Элементы газового тракта
|
∆α
|
Фестон
|
0
|
Камера догорания
(охлаждения)
|
0
|
Пароперегреватель
|
0,03
|
КП1
|
0,05
|
КП2+КП3
|
0,2
|
Экономайзер
|
0,2
|
Присосы воздуха в газоход фестона: Δαф = 0.
Присосы воздуха в газоход камеры догорания: Δαкам. дог = 0.
Присосы воздуха в газоход пароперегревателя: Δαпп = 0,03.
Присосы воздух в газоход первого котельного пучка: Δαкп1 =0,05.
Присосы воздуха в газоход второго и третьего котельного пучка:
Δαкп2+кп3=
Δαкп2+
Δαкп3=0,1+0,1=0,2.
Присосы воздух в газоход экономайзера: Δαэк =0,2.
Коэффициент избытка воздуха за каждой поверхностью нагрева в соответствии
с принятой компоновкой поверхностей нагрева:
где
i - номер поверхности нагрева по ходу дымовых газов.
Избыток
воздуха за фестоном:
.
Избыток
воздуха за камерой догорания:
Избыток
воздуха за пароперегревателем:
Избыток
воздуха за первым котельным пучком:
Избыток
воздуха за вторым и третьим котельным пучком:
Избыток
воздуха за водяным экономайзером:
Средний
коэффициент избытка воздуха в газоходе каждой поверхности нагрева в
соответствии с принятой их компоновкой:
.
В
газоходе топки и фестона:
В
газоходе камеры догорания:
В
газоходе пароперегревателя:
В
газоходе первого котельного пучка:
В
газоходе второго и третьего котельного пучка:
В
газоходе водяного экономайзера:
Объём
водяных паров в дымовых газах при избытке воздуха α>1:
.
Объём
дымовых газов, образующихся при избытке воздуха α>1:
.
Объёмная
доля сухих трёхатомных газов:
.
Объёмная
доля водяных паров:
.
Суммарная
объёмная доля трёхатомных газов:
.
Доля
золы топлива, уносимой дымовыми газами из топки в конвективные газоходы
парогенератора.
Выбирается
в зависимости от типа топлива и топки и является табличным данным αун = 15.
Масса
дымовых газов при сжигании твёрдого топлива:
.
Безразмерная
концентрация золы в дымовых газах:
.
. Энтальпия воздуха и продуктов сгорания
Энтальпия теоретически необходимого количества воздуха
Энтальпия теоретического объема дымовых газов
Энтальпия
золы в дымовых газах
Энтальпия
дымовых газов
.
Рисунок
3.1 - диаграмма воздуха и продуктов сгорания
4. Тепловой баланс котельного агрегата
Составление теплового баланса котла заключается в
установлении равенства между поступившим в котел количеством тепла и суммой
полезно использованного тепла и тепловых потерь. На основании теплового баланса
вычисляются к.п.д. и необходимый расход топлива.
Тепловой
баланс составляется применительно к установившемуся тепловому состоянию котла
на топлива при 101,3 кПа и 0 и имеет вид [1, п.5-01]:
, кДж/кг,
где Qр - располагаемое тепло топлива,
кДж/кг;
Q1 - полезно использованное тепло, кДж/кг;
Q2 - потери тепла с уходящими газами, кДж/кг;
Q3 - потери тепла химическим недожогом, кДж/кг;
Q4 - потери тепла механическим недожогом, кДж/кг;
Q5 - потери тепла от наружного охлаждения через ограждающие
стенки газоходов котла, кДж/кг;
Q6 - потери тепла с физическим теплом шлака, кДж/кг.
Потерю теплоты от
механической неполноты сгорания топлива q4
принимаем равной q4 = 4%
[1, табл. XXI, стр.176].
Потеря теплоты с
уходящими газами зависит от температуры уходящих газов и избытка воздуха
определяется по следующей формуле [2, стр.50, ф. (5.15)]:
,
где Нух.г - энтальпия уходящих
газов при избытке воздуха αух.г и температуре , кДж/кг;
Н0.х.в. -
энтальпия теоретически необходимого количества воздуха на входе в воздушный
тракт, кДж/кг.
Температуру уходящих газов принимаем = 150ºC.
Энтальпию уходящих
газов определяем по таблице 2 при температуре уходящих газов: Нух.г
=2853,2 кДж/кг.
Коэффициент избытка
воздуха уходящих газов за экономайзером α = 1,78 определяем по таблице 1.
Энтальпия
теоретически необходимого количества воздуха на входе в воздушный тракт при
температуре холодного воздуха [1, стр. 49, ф. (5.12)]:
,
где - температура холодного воздуха; принятая
согласно рекомендациям;
св = 1,32
кДж/м3∙К - теплоемкость влажного воздуха при tх.в..
Таким образом,
энтальпия теоретически необходимого количества
воздуха на входе в
воздушный тракт равна:
.
Располагаемое тепло рабочего топлива
составляет Qр = Qнr = 25330кДж/кг.
Таким образом, потеря
теплоты с уходящими газами равна:
.
Потеря теплоты от наружного охлаждения определяется по номограмме [1,
рис. 5.1, стр.30]:
Потеря тепла от наружного охлаждения q5 для стационарных
котлов принимается по рисунку.1 %,т.к. D=25
т\ч=5,5 кг/с
Потери теплоты с физическим теплом шлака q6.
Потеря с теплом шлака q6 вводится в расчет для всех твердых
топлив при слоевом сжигании:
,%
Потерю тепла с химическим недожогом принимаем q3 = 0,09%
Суммарная потеря
тепла в котле [1,
п.5-12]:
.
Коэффициент полезного
действия котла брутто равен [1, п.5-12]:
ηК = 100 - Σq = 100 - 14,5 = 85,5 %.
Коэффициент
сохранения тепла определим по следующей формуле [1, п.5-09]:
.
Расход топлива, подаваемого в топочную камеру парового
котла, определяем из баланса между полезным тепловыделением при горении топлива
и тепловосприятием рабочей среды в паровом котле.
Полное количество тепла, полезно использованное в
котле, определим по следующему уравнению [1, п.5-13]:
QК = Dпп (hпп - hпв) + Dпр (hкип - hпв),
где Dпп - расчетная паропроизводительность
котла, кг/c;
Dпп = 20 т/ч = 5,5 кг/с;
hпп, hпв, hкип - энтальпии соответственно
перегретого пара, питательной воды и кипящей воды в барабане парового котла,
кДж/кг;
Энтальпии определяются по соответствующим температурам пара и воды с
учетом изменения давления в пароводяном тракте котла;
hпп
2872,87 кДж/кг,
при рпп = 1,3 МПа, tпп = 225°С по табл. XXV [1, стр. 184-195];
hпв = 432.83кДж/кг, при рпв=рб+0,1·
рб = 1,4+0,1·1,4 =1,54 МПа, tпв= 103°С по табл. XXIV [1, стр. 181-183];
hкип = 830.13 кДж/кг, при рб =
1,4МПа по табл. XXIII [1, стр.
179-180].
Расход воды на продувку котла составляет:
Dпр = 0,01·р·Dпе = 0,01·5·5,5 = 0,275 кг/с,
где р - процент непрерывной продувки котла: р = 5%.
Тогда,
QК = 5,5·(2872,87 - 432,83) +
0,275(830,13 - 432,83) = 13529,4775 кДж/кг.
Расход топлива, подаваемого в топку, определим по следующему уравнению
[1, п.5-14]:
кг/с.
Полный
объем газов, образующихся при сгорании топлива в топочной камере, определяется
как произведение количества сожженного топлива ВР, кг/с, на объем
газов, получающихся при сгорании 1 кг топлива. Сгоревшее топливо называют
расчетным расходом топлива ВР, его количество будет меньше, чем
полный расход топлива на котел В, если есть механический недожог q4 [1, п.5-15]:
кг/с.
В
дальнейшем во все формулы для определения объемов и количества теплоты будем
подставлять величину ВР.
. Характеристики и тепловой расчет топочной камеры
Тепловой расчет топочной камеры заключается в
определении температуры газов на выходе из топки и количества тепла,
воспринятого в ней.
Конструктивные характеристики топочной камеры.
Конструктивными
характеристиками топки являются: поверхность стен топочной камеры , ее объем и
эффективная толщина излучающего слоя . Для
более простого определения необходимо составить эскиз топки в границах
активного объема (по осям экранных труб). На эскизе следует указать
геометрические размеры топки.
Ширина топки: bт=4,875 м.
Глубина
топки: .
Высота
топки: =4,425.
Высота
расположения забрасывателя: hз=1,03м.
Высота
задней стены топки: hз=1,225+2,85+1,55=5,625м.
Высота
фронтовой стены: hф=4,425м.
Ширина
потолка: bп=2,575м.
Площадь
фронтовой стены:
.
Площадь
задней стены:
.
Площадь
потолка:
.
Площадь пода:
.
Площадь боковой стены вычисляем, разбив ее на 4 части:
Общая
поверхность стен топочной камеры определяется по геометрическим размерам топки
как суммам поверхностей фронтовой стены, задней стены, потолка, пода и двух
поверхностей боковых стен.
Общая
поверхность стен топочной камеры:
=Fф+Fз+Fп +Fпод +2Fб;
.
Объем
топочной камеры:
;
Эффективная
толщина излучающего слоя топки [1, п.6-03]:
.
Относительный
уровень расположения забрасывателей в топке определяем по [1, стр. 98, ф.
(6.58)]
;
Где hз -
уровень расположения оси забрасывателя в ярусе;
Нт - высота топочной камеры;
Нт = 4,425м.
Тогда .
Коэффициент тепловой эффективности экранов равен произведению углового
коэффициента экрана χ на коэффициент ξ, учитывающий тепловое сопротивление
загрязнения или закрытие изоляцией
ψ = χ∙ξ,
где χ=0,98 [1, номограмме 1а, кривая 1];
ξ=0,45[1, табл. 6.3].
ψ =0,98∙0,45=0,441.
Основной радиационной характеристикой продуктов сгорания служит критерий
поглощательной способности (критерий Бугера) [1, п. 6-07]:
Bu = k∙p∙s,
Где k - коэффициент поглощения топочной
среды, 1/(м∙МПа), рассчитывается по температуре и составу газов на выходе
из топки. При его определении учитывается излучение трехатомных газов (RO2, H2O) и взвешенных в их потоке частиц
сажи, летучей золы и кокса.
р
- давление в топочной камере, МПа(для котлов без наддува 0,1 МПа); р =0,1 МПа;
s - эффективная
толщина излучающего слоя, м; s = 2,02м.
Коэффициент
поглощения топочной среды.
Коэффициент
поглощения лучей газовой фазой продуктов сгорания (RO2, H2O) определяется по [1, п.6-08]:
, 1/(м∙МПа),
Где
- суммарная объемная доля трехатомных газов в
продуктах сгорания; .
T"т
- температура газов на выходе из топки, К; принимаем = 950ºC, (T"т = 1223 К).
Коэффициент поглощения лучей частицами золы определяется по [1, п.6-10]:
, 1/(м∙МПа),
Где μзл - концентрация золы в продуктах сгорания; μзл = 0,2029.
АЗЛ принимаем по [1, табл.6-1] для каменного угля АЗЛ
= 0,8
1/(м∙МПа).
Коэффициент
поглощения лучей частицами кокса kкокс∙μкокс
принимаем по [1, табл.6-2] для каменного угля kкокс∙μкокс =
0,2.
При
расчете критерия Bu принимается, что при сжигании твердого топлива
основными излучающими компонентами являются газообразные продукты сгорания (RO2, H2O) и взвешенные в их потоке частицы золы и кокса.
При сжигании твердых топлив коэффициент поглощения топочной среды
определяется по [1, п. 6-12]:
= kг
+ kзл∙μзл + kкокс∙μкокс ;
= 1,44+ 9,5 + 0,2 = 11,14 1/(м∙МПа).
Тогда
Bu = 11,14∙0,1∙2,02= 2,25.
Методика расчета суммарного теплообмена в топке базируется на приложении
теории подобия к топочному процессу. Основными параметрами, определяющими
безразмерную температуру газов на выходе из топки Өт",
являются критерий радиационного теплообмена Больцмана (Во) и критерий
поглощательной способности Бугера (Bu).
Учет влияния на теплообмен неизотермичности температурного поля топки и
эффекта рассеяния излучения обеспечивается использованием эффективного значения
критерия Bữ.
Безразмерная температура газов на выходе из топочной камеры [1, стр.39,
ф. (6-23)]:
,
Где ТА - адиабатическая температура горения топлива, К;
М - параметр, учитывающий влияние на интенсивность теплообмена
относительно уровня расположения забрасывателей, степени забалластированности
топочных газов и других факторов.
Критерий Больцмана [1, стр.40, ф. (6-24)]:
,
Где ВР - расчетный расход топлива, кг/с;
FСТ - поверхность стен топки, м2;
(Vc)СР - средняя суммарная
теплоемкость продуктов сгорания 1 кг топлива в интервале температур (ТА
- Т"Т), кДж/(кг∙К);
ψср - среднее значение коэффициента
тепловой эффективности экранов;
φ - коэффициент сохранения тепла;
σ0 = 5,67∙10-11 кВт/(м2∙К4)
- коэффициент излучения абсолютно черного тела.
Эффективное значение критерия Бугера Вữ [1, п.
6-17]:
;
.
Параметр М для камерных топок рассчитывается по [1.п.6-18]:
,
Где при однофронтовом расположении забрасывателей принимаем согласно [1,
стр.40]: М0 = 0,46.
-
относительный уровень расположения забрасывателей в топке; = 0,233;
rv -
параметр забаластированности топочных газов [1, стр.41, ф.(6-27)]:
, м3/м3,
Где r - коэффициент рециркуляции;
r = 0;
Vгн - объем газов на выходе из топки без учета
рециркуляции, м3/кг.
м3/м3.
Тогда
.
Средняя суммарная теплоемкость продуктов сгорания 1 кг топлива [1,
п.6-19]:
, кДж/(кг∙К),
Где Н"т - энтальпия продуктов сгорания 1 кг топлива при
температуре t"т, избытке воздуха
на выходе из топки αт; Н"т = 15503,1 кДж/кг.
Адиабатическая температура горения tа определяется по полезному тепловыделению в топке Qт при избытке воздуха αт.
где
- располагаемое тепло топлива, кДж/м3;
- потери
тепла от химической и механической неполноты сгорания топлива, с теплом шлака и
охлаждающей воды, %;
- тепло,
вносимое в топку паровым дутьем, кДж/кг;
- тепло,
вносимое в топку воздухом, кДж/м3.
- тепло
рециркуляции газов кДж/кг, учитывается в случае возврата в топку части газов,
отобранных из газоходов котла, за котлом или из верхней части топки,т.к. нет
возврата в топку части газов, то
, кДж/м3.
Средняя суммарная теплоемкость продуктов сгорания 1 кг
топлива
, кДж/(кг
К),
где
- полезное тепловыделение в топке, кДж/м3;
-
адиабатическая температура горения, °С, которая
определяется по при избытке воздуха на выходе из топки (табл.2),
-
температура дымовых газов на выходе из топки, °С;
-
энтальпия продуктов сгорания топлива при температуре, которая определяется при избытке воздуха перед
фестоном (по табл.3.1), кДж/м3.
Величина
температуры дымовых газов перед фестоном
неизвестна, и ее определение является одной из основных задач теплового расчета
топки. В связи с этим, прежде чем определять величину , необходимо задаться температурой газов перед
фестоном.
Задаемся
.
Тогда
кДж/кг.
, кДж/(кг
К).
Количество
тепла, воспринятого в топке на 1 кг топлива [1, ф.(6-30)]:
кДж/кг.
Температура
газов в конце топки [1, п.6-23]:
;
ºС.
Задавались
ºС.
Полученное
расхождение температур меньше 100ºС, поэтому нет необходимости делать второе приближение и расчетной
температурой на выходе из топки является .
6. Расчет фестона
Задачей расчета фестона является определение температуры газов за ним,
его тепловосприятия и потока лучистого тепла, идущего на последующий
конвективный пакет.
Конструктивные характеристики фестона:
расположение труб - шахматное;
количество рядов z2=1;
количество труб в ряду z1 = 25;
диаметр труб d = 51мм;
глубина газохода а = 2,7 м;
поперечный шаг труб в фестоне S1=z2·S=100 мм;
относительный
поперечный шаг труб ;
Конструктивные
характеристики принимаем по чертежу (ФЮРА.311232.003).
Температура
на входе в фестон равна температуре на выходе из топки = 949ºC (T'ф
= 1222 K), при которой энтальпия газов на входе в фестон по
табл. 2 равна Н'ф = 15486,7 кДж/кг.
Температуру
на выходе из фестона принимаем равной = 907ºC (T"ф
= 1180K), при которой энтальпия газов на выходе из фестона по
табл. 3.1 равна Н"ф = 14801,3 кДж/кг.
Средняя
температура газов в фестоне [1, п.7-17]:
ºС, (Тф = 1201 К).
Поверочный расчет фестона выполняется на основании
уравнений теплового баланса и теплообмена по известным температуре и энтальпии
газов перед фестоном, конструктивным характеристикам поверхности нагрева [1,
п.7-02]:
фб
= φ∙(H'ф - H"ф + Δα∙Н0.прс), кДж/кг ;
, кДж/кг,
Где Нф - расчетная поверхность фестона, м2;
z -
число труб фестона;
d -
диаметр труб фестона, м;
ℓ - длина труб фестона, м.
k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2∙К);
Δt - температурный напор, ºС.
Тепло, отданное газами фестону:
фб = φ∙(H'ф - H"ф)
где
- коэффициент сохранения тепла равный 0,99
Qфб = 0,985∙(15486,7 - 14801,3) = 685,4
кДж/кг.
Определим тепловосприятие фестона по уравнению
теплопередачи.
Расчетную поверхность фестона определяем по [2,
стр.134, ф.(8.3)]:
Нф = z∙π∙d∙ℓ
ф = 3,14×0,051×2,1×25
= 16,4м2.
Для гладкотрубных испарительных поверхностей тепловым сопротивлением с
внутренней стороны труб пренебрегают, поэтому расчет коэффициента теплопередачи
ведем по [1, п.7-08]:
, Вт/(м2∙К).
Коэффициент
тепловой эффективности ψ
определяется по [1, стр.71, рис.7.16]: ψ = 0,49.
Коэффициент
теплоотдачи от газов к стенке трубы [1, п.7-08]:
α1 = ξ∙(αк + αл), Вт/(м2∙К),
где ξ - коэффициент использования;
αк - коэффициент теплоотдачи конвекцией, Вт/(м2∙К);
αл - коэффициент теплоотдачи излучением, Вт/(м2∙К).
1)
Значение коэффициента использования поверхности нагрева принимается в зависимости от полноты омывания ее газами.
Поскольку обеспечивается прохождение через поверхность всего газового потока,
коэффициент использования принимаем равным .
)
Коэффициент теплоотдачи конвекцией зависит от скорости и температуры потока,
диаметра и расположения труб в пучке, вида поверхности (гладкая или оребренная)
и характера ее омывания (поперечное, продольное или косое), физических свойств
омывающей среды.
Расчетная
скорость дымовых газов [1, п.7-15]:
, м/с,
где Vгн - объем продуктов сгорания 1 кг топлива; определяем
по табл. 1;
Вр - расчетный расход топлива, кг/с;
Fг - площадь живого сечения для прохода
газов, м2.
Площадь живого сечения для прохода газов [1, п. 7-16]:
Fф = a∙b - z1∙ℓ∙d;
ф =2,7×4,1
-2,1×0,051×25 = 5,84м2.
Тогда
м/с.
Коэффициент
теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании коридорных гладкотрубных пучков
определяется по [2, стр.178, ф. (11.28)]:
αк = αн∙Cz∙Cs∙Cф, Вт/(м2∙К),
где Cz - поправка на число рядов труб по
ходу газа, [1,стр.221, номограмма 7]; Cz =0,9;
Cs - поправка на геометрическую компоновку пучка, [1, стр.221, номограмма
7]; Cs = 1;
Cф - поправка, учитывающая влияние
изменения физических характеристик, [1, стр.221, номограмма 7]; Cф = 0,94;
αн - номограмный коэффициент теплоотдачи, [1, стр.220,
номограмма 7]; αн = 39 Вт/(м2∙К).
Тогда коэффициент теплоотдачи конвекцией равен:
αк = 39∙0,9∙0,94∙1 = 32,99 Вт/(м2∙К).
) Коэффициент теплоотдачи излучением запыленного потока [1,
стр.66,ф.(7-35)]:
, Вт/(м2∙К),
где
aз - степень черноты загрязненных стенок лучевоспринимающих
поверхностей, для поверхностей нагрева котлов aз = 0,8;
a - степень
черноты потока газов при температуре T; определяется по формуле:
,
здесь
kps - суммарная оптическая толщина продуктов сгорания.
=, 1/(мМПа),
крs =
,1/(м∙МПа).
kps = 1,478∙0,1∙2,02=0,298
Тогда
степень черноты потока газов при температуре Т равна:
где
°C - для фестонов, расположенных на выходе из
горизонтального газохода [2cтр.198],
195,05+50=245,05оС,
оС,
Тогда
коэффициент теплоотдачи от газов к стенке трубы равен:
Коэффициент
теплопередачи равен:
Вт/(м2∙К).
Температурный
напор Δt=- tн, где
tн=195,05 ºС; при Pбар=1,4
Мпа.
Δt=907-195,05=711,95ºС.
Таким
образом, величина тепловосприятия фестона, рассчитываемая по уравнению
теплообмена, будет равна:
кДж/кг.
Расхождение
между значением тепловосприятия и
значением тепловосприятия составляет [3, п.7.3]:
%.
Полученное
расхождение тепловосприятий не превышает допустимое (2 %), поэтому нет
необходимости делать второе приближение и расчетной температурой после
прохождения фестона является ºС.
7.
Расчет камеры охлаждения
Площадь
камеры охлаждения:
Sк.о.= F=33.4 м2;
Живое
сечения для прохода дымовых газов:
Fк.о.=4,1×(2,7-2×0,051)=10,65
м2;
Температура
на входе в камеру охлаждения: ˚С,
при которой энтальпия газов на выходе из фестона по табл. 2 равна Н"ф
=14801,3кДж/кг.
Задаемся
температурой на выходе из камеры охлаждения: ˚С, К, при которой энтальпия газов на выходе из камеры
охлаждения по табл. 3.1 равна Н"ко = 12882,2 кДж/кг.
Средняя температура газов в камере охлаждения [1, п.7-17]:
ºС, (Тко = 1126 К).
Тепло, отданное газами камере охлаждения:
Qкоб = φ∙(H''ф - H"ко) = 0,985∙(14801,3
- 12882,2) = 1890,3 кДж/кг.
Расчетная скорость дымовых газов [1, п.7-15]:
, м/с,
где Vгн - объем продуктов сгорания 1 кг топлива; определяем
по табл. 1;
Вр - расчетный расход топлива, кг/с;
Fк.д. - площадь живого сечения для прохода
газов, м2.
Тогда
м/с.
Коэффициент
теплоотдачи излучением запыленного потока [1, стр.66, ф.(7-35)]:
, Вт/(м2∙К),
где
aз - степень черноты загрязненных стенок лучевоспринимающих
поверхностей, для поверхностей нагрева котлов aз = 0,8;
a - степень
черноты потока газов при температуре T; определяется по формуле:
,
здесь
kps - суммарная оптическая толщина продуктов сгорания.
=
,1/(м∙МПа).
-
эффективная толщина излучающего слоя, м.
, 1/(м∙МПа).
Коэффициент
теплопередачи равен:
k = kг + kзл∙μзл + kкокс∙μкокс ;
k =
1,897+ 11,47 = 13,367 1/(м∙МПа).
kps =
1,44∙0,1∙13,367=1,92
Коэффициент
теплопередачи равен:
Вт/(м2∙К).
Температурный
напор Δt=- tн, где
tн=195,05 ºС; при
Pбар=1,4
Мпа.
Δt=799-195,05
=603,95ºС.
Таким
образом, величина тепловосприятия камеры охлаждения, рассчитываемая по
уравнению теплообмена, будет равна:
, кДж/ кг
[2.c.134].
кДж/кг.
Расхождение
между значением тепловосприятия и
значением тепловосприятия составляет [3, п.7.3]:
%.
Полученное
расхождение тепловосприятий не превышает допустимое (2%), поэтому нет
необходимости делать второе приближение и расчетной температурой после прохождения
камеры охлаждения является ºС.
8. Расчет пароперегревателя
Задачей расчета пароперегревателя является определение температуры газов
за ним, его тепловосприятие.
Конструктивные характеристики пароперегревателя:
расположение труб - коридорное;
количество рядов z2= 4;
количество труб в ряду z1=18
диаметр труб d = 32 мм;
толщина
стенки трубы =3 мм;
внутренний
диаметр трубы dвн= d-2d =32-6=24 мм;
глубина газохода а = 2350 мм;
поперечный шаг труб S1=52 мм;
продольный шаг труб S2=75 мм;
относительный
поперечный шаг труб ;
относительный
продольный шаг труб ;
средняя
длина труб lср=2150 мм,
высота
газохода h=1925 мм;
длина
змеевика м;
Температура
на входе в пароперегреватель равна температуре на выходе из камеры охлаждения = 799ºC (T'пп = 1072 K), при которой
энтальпия газов на входе в пароперегреватель по табл. 3.2 равна Н'пп
= 12882,2 кДж/кг.
Температуру
на выходе из пароперегревателя принимаем равной = 733ºC (T"ПП
= 1006 K), при которой энтальпия газов на выходе из
пароперегревателя по табл. 3.1 равна Н"пп =11884,1 кДж/кг.
Средняя температура газов в пароперегревателе [1, п.7-17]:
ºС, (Тпп =1039 К).
Поверочный расчет пароперегревателя выполняется на
основании уравнений теплового баланса и теплообмена по известным температуре и
энтальпии газов перед пароперегревателем, конструктивным характеристикам
поверхности нагрева [1, п.7-02]:
бобщ = φ∙( H'пп - H"пп + Δα∙Н0.прс), кДж/кг ;
, кДж/кг,
Где Нпп - расчетная поверхность пароперегревателя, м2;
z -
число труб пароперегревателя;
d -
диаметр труб пароперегревателя, м;
ℓ - длина труб пароперегревателя, м.
k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2∙К);
Δt - температурный напор, ºС.
Тепло, отданное газами пароперегревателю:
бобщ = φ∙( H'пп - H"пп) = 0,985∙(12882,2 - 11884,1) =983,1 кДж/кг.
Определим тепловосприятие паропегревателя по уравнению
теплопередачи.
Расчетную поверхность пароперегревателя определяем по
[3, стр.98]:
Нпп = n∙z∙π∙d∙ℓзм
Нпп
= 4∙18∙3,14∙0,032∙=39,42 м2.
Температурный напор:
Δt=- tпп,
пп=225 ºС;
Δt=733-225=508ºС.
Коэффициент теплопередачи в конвективных гладкотрубных
пучках, не получающих прямое излучение из топки [1, п.7-08]:
, Вт/(м2∙К).
Коэффициент
тепловой эффективности ψ
определяется по [1, стр.71, рис.7.16]; ψ = 0,55.
Коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к протекающему
в ней пару определяется по [1, стр. 230]:
α2 = αн∙Сd, Вт/(м2∙К),
где αн - номограммный коэффициент теплоотдачи, зависящий от
среднего давления, средней температуры и скорости пара, Вт/(м2∙К);
Сd
- поправка на диаметр.
Расчетную скорость пара определяем по [1, п.7-15]:
,
где
υ
- средний удельный объем пара, м3/кг;
fп - площадь живого сечения для прохода пара, м2.
Dпп=5,5 кг/с;
При
Pпп=1,3 МПа по таблице [1, табл. XXV], м3/кг.
Площадь
живого сечения при течении среды внутри труб определяется по следующему
уравнению [1, п. 7-16]:
м2.
Таким
образом, расчетная скорость пара равна:
м/с.
Поправочный коэффициент Cd и номограммный
коэффициент αн
теплоотдачи определяем по [1, стр.230, номограмма 12]: Cd =
0,98; αн = 650 Вт/(м2∙К).
Тогда
коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к пару равен:
α2 = 650∙0,98
= 637 Вт/(м2∙К).
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке трубы [1, п.7-08]:
α1 = αк, Вт/(м2∙К),
где αк - коэффициент теплоотдачи конвекцией, Вт/(м2∙К).
Коэффициент теплоотдачи конвекцией зависит от скорости и температуры
потока, диаметра и расположения труб в пучке, вида поверхности (гладкая или
оребренная) и характера ее омывания (поперечное, продольное или косое),
физических свойств омывающей среды.
Расчетная скорость дымовых газов [1, п. 7-15]:
, м/с,
где Vгн - объем продуктов сгорания 1 кг топлива; определяем
по табл. 1;
Вр - расчетный расход топлива, кг/с;
Fг - площадь живого сечения для прохода
газов, м2;
Fг=a∙h-l∙d∙z= 2350 ∙1925-2150∙32∙18=3,3 м
Тогда
м/с.
Коэффициент
теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании коридорных гладкотрубных пучков
определяется по [2, стр.178, ф.(11.28)]:
αк = αн∙Cz∙Cs∙Cф, Вт/(м2∙К),
где Cz - поправка на число рядов труб по
ходу газа, [1, стр.221, номограмма 7]; Cz = 0,94;
Cs - поправка на геометрическую компоновку пучка, [1, стр.221, номограмма
7]; Cs = 1;
Cф - поправка, учитывающая влияние
изменения физических характеристик, [1, стр.221, номограмма 7]; Cф = 0,87;
αн - номограммный коэффициент теплоотдачи, [1, стр.220,
номограмма 7];
αн = 73 Вт/(м2∙К).
αк = 73∙0,94∙1∙0,87 = 59,7 Вт/(м2∙К).
Коэффициент теплопередачи равен:
Вт/(м2∙К).
Таким
образом, величина тепловосприятия пароперегревателя, рассчитываемая по
уравнению теплообмена, будет равна:
кДж/кг.
кДж/кг.
Расхождение
между значением тепловосприятия 1) и
значением тепловосприятия 2)
составляет [3, п.7.3]:
%.
Полученное
расхождение тепловосприятий не превышает допустимое (2 %), поэтому нет
необходимости делать второе приближение и расчетной температурой после
прохождения пароперегревателя является = 733ºC.
9. Расчет первого котельного пучка
Задачей расчета первого котельного пучка является определение температуры
газов за ним, его тепловосприятия.
Конструктивные характеристики первого котельного
пучка:
расположение труб - коридорное;
количество рядов труб z2=16;
количество труб в ряду z1=18
диаметр труб d = 51 мм;
толщина
стенки трубы =2,5 мм;
глубина газохода a =2,350м;
высота газохода h=1,925 м;
поперечный шаг труб S1= 110 мм;
продольный шаг труб S2=150 мм;
относительный
поперечный шаг труб ;
относительный
продольный шаг труб ;
средняя
длина труб в пучке: lср=2,150м;
Площадь
живого сечения для прохода дымовых газов:
кп1=а·h-lср·d·z1=2,350·1,925-2,150·0,051·18=2,55 м2.
Температура на входе в первый котельный пучок равна температуре на
выходе из пароперегревателя =733ºC (T'кп1 = 1006 K), при
которой энтальпия газов на входе в первый котельный пучок и пароперегреватель
по табл. 3.2 равна Н'кп1 = 11884,1
кДж/кг.
Температуру на выходе из первого котельного пучка принимаем равной
= 588ºC (T"кп1
= 861K), при которой энтальпия газов по табл.
3.1 равна Н"кп1 = 9682,7 кДж/кг.
Средняя
температура газов в первом котельном пучке [1, п.7-17]:
ºС, (Ткп1 = 933,5 К).
Поверочный расчет первого котельного пучка выполняется
на основании уравнений теплового баланса и теплообмена по известным температуре
и энтальпии газов перед первым котельным пучком, конструктивным характеристикам
поверхности нагрева [1, п.7-02]:
бкп1
= φ∙( H'кп1 - H"кп1 + Δα∙Н0.прс), кДж/кг;
, кДж/кг,
Где Н1кп - расчетная поверхность первого котельного пучка, м2;
z -
число труб первого котельного пучка;
d -
диаметр труб первого котельного пучка, м;
ℓ - длина труб первого котельного пучка, м;
k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2∙К);
Δt - температурный напор, ºС.
Тепло, отданное газами первому котельному пучку:
Qбкп1
= φ∙( H'кп1 -
H"кп1) = 0,985∙(11884,1
- 9682,7) = 2168,4 кДж/кг.
Определим тепловосприятие первого котельного пучка по
уравнению теплопередачи.
Расчетную поверхность первого котельного пучка
определяем по [3, стр.98]:
Нкп1 = z1∙z2∙π∙d∙ℓср;
Нкп1 = 16∙18∙3,14∙0,051∙2,150 = 99,2м2.
Температурный напор:
При Pб=1,4 МПа, tн=195,05
ºС;
Δt=- tн,
Δt=588-195,05=392,95 ºС.
Коэффициент
теплоотдачи конвекцией зависит от скорости и температуры потока, диаметра и
расположения труб в пучке, вида поверхности (гладкая или оребренная) и
характера ее омывания (поперечное, продольное или косое), физических свойств
омывающей среды.
Расчетная
скорость дымовых газов [1, п. 7-15]:
, м/с,
где Vгн - объем продуктов сгорания 1 кг топлива; определяем
по табл. 1;
Вр - расчетный расход топлива, кг/с;
Fг - площадь живого сечения для прохода
газов, м2.
Тогда
м/с.
Конвективное
излучение для второго котельного пучка:
Коэффициент
теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании коридорных гладкотрубных пучков
определяется по [2, стр.178, ф. (11.28)]:
αк = αн∙Cz∙Cs∙Cф, Вт/(м2∙К),
где Cz - поправка на число рядов труб по
ходу газа, [1, стр.221, номограмма 7]; Cz = 1;
Cs - поправка на геометрическую компоновку пучка, [1, стр.221, номограмма
7]; Cs = 1;
Cф - поправка, учитывающая влияние
изменения физических характеристик, [1, стр.221, номограмма 7]; Cф = 0,96;
αн - номограммный коэффициент теплоотдачи, [1, стр.220,
номограмма 7]; αн = 58 Вт/(м2∙К).
αк = 58∙1∙1∙0,96 = 55,7 Вт/(м2∙К);
Коэффициент теплопередачи равен:
=ψ∙αк=0,6∙55,7=33,41 Вт/(м2∙К).
Таким образом, величина тепловосприятия первого котельного пучка,
рассчитываемая по уравнению теплообмена, будет равна:
кДж/кг.
Расхождение
между значением тепловосприятия и
значением тепловосприятия составляет [3, п.7.3]:
%.
Полученное
расхождение тепловосприятий не превышает допустимое (2 %), поэтому нет
необходимости делать второе приближение и расчетной температурой после
прохождения первого котельного пучка является = 588ºC.
10. Совместный расчет второго и третьего котельного
пучка
Задачей расчета второго и третьего котельного пучка является определение
температуры газов за ним, его тепловосприятия.
Конструктивные характеристики второго и третьего
котельного пучка:
расположение труб - коридорное;
количество рядов труб z2=27;
количество труб в ряду z1=18
диаметр труб d = 51 мм;
толщина
стенки трубы =2,5 мм;
глубина газохода a =2,350м;
высота газохода h=1,925 м;
поперечный шаг труб S1= 110 мм;
продольный шаг труб S2=95 мм;
относительный
поперечный шаг труб ;
относительный
продольный шаг труб ;
средняя
длина труб в пучке: lср=2,150м;
Площадь
живого сечения для прохода дымовых газов:
кп2+кп3=а·h-lср·d·z1=2,350·1,925-2,150·0,051·18=2,55 м2.
Температура на входе во второй и третий котельный пучок равна
температуре на выходе из первого котельного пучка =588ºC (T'кп2+кп3
= 861 K), при которой энтальпия газов на входе во
второй и третий котельный пучок по табл. 3.1 равна Н' кп2+кп3 =
9682,7 кДж/кг.
Температуру на выходе из второго и третьего котельного пучка
принимаем равной = 401ºC (T"
кп2+кп3 = 674K), при которой энтальпия газов на выходе
из второго и третьего котельного пучка по табл. 3.1 равна Н" кп2+кп3
= 7149,9 кДж/кг.
Средняя
температура газов во втором и третьем котельном пучке [1, п.7-17]:
ºС, (Ткп2+кп3 = 767,5 К).
Поверочный расчет второго и третьего котельного пучка
выполняется на основании уравнений теплового баланса и теплообмена по известным
температуре и энтальпии газов перед вторым и третьим котельным пучком,
конструктивным характеристикам поверхности нагрева [1, п.7-02]:
Qбкп2+кп3 = φ∙(H' кп2+кп3 - H" кп2+кп3 + Δα∙Н0.прс), кДж/кг;
, кДж/кг,
Где Н2кп+3кп - расчетная поверхность второго и третьего
котельного пучка, м2;
z -
число труб второго и третьего котельного пучка;
d -
диаметр труб второго и третьего котельного пучка, м;
ℓ - длина труб второго и третьего котельного пучка, м;
k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2∙К);
Δt - температурный напор, ºС.
Тепло, отданное газами второму и третьему котельному
пучку:
Qбкп2+кп3
= φ∙(H' кп2+кп3 - H" кп2+кп3) =
0,985∙(9682,7-7149,9) = 2104,7 кДж/кг.
Определим тепловосприятие второго и третьего
котельного пучка по уравнению теплопередачи.
Расчетную поверхность второго и третьего котельного
пучка определяем по [3, стр.98]:
Н кп2+кп3 = z1∙z2∙π∙d∙ℓср;
Н кп2+кп3 = 27∙18∙3,14∙0,051∙2,150
= 167,33 м2.
Температурный напор:
При Pб=1,4 МПа, tн=195,05 ºС;
Δt=- tн,
Δt=401-195,05=205,95 ºС.
Коэффициент
теплоотдачи конвекцией зависит от скорости и температуры потока, диаметра и
расположения труб в пучке, вида поверхности (гладкая или оребренная) и
характера ее омывания (поперечное, продольное или косое), физических свойств
омывающей среды.
Расчетная
скорость дымовых газов [1, п. 7-15]:
, м/с,
где Vгн - объем продуктов сгорания 1 кг топлива; определяем
по табл. 1;
Вр - расчетный расход топлива, кг/с;
Fг - площадь живого сечения для прохода
газов, м2.
Тогда
м/с.
Конвективное
излучение для второго и третьего котельного пучка:
Коэффициент
теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании коридорных гладкотрубных пучков
определяется по [2, стр.178, ф. (11.28)]:
αк = αн∙Cz∙Cs∙Cф, Вт/(м2∙К),
где Cz - поправка на число рядов труб по
ходу газа, [1, стр.221, номограмма 7]; Cz = 1;
Cs - поправка на геометрическую компоновку пучка, [1, стр.221, номограмма
7]; Cs = 1;
Cф - поправка, учитывающая влияние
изменения физических характеристик, [1, стр.221, номограмма 7]; Cф = 1,01;
αн - номограммный коэффициент теплоотдачи, [1, стр.220,
номограмма 7]; αн = 53 Вт/(м2∙К).
αк = 53∙1∙1∙1,01 = 53,53 Вт/(м2∙К);
Коэффициент теплопередачи равен:
=ψ∙αк=0,68∙53,53=36,4 Вт/(м2∙К).
Таким образом, величина тепловосприятия второго и третьего котельного
пучка, рассчитываемая по уравнению теплообмена, будет равна:
кДж/кг.
Расхождение
между значением тепловосприятия и
значением тепловосприятия составляет [3, п.7.3]:
%.
Полученное
расхождение тепловосприятий не превышает допустимое (2 %), поэтому нет
необходимости делать второе приближение и расчетной температурой после
прохождения второго и третьего котельного пучка является = 401ºC.
11. Расчет экономайзера
Задачей расчета экономайзера является определение температуры газов за
ним, его тепловосприятия.
Конструктивные характеристики экономайзера:
расположение труб - шахматное;
диаметр труб d = 28 мм;
толщина труб δ = 2,5 мм;
количество труб в ряду z1 = 21;
глубина газохода а = 2,71 м;
ширина газохода b =1,5 м;
поперечный шаг - S1 = 70 мм;
продольный шаг - S2 = 50 мм;
относительный
поперечный шаг труб ;
относительный
продольный шаг труб ;
длина
труб: l=3 м.
Температура
на входе в экономайзер равна температуре на выходе из второго и третьего
котельного пучка = 401ºC (T'эк
=674 K), при которой энтальпия газов на входе в экономайзер
по табл. 3.1 равна Н'эк = 7149,9 кДж/кг.
Температуру на выходе из экономайзера принимаем равной = 150ºC (T"эк
= 423K), при которой энтальпия газов на выходе из
экономайзера по табл. 3.1 равна Н"эк = 2846,4 кДж/кг.
Средняя температура газов в экономайзере [1,
п.7-17]:
ºС (Тэк = 548,5 К)
Поверочный расчет экономайзера выполняется на
основании уравнений теплового баланса и теплообмена по известным температуре и
энтальпии газов перед экономайзером, конструктивным характеристикам поверхности
нагрева [1, п.7-02]:
Qбэк
= φ∙(H'эк - H"эк
+ Δα∙Н0.прс),
кДж/кг;
, кДж/кг,
Где Нэк - расчетная поверхность экономайзера, м2;
z -
число труб экономайзера;
d -
диаметр труб экономайзера, м;
ℓ - длина труб экономайзера, м.
k - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2∙К);
Δt - температурный напор, ºС.
Тепло, отданное газами экономайзеру:
бэк
= φ∙(H'эк - H"эк) = 0,985∙( 7149,9 - 2846,4) =5027,13 кДж/кг.
Определим тепловосприятие экономайзера по уравнению
теплопередачи.
Расчетную поверхность экономайзера определяем по [2,
стр.134, ф.(8.3)]:
Нэк = z1∙ z2∙π∙d∙ℓ;
Нэк = 21∙66∙3,14∙0,028∙3 = 365 м2.
Температурный напор:
При Pб=1,4 МПа, tн=195,05 ºС;
Δt=- tн,
Δt=275,5-195,05
=80,45ºС
Для
гладкотрубных экономайзеров тепловым сопротивлением с внутренней стороны можно
пренебречь и коэффициент теплопередачи определяется по [1, п.7-08]:
, Вт/(м2∙К).
Коэффициент
тепловой эффективности ψ
определяется по [1,стр.71, рис.7.16]; ψ = 0,78.
Коэффициент
теплоотдачи конвекцией зависит от скорости и температуры потока, диаметра и
расположения труб в пучке, вида поверхности (гладкая или оребренная) и
характера ее омывания (поперечное, продольное или косое), физических свойств
омывающей среды.
Расчетная
скорость дымовых газов [1, п.7-15]:
, м/с,
где Vгн - объем продуктов сгорания 1 кг топлива; определяем
по табл. 1;
Вр - расчетный расход топлива, кг/с;
Fг - площадь живого сечения для прохода
газов, м2.
Расчет площади живого сечения для прохода газов ведем по [1, п. 7-16]:
Fг = a∙b - z1∙ℓ∙d = 2,71∙1,5 - 3∙0,028∙21 = 2,3 м2.
Тогда
м/с.
Коэффициент
теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании коридорных гладкотрубных пучков
определяется по [2, стр.178, ф. (11.28)]:
αк = αн∙Cz∙Cs∙Cф, Вт/(м2∙К),
где Cz - поправка на число рядов труб по
ходу газа, [1, стр.221, номограмма 7];
Cz = 1;
Cs - поправка на геометрическую компоновку пучка, [1, стр.221, номограмма
7]; Cs = 1;
Cф - поправка, учитывающая влияние
изменения физических характеристик, [1, стр.221, номограмма 7]; Cф = 1,04;
αн - номограммный коэффициент теплоотдачи, [1, стр.220,
номограмма 7];
αн = 54 Вт/(м2∙К).
αк = 54∙1∙1∙1,04 = 56,16 Вт/(м2∙К).
Коэффициент теплопередачи равен:
Вт/(м2∙К).
Таким
образом, величина тепловосприятия экономайзера, рассчитываемая по уравнению
теплообмена, будет равна:
кДж/кг.
Расхождение
между значением тепловосприятия и
значением тепловосприятия составляет [3, п.7.3]:
%.
Полученное расхождение тепловосприятий превышает
допустимое (2%), поэтому необходимо изменить расчетную поверхность
экономайзера.
Определим достаточную поверхность нагрева:
Нр
=∙ /;
Нр
=∙∙ /=836 м2.
Определим
число рядов, которые необходимо добавить для увеличения расчетной поверхности
экономайзера:
= (Нр
- Нэк)/ n∙π∙d∙ℓзм;
=(836 -
365)/ 21∙3,14∙0,028∙3=85.
Тогда
расхождение между значением тепловосприятия и
значением тепловосприятия будет составлять:
%.
Температура
после прохождения экономайзера равна = 150 ºC.
На
основании данного расчета можно сделать вывод, что при заданном топливе и при
заданных параметрах котла расхождение между значением тепловосприятия и значением тепловосприятия составляет больше 2%, поэтому было принято
конструктивное предложение - увеличили поверхность нагрева экономайзера с 365 м2
до 836 м2 (добавили 85 рядов). Тогда расчетная невязка теплового баланса котельного агрегата не
превышает 0,5 % от Qр, то есть
баланс сходится.
12. Расчетная невязка теплового баланса котельного
агрегата
Завершается поверочный тепловой расчет определением
невязки теплового баланса котла [1, п.9-05]:
ΔQ = Qp∙ηк - (Qл.т + Qф + Qко + Q1кп+Qпп+Q2кп+3кп + Qэк) (1 - 0,01∙q4),
где Qл.т, Qф, Q1кп, Qпп, Q2кп+3кп, Qэк - количество тепла, воспринятого соответственно в топке,
фестоном, первым котельным пучком, пароперегревателем, вторым и третьим
котельным пучком и экономайзером, кДж/кг, рассчитанные по уравнению теплового
баланса.
Величина невязки составляет
ΔQ = ∙0,855 - ( + + + + ++)(1 - 0,01∙4) = 120.
Баланс
сходится если величина невязки не превышает 0,5% от Qр.
δ = ΔQ/Qр = (120/25330)100 =0,47%.
Баланс
сходится, следовательно, поверочный расчет котла выполнен верно.
Заключение
Проведя поверочный расчет котельного агрегата типа КЕ-25-14-225С по
заданному топливу, паропроизводительности котла, параметрам пара и питательной
воды были определены температуры и тепловосприятия рабочего тела и газовой
среды в поверхностях нагрева котла.
Результаты расчета:
· температура
на выходе из топки ==949 °С;
· температура
на выходе из фестона ==907 °С;
· температура
на выходе из камеры догорания ==799 °С;
· температура
на выходе из пароперегревателя ==733°С;
· температура
на выходе из первого котельного пучка: ==588°С;
· температура
на выходе из второго и третьего котельного пучка ;
· температура
на выходе из экономайзера ==150 °С
На основании данного расчета можно сделать вывод, что
при заданном топливе и при заданных параметрах котла тепловой баланс котла не
сходится, поэтому было принято конструктивное предложение - увеличить
поверхность нагрева экономайзера с 365 м2 до 836 м2
(добавили 85 рядов). Тогда расчетная невязка
теплового баланса котельного агрегата не превышает 0,5 % от Qр, то есть баланс сходится.
Список используемой литературы
1. Тепловой расчет котлов
(Нормативный метод). Издание 3-е, переработанное и дополненное / Издательство
НПО ЦКТИ, СПб, 2012.
. Фурсов И.Д., Коновалов В.В.
Конструирование и тепловой расчет паровых котлов: Учеб. пособие для студентов
вузов. Издание второе, переработанное и дополненное / Алтайский государственный
технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2011. -
266 с.
. Липов Ю.М. Компоновка и тепловой
расчет парового котла: Учеб. пособие для вузов. - М.: Энергоатомиздат, 2010. -
208 с.
4. Сидельковский Л.Н., Юренев В.Н. Котельные установки
промышленных предприятий / М.: Энергоатомиздат, 2008. - 528 с.
. «Котлы малой и средней мощности и топочные устройства»,
отраслевой каталог, Москва, 1987г.
Приложение А
Эскиз топочной камеры
Приложение Б
Эскиз камеры догорания
Приложение В
Эскиз фестона
Приложение Г
Эскиз первого котельного пучка и пароперегревателя
Приложение Д
Эскиз второго и третьего котельного пучка
Приложение Е
Эскиз экономайзера