

VГ = В = 2667 годинний витрата палива;

ТГ = 50 +273 = 323 К - температура газу;

N – кількість пальників.

8. Розрахунок рекуператора

Для підігріву повітря проектуємо металевий петльовий рекуператор із труб діаметром 57/49,5 мм з коридорним розташуванням їх кроком

Вихідні дані для розрахунку:

Годинний витрата палива = 2667 кДж / год;

Витрати повітря на 1 м3 палива Lα = 13,08 м3/м3;

Кількість продуктів згоряння від 1 м3 пального газу V =13,89 м3/м3;

Температура підігріву повітря tв = 4000С;

Температура газів з печі tух = 8000С.

Годинна витрата повітря:

Часовий вихід диму:

Годинна кількість диму, що проходить через рекуператор з урахуванням втрат диму на вибивання і через обвідний шибер та підсмоктування повітря.

Коефіцієнт m з огляду на втрати диму приймаємо 0,7.

Коефіцієнт, що враховує підсмоктування повітря в кнурах, приймемо 0,1.

Температура диму перед рекуператором з урахуванням підсмоктування повітря;

де iух - теплозміст газів, що відходять при tух = 8000С

Цьому тепломістку відповідає температура диму tД = 7500С. (Див. Рис.67 (3))

Державний освітній заклад вищої професійної освіти

"Самарський Державний Технічний Університет"

Кафедра «Хімічна технологія та промислова екологія»

КУРСОВА РОБОТА

з дисципліни «Технічна термодинаміка та теплотехніка»

Тема: Розрахунок установки утилізації теплоти газів, що відходять, технологічної печі

Виконав: Студент Рябініна О.О.

ЗФ курс ІІІ група 19

Перевірив: Консультант Чуркіна А.Ю.

Самара 2010 р.

Вступ

На більшості хімічних підприємств утворюються високо- та низько-температурні теплові відходи, які можуть бути використані як вторинні енергетичні ресурси (ВЕР). До них відносяться гази, що йдуть, різних котлів і технологічних печей, охолоджувані потоки, охолоджувальна вода і відпрацьована пара.

Теплові ВЕР значною мірою покривають потреби у теплі окремих виробництв. Так було в азотної промисловості з допомогою ВЕР задовольняється понад 26 % потреби у теплі, в содовій промисловості – понад 11 %.

Кількість використаних ВЕР залежить від трьох факторів: температури ВЕР, їх теплової потужності та безперервності виходу.

В даний час найбільшого поширення набула утилізація тепла виробничих газів, що відходять, які майже для всіх вогнетехнічних процесів мають високий температурний потенціал і в більшості виробництв можуть використовуватися безперервно. Тепло відхідних газів є основною складовою енергетичного балансу. Його використовують переважно для технологічних, а в деяких випадках – і для енергетичних цілей (у котлах-утилізаторах).

Однак широке використання високотемпературних теплових ВЕР пов'язане з розробкою методів утилізації, у тому числі тепла розжарених шлаків, продуктів і т. д., нових способів утилізації тепла газів, що відходять, а також з удосконаленням конструкцій існуючого утилізаційного обладнання.

1. Опис технологічної схеми

У трубчастих печах, що не мають камери конвекції, або в печах радіантно-конвекційного типу, але мають порівняно високу початкову температуру продукту, що нагрівається, температура відхідних газів може бути порівняно високою, що призводить до підвищених втрат тепла, зменшення ККД печі і більшій витраті палива. Тому необхідно використовувати тепло газів, що відходять. Цього можна досягти або застосуванням повітропідігрівача, що нагріває повітря, що надходить у піч для горіння палива, або встановленням котлів-утилізаторів, що дозволяють отримати водяну пару, необхідну для технологічних потреб.

Однак для здійснення підігріву повітря потрібні додаткові витрати на спорудження повітропідігрівача, повітродувки, а також додаткова витрата електроенергії, що споживається двигуном повітродувки.

Для забезпечення нормальної експлуатації повітропідігрівача важливо запобігти можливості корозії його поверхні з боку потоку димових газів. Таке явище можливе, коли температура поверхні теплообміну нижче температури точки роси; при цьому частина димових газів, безпосередньо стикаючись з поверхнею повітропідігрівача, значно охолоджується, водяна пара, що міститься в них, частково конденсується і, поглинаючи з газів діоксид сірки, утворює агресивну слабку кислоту.

Точка роси відповідає температурі, при якій тиск насиченої пари води виявляється рівним парціальному тиску водяної пари, що містяться в димових газах.

Одним з найбільш надійних способів захисту від корозії є попередній підігрів повітря будь-яким способом (наприклад, водяних або парових калориферах) до температури вище точки роси. Така корозія може мати місце і на поверхні конвекційних труб, якщо температура сировини, що надходить у піч, нижча за точку роси.

Джерелом теплоти, підвищення температури насиченої пари, є реакція окислення (горіння) первинного палива. Димові гази, що утворюються при горінні, віддають свою теплоту в радіаційній, а потім конвекційній камерах сировинному потоку (водяному пару). Перегріта водяна пара надходить до споживача, а продукти згоряння залишають піч і надходять у котел-утилізатор. На виході з КУ насичена водяна пара надходить назад на подачу в піч перегріву пари, а димові гази, охолоджуючись живильною водою, надходять у повітропідігрівач. З повітропогрівача димові гази надходять у КТАН, де вода, що надходить по змійовику, нагрівається і йде на пряму до споживача, а димові гази – в атмосферу.

2. Розрахунок печі

2.1 Розрахунок процесу горіння

Визначимо нижчу теплоту згоряння палива Q р н. Якщо паливо є індивідуальним вуглеводнем, то теплота згоряння його Q р ндорівнює стандартній теплоті згоряння з відрахуванням теплоти випаровування води, що у продуктах згоряння. Також вона може бути розрахована за стандартними тепловими ефектами утворення вихідних та кінцевих продуктів виходячи із закону Гесса.

Для палива, що складається із суміші вуглеводнів, теплота згоряння визначається, але правилом адитивності:

де Q pi н- теплота спалювання i-го компонента палива;

y i- Концентрація i-го компонента палива в частках від одиниці, тоді:

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 .

Молярна маса палива:

M m = Σ M i ∙ y i ,

де M i– молярна маса i-го компонента палива, звідси:

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+ 2.

кг/м 3 ,

тоді Q р н см, Виражена в МДж/кг, дорівнює:

МДж/кг.

Результати розрахунку зводимо у табл. 1:

Склад палива Таблиця 1

Визначимо елементарний склад палива, % (мас.):

,

де n i C , n i H , n i N , n i O- Число атомів вуглецю, водню, азоту і кисню в молекулах окремих компонентів, що входять до складу палива;

Вміст кожного компонента палива, мас. %;

x i- Зміст кожного компонента палива, мовляв. %;

M i- молярна маса окремих компонентів палива;

М m- Молярна маса палива.

Перевірка складу :

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

Визначимо теоретичну кількість повітря, необхідну для спалювання 1 кг палива, воно визначається зі стехіометричного рівняння реакції горіння та вмісту кисню в атмосферному повітрі. Якщо відомий елементарний склад палива, теоретична кількість повітря L 0, кг/кг, обчислюється за формулою:

На практиці для забезпечення повноти згоряння палива в топку вводять надмірну кількість повітря, знайдемо дійсну витрату повітря при α = 1,25:

L = αL 0 ,

де L- дійсна витрата повітря;

α - коефіцієнт надлишку повітря,

L = 1,25∙17,0 = 21,25 кг/кг.

Питома кількість повітря (н. у.) для горіння 1 кг палива:

де ρ в= 1,293 – щільність повітря за нормальних умов,

м 3 /кг.

Знайдемо кількість продуктів згоряння, що утворюються при спалюванні 1 кг палива:

якщо відомий елементарний склад палива, то масовий склад димових газів у розрахунку на 1 кг палива при повному його згоранні може бути визначений на підставі наступних рівнянь:

де m CO2 , m H2O , m N2 , m O2- Маса відповідних газів, кг.

Сумарна кількість продуктів горіння:

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.

Перевіряємо отриману величину:

де W ф- питома витрата форсункової пари при спалюванні рідкого палива, кг/кг (для газового палива W ф = 0),

Оскільки паливо - газ, вмістом вологи в повітрі нехтуємо, і кількість водяної пари не враховуємо.

Знайдемо обсяг продуктів згоряння за нормальних умов, що утворилися при згорянні 1 кг палива:

де m i- Маса відповідного газу, що утворюється при згорянні 1 кг палива;

ρ i- щільність даного газу за нормальних умов, кг/м 3 ;

М i- молярна маса цього газу, кг/кмоль;

22,4 - молярний об'єм, м 3 /кмоль,

м 3 /кг; м 3 /кг;

м 3 /кг; м 3 /кг.

Сумарний обсяг продуктів згоряння (н. у.) при фактичній витраті повітря:

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

V = 1,38 + 2,75 + 13,06 + 0,70 = 17,89 м3/кг.

Щільність продуктів згоряння (н. у.):

кг/м 3 .

Знайдемо теплоємність та ентальпію продуктів згоряння 1 кг палива в інтервалі температур від 100 °С (373 К) до 1500 °С (1773 К), використовуючи дані табл. 2.

Середні питомі теплоємності газів з р, кДж/(кг∙К) Таблиця 2

t, °С

Ентальпія димових газів, що утворюються при згорянні 1 кг палива:

де з CO2 , з H2O , з N2 , з О2- середні питомі теплоємності при постійному тиску відповідних газон за температури t, КДж / (кг · К);

з t- середня теплоємність димових газів, що утворюються при згорянні 1 кг палива за температури 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);

Результати розрахунків зводимо у табл. 3.

Ентальпія продуктів згоряння Таблиця 3

За даними табл. 3 будуємо графік залежності H t = f ( t ) (Рис. 1) див. додаток .

2.2 Розрахунок теплового балансу печі, ККД печі та витрати палива

Тепловий потік, сприйнятий водяною парою в печі (корисне теплове навантаження):

де G- кількість водяної пари, що перегрівається, в одиницю часу, кг/с;

H вп1і Н вп2

Приймаємо температуру димових газів, що йдуть, дорівнює 320 ° С (593 К). Втрати тепла випромінюванням у довкілля становитимуть 10 %, причому 9 % їх втрачається в радіантної камері, а 1 % - у конвекційної. ККД топки η т = 0,95.

Втратами тепла від хімічного недопалу, а також кількістю теплоти палива, що надходить, і повітря нехтуємо.

Визначимо ККД печі:

де Н ух- ентальпія продуктів згоряння при температурі димових газів, що залишають піч, t ух; температура димових газів, що йдуть, приймається зазвичай на 100 - 150 °С вище початкової температури сировини на вході в піч; q піт- Втрати тепла випромінюванням в довкілля, % або частки від Q підлога ;

Витрата палива, кг/с:

кг/с.

2.3 Розрахунок радіантної камери та камери конвекції

Задаємося температурою димових газів на перевалі: t п= 750 - 850 °С, приймаємо

t п= 800 ° С (1073 К). Ентальпія продуктів згоряння за температури на перевалі

H п= 21171,8 кДж/кг.

Тепловий потік, сприйнятий водяною парою в радіантних трубах:

де Нп - ентальпія продуктів згоряння при температурі димових газів па перевалі, кДж/кг;

η т – коефіцієнт корисної дії топки; рекомендується приймати його рівним 0,95 – 0,98;

Тепловий потік, сприйнятий водяною парою в конвекційних трубах:

Ентальпія водяної пари на вході в радіантну секцію складе:

кДж/кг.

Приймаємо величину втрат тиску у конвекційній камері ∆ P до= 0,1 МПа, тоді:

P до = P - P до ,

P до= 1,2 - 0,1 = 1,1 МПа.

Температура входу водяної пари до радіантної секції t до= 294 °С, тоді середня температура зовнішньої поверхні радіантних труб становитиме:

де Δt- різницю між температурою зовнішньої поверхні радіантних труб і температурою водяної пари (сировини), що нагрівається в трубах; Δt= 20 – 60 °С;

До.

Максимальна розрахункова температура горіння:

де t o- наведена температура вихідної суміші палива та повітря; приймається рівною температурі повітря, що подається на горіння;

з п.с.- Питома теплоємність продуктів згоряння при температурі tп;

°З.

При t max = 1772,8 °С та tп = 800 °С теплонапруженість абсолютно чорної поверхні q sдля різних температур зовнішньої поверхні радіантних труб має такі значення:

Θ, °С 200 400 600

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

Будуємо допоміжний графік (рис. 2) див. додаток, За яким знаходимо теплонапруженість при Θ = 527 °С: q s= 0,95 ∙ 10 5 Вт/м 2 .

Розраховуємо повний тепловий потік, внесений у топку:

Попереднє значення площі еквівалентної абсолютно чорної поверхні:

м2.

Приймаємо ступінь екранування кладки Ψ = 0,45 і для α = 1,25 знаходимо, що

H s /H л = 0,73.

Величина еквівалентної плоскої поверхні:

м2.

Приймаємо однорядне розміщення труб та крок між ними:

S = 2d н= 2 ∙ 0,152 = 0,304 м. Для цих значень фактор форми До = 0,87.

Величина заекранованої поверхні кладки:

м2.

Поверхня нагріву радіантних труб:

м2.

Вибираємо піч ББ2, її параметри:

поверхня камери радіації, м 2 180

поверхня камери конвекції, м 2 180

робоча довжина печі, м 9

ширина камери радіації, м 1,2

виконання б

спосіб спалювання палива безполум'яне

діаметр труб камери радіації, мм 152×6

діаметр труб камери конвекції, мм 114×6

Число труб у камері радіації:

де dн - зовнішній діаметр труб у камері радіації, м;

lпідлога - корисна довжина радіантних труб, що омивається потоком димових газів, м,

lпідлога = 9 - 0,42 = 8,2 м,

.

Теплонапруженість поверхні радіантних труб:

Вт/м2.

Визначаємо кількість труб камери конвекції:

Маємо в шаховому порядку по 3 в одному горизонтальному ряду. Крок між трубами S = ​​1,7 dн = 0,19 м-коду.

Середня різниця температур визначаємо за формулою:

°З.

Коефіцієнт теплопередачі у камері конвекції:

Вт/(м 2 ∙ К).

Теплонапруга поверхні конвекційних труб визначаємо за формулою:

Вт/м2.

2.4 Гідравлічний розрахунок змійовика печі

Гідравлічний розрахунок змійовика печі полягає у визначенні втрат тиску водяної пари в радіантних та конвекційних трубах.

де G

ρ до п.п.

d- Щільність водяної пари при середній температурі і тиску в камері кон-векції, кг/м 3 ;

до – внутрішній діаметр конвекційних труб, м; z

до – число потоків у камері конвекції,

ν м/с.

до = 3,311 ∙ 10 -6 м 2 /с.

Значення критерію Рейнольдса:

м.

Втрати тиску на тертя:

Па = 14,4 кПа.

Па = 20,2 кПа. де Σ

ζ до

- Число поворотів.

Загальна втрата тиску:

2.5 Розрахунок втрати тиску водяної пари в радіаційній камері

де GСередня швидкість водяної пари:

ρ - Витрата водяної пари, що перегрівається в печі, кг / с;

dр в.п.

до – внутрішній діаметр конвекційних труб, м;- Щільність водяної пари при середній температурі і тиску в камері кон-векції, кг/м 3 ;

до – число потоків у камері конвекції,

р - внктренний діаметр конвекційних труб, м; ν р – число потоків у камері клнвекции,

до = 3,311 ∙ 10 -6 м 2 /с.

Кінематична в'язкість водяної пари при середній температурі та тиску в камері конвекції

Значення критерію Рейнольдса:

р = 8,59 ∙ 10 -6 м 2 /с.

м.

Загальна довжина труб на прямій ділянці:

Втрати тиску на подолання місцевих опорів:

Па = 11,3 кПа,

Па = 20,2 кПа. ζ р= 0,35 – коефіцієнт опору при повороті на 180 ºС,

ζ до

- Число поворотів.

Проведені розрахунки показали, що вибрана піч забезпечить процес перегріву водяної пари у заданому режимі.

3. Розрахунок котла-утилізатора

Знайдемо середню температуру димових газів:

де t 1 – температура димових газів на вході,

t 2 - температура димових газів на виході, ° С;

° С (538 К).

Масова витрата димових газів:

де - витрата палива, кг/с;

Для димових газів питомих ентальпії визначимо виходячи з даних табл. 3 та рис. 1 за формулою:

Ентальпії теплоносіїв Таблиця 4

Тепловий потік, що передається димовими газами:

де Н 1 та H 2 - ентальпія димових газів при температурі входу та виходу з КУ відповідно, що утворюються при згорянні 1 кг палива, кДж/кг;

В – витрата палива, кг/с;

h 1 та h 2 - питомі ентальпії димових газів, кДж/кг,

Тепловий потік, сприйнятий водою, Вт:

де η ку - коефіцієнт використання теплоти в КУ; η ку = 0,97;

G n – паропродуктивність, кг/с;

hдо вп - ентальпія насиченої водяної пари при температурі виходу, кДж/кг;

hн в - енталига поживної води, кДж/кг,

Кількість водяної пари, що отримується в КУ, визначимо за формулою:

кг/с.

Тепловий потік, сприйнятий водою в зоні нагріву:

де hдо - питома ентальпія води при температурі випаровування, кДж/кг;

Тепловий потік, що надається димовими газами воді в зоні нагріву (корисна теплота):

де h x – питома ентальпія димових газів за температури t x , звідси:

кДж/кг.

Значення ентальпії згоряння 1 кг палива:

За рис. 1 температура димових, що відповідає значенню H x = 5700,45 кДж/кг:

tх = 270 °С.

Середня різниця температур у зоні нагріву:

°З.

270 димові гази 210 З урахуванням індексу протиточності:

де Доф – коефіцієнт теплопередачі;

м2.

Середня різниця температур у зоні випаровування:

°З.

320 димові гази 270 З урахуванням індексу протиточності:

187 водяна пара 187

Площа поверхні теплообміну в зоні нагріву:

де Доф - коефіцієнт т6плопередачі;

м2.

Сумарна площа поверхні теплообміну:

F = Fн+ F u ,

F= 22,6 + 80 = 102,6 м2.

Відповідно до ГОСТ 14248-79 вибираємо стандартний випарник з паровим простором з такими характеристиками:

діаметр кожуха, мм 1600

число трубних пучків 1

число труб в одному пучку 362

поверхня теплообміну, м 2 170

площа перерізу одного ходу

трубами, м 2 0,055

4. Тепловий баланс повітропідігрівача

Атмосферне повітря з температурою t ° по-хнадходить в апарат, де нагрівається до температури t х по-хза рахунок теплоти димових газів.

Витрата повітря, кг/с визначається виходячи з необхідної кількості палива:

де У- Витрата палива, кг / с;

L- дійсна витрата повітря для спалювання 1 кг палива, кг/кг,

Димові гази, віддаючи свою теплоту, охолоджуються від t дгЗ = t дг2до t дг4 .

=

де H 3і H 4- ентальпії димових газів при температурах t дг3і t дг4відповідно, кДж/кг,

Тепловий потік, сприйнятий повітрям, Вт:

де з по-х- середня питома теплоємність повітря, кДж/(кг К);

0,97 - ККД повітропідігрівача,

Кінцева температура повітря ( t х по-х) визначається з рівняння теплового балансу:

До.

5. Тепловий баланс КТАНу

Після повітропідігрівача димові гази надходять у контактний апарат з активною насадкою (КТАН), де їх температура знижується від t дг5 = t дг4до температури t дг6= 60 °С.

Знімання теплоти димових газів здійснюється двома роздільними потоками води. Один потік вступає у безпосередній контакт з димовими газами, а інший обмінюється з ними теплотою через стінку змійовика.

Тепловий потік, відданий димовими газами, Вт:

де H 5і H 6- ентальпії димових газів при температурі t дг5і t дг6відповідно, кДж/кг,

Кількість охолоджуючої води (сумарна), кг/с, визначається з рівняння теплового балансу:

де η - ККД КТАНу, η=0,9,

кг/с.

Тепловий потік, сприйнятий охолоджувальною водою, Вт:

де G вода- Витрата охолоджувальної води, кг/с:

з вода- Питома теплоємність води, 4,19 кДж/(кг К);

t н водаі t до води- температура води на вході та виході з КТАНу відповідно,

6. Розрахунок коефіцієнта корисної дії теплоутилізаційної установки

При визначенні величини ККД синтезованої системи ( η ту) використовується традиційний підхід.

Розрахунок ККД теплоутилізаційної установки здійснюється за формулою:

7. Ексергетична оцінка системи «піч – котел-утилізатор»

Ексергетичний метод аналізу енерготехнологічних систем дозволяє найбільш об'єктивно та якісно оцінити енергетичні втрати, які ніяк не виявляються за звичайної оцінки за допомогою першого закону термодинаміки. Як критерій оцінки у цьому випадку використовується ексергетичний ККД, який визначається як відношення відведеної ексергії до ексергії підведеної в систему:

де Е підв- ексергія палива, МДж/кг;

Е відп- ексергія, сприйнята потоком водяної пари в печі та котлі-утилізаторі.

У разі газоподібного палива підведена ексергія складається з ексергії палива ( Е підв1) та ексергії повітря ( Е подв2):

де Н ні Але- ентальпії повітря при температурі входу в топку печі і температурі навколишнього середовища відповідно, кДж/кг;

Т о- 298 К (25 ° С);

ΔS- Зміна ентропії повітря, кДж / (кг К).

У більшості випадків величиною ексергії повітря можна знехтувати, тобто:

Відведена ексергія для системи, що розглядається, складається з ексергії, сприйнятої водяною парою в печі ( Є відповіді), та ексергії, сприйнятої водяною парою в КУ ( Е отв2).

Для потоку водяної пари, що нагрівається в печі:

де G- Витрата пари в печі, кг / с;

Н вп1і Н вп2- ентальпії водяної пари на вході та виході з печі відповідно, кДж/кг;

ΔS вп- Зміна ентропії водяної пари, кДж / (кг К).

Для потоку водяної пари, що отримується в КУ:

де G n- Витрата пари в КУ, кг / с;

h до вп- ентальпія насиченої водяної пари на виході з КУ, кДж/кг;

h н в- ентальпія поживної води на вході до КУ, кДж/кг.

Е відп = Е отв1 + Е отв2 ,

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

Висновок

Провівши розрахунок за запропонованою установкою (утилізації теплоти газів, що відходять, технологічної печі) можна зробити висновок, що при даному складі палива, продуктивності печі по водяній парі, іншим показникам - величина ККД синтезованої системи висока, таким чином - установка ефективна; це показала також і ексергетична оцінка системи «піч – котел-утилізатор», проте за енергетичними витратами установка залишає бажати кращого та потребує доопрацювання.

Список використаної літератури

1. Хараз Д .І. Шляхи використання вторинних енергоресурсів у хімічних виробництвах/Д. І. Хараз, Б. І. Псахіс. - М.: Хімія, 1984. - 224 с.

2. Скобло А . І. Процеси та апарати нафтопереробної та нафтохімічної промисловості / А. І. Скобло, І. А. Трегубова, Ю. К., Молоканов. - 2-ге вид., перероб. та дод. - М.: Хімія, 1982. - 584 с.

3. Павлов К .Ф. Приклади та завдання з курсу процесів та апаратів хімічної технології: Навч. Посібник для вузів / К. Ф. Павлов, П. Г. Романков, А. А. Носков; За ред. Романкова. - 10-те вид., Перероб. та дод. - Л.: Хімія, 1987. - 576 с.

додаток