150870 (594605), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Загальне рівняння теплового балансу має вигляд, кДж/м³:

(3.1)

3.1 Наявна теплота в загальному випадку визначається за формулою, кДж/кг:

[I, глава 5, с. 20-22]. (3.2)

Нижча теплота згоряння для палива АШ береться із [I, табл.1 с.153], кДж/кг:

=22584.

Тепло, шо вноситься у котел з повітрям, при підігріві його поза котлом парою, відпрацьованим теплом и т.п. , кДж/кг:

Зовнішній підігрів повітря не приймається, отже:

=0.

Фізичне тепло палива враховується у тих випадках, коли воно попередньо підігрівається стороннім джерелом тепла (паровий підігрів мазуту, парові сушарки і т.і.), а також при сушці по розімкнутому циклу. При замкнутій схемі пилоприготування тепло й підсушка палива у млиновій системі не враховується [1. с.20], тобто:

=0.

Тепло, що вноситься у котел паровим дуттям (форсуночною парою) Q_Ф., у даному проекті не передбачається, тоді:

Q_Ф=0.

Тепло, витрачене на розкладання карбонатів при спалюванні сланців Q_К. Розрахунок топки ведеться для роботи на твердому паливі АШ, тому:

Q_К=0.

Отже, наявна теплота палива, кДж/кг:

= =22584.

3.2 Втрати теплоти у котлі

Втрати теплоти у котлі визначаються як:

; (3.3)

Втрата теплоти з відхідними газами визначається як різниця ентальпій продуктів згоряння на виході з котла і холодного повітря, %:

, (3.4)

де – ентальпія відхідних газів, при надлишку повітря і температурі відхідних газів , кДж/кг (кДж/м³), [1, табл. 2.2);

– ентальпія холодного повітря, кДж/кг (кДж/м³), (визначається по таблиці 2.2);

- ентальпія повітря, яке присмоктується в газоходи котла, кДж/кг;

Втрати тепла від механічної неповноти згоряння палива q₄, % [1.табл.XVIII с.200]:

q4=3.

Втрати тепла від хімічної неповноти згоряння палива q₃, % [1,табл.XVII, с.200]:

q3=0.

Втрати тепла у навколишнє середовище q_5, % [1, табл. XVII - XIX]:

q5=0,5.

Отже втрата теплоти з вихідними газами, %:

q_{2= .}

Втрати теплоти від зовнішнього охолодження котла по окремих газоходах для спрощення приймаються пропорційними кількості теплоти, що віддається газами у відповідних газоходах. Тому при визначенні кількості теплоти, відданої газами, втрати від зовнішнього охолоджування враховуються введенням коефіцієнта збереження теплоти:

; (3.5)

.

де – ККД котла, визначається по (3.8).

Втрати з теплом шлаку q₆ вводяться у розрахунок для всіх твердих палив при камерному спалюванні з рідким шлаковидаленням, %:

(3.6)

де – доля золи у шлаку;

( )-ентальпія золи, кДж/кг.

Доля золи у виносі і ентальпія золи визначається по[1.табл. ХVII-XIX, ХХI і табл. ХIII].

=1-0,85=0,15.

Отже, втрата з теплом шлаку, %:

q₆= .

Сумарна втрата теплоти в котлі, %:

; (3.7)

.

Коефіцієнт корисної дії (ККД) котла, %:

; (3.8)

.

3.3 Теплота, що корисно використана в котлі

Тепло, що корисно викорастане к котлі, кДж/кг:

(3.9)

де = 0 – кількість тепла, віддане окрім перегрівача;

=0 – тепло, отримане вторинним перегрівачем;

=0 – тепло сприйняте водою або повітрям, підігрітими у котельному агрегаті і віддаваємих на сторону, ккал/ч.

У результаті одержимо, кДж/кг:

, (3.10)

де - витрата виробленої перегрітої пари, кг/с;

- кількість пари що витрачається на продувку, кг/с;

- ентальпія живильної води, кДж/кг;

- ентальпія перегрітої пари, кДж/кг;

- ентальпія води на лінії насичення, кДж/кг;

Приймемо для даного котла рівне 2%.

= 0,02·640 =12,8 т/г.

Для котлів з природною циркуляцією тиск має бути таким, щоб подолати гідравлічний опір водяного економайзера і пароперегрівника і забезпечити заданий тиск пари за котлом, МПа:

, (3.11)

де и – гідравлічний опір перегрівника і економайзера. Гідравлічний опір пароперегрівника не повинен перевищувати 10% робочого тиску пари [1, c.74], МПа:

; (3.12)

Тиск в барабані, МПа:

; (3.13)

.

Гідравлічний опір економайзера, МПа:

; (3.14)

.

Тиск живильної води, МПа:

; (3.15)

.

Ентальпія перегрітої пари 3512,2 кДж/кг , визначається по таблицях термодинамічних властивостей води і водяної пари по тиску 15,2 МПа. Ентальпія живильної води 1039,1 кДж/кг, визначається по таблицях термодинамічних властивостей води і водяної пари по тиску 16,85 МПа і температурі 235^оС. Ентальпія води на лінії насичення 1680,2 кДж/кг, визначається по таблицях термодинамічних властивостей води і водяної пари по тиску 16,7 МПа.

Повна кількість теплоти, що корисно використана в котлі, кДж/кг:

177,8(3512,2-1039,1)+3,5(1680,2-1039,1)=441943,3.

3.4 Витрата палива, що подається у топку

Визначається за формулою, кг/с:

; (3.16)

.

Для підрахунку сумарних об'ємів продуктів згоряння, повітря і теплоти, відданої газами в поверхнях нагріву, вводиться розрахункова витрата палива, яка визначається за формулою, кг/с:

; (3.17)

.

Розрахунок системи пилоприготування, пальників та паливоподачі ведеться по повній витраті В, а тяги і дуття по розрахунковій витраті .

4. Розрахунок теплообміну в топковій камері

4.1 Геометричні характеристики топки

При розрахунку теплообміну в топковій камері необхідно визначити об'єм топки. Межами об'єму є осьова плоскість екранних труб . У вихідному перетині камери об'єм обмежується горизонтальною плоскістю, що проходить через нижню межу ширм. Ширми включаються в об’єм топки тому що крок ширм S₁=720мм, S₁>700мм. Нижньою межею об'єму топки служить под.

Повна поверхня стін топки F_ст, м², обчислюється як сума плоскості, що обмежує об'єм топкової камери.

F_ст = F_пл . (4.1)

Площа стіни, зайнята екраном F_пл визначається по відстані між осями крайніх труб даного екрану і освітленій довжині екранних труб.

Площа поверхні фронтальної стіни обчислюється за формулою, :

F_ФР =F₃+F₄+F₅; (4.2)

F₃=4,2·4,05=17;

F₄=8,128·20,388=165,71;

F₅=1,306·8,128=10,61;

F_ФР=17+165,71+10,61=193,32.

Площа поверхні задньої стіни , :

F_З= F_ФР=193,32

Площа поверхонь бічних стін обчислюється за формулою, м²:

F_б= F₁ +2F₂; (4.3)

F₁=18,56·20,388=378,4;

F₂= =15,1;

F_б=378,4+2·15,1=408,6.

Поверхня двосвітного екрану, м² :

F_2х.св. =(h₁+h₂+h₃)·a; (4.4)

F_2х.св. =(20,388+1,306+4,05)·8,128=209,24.

Площа поду, м²:

F_под= 2·l₁·a; (4.5)

F_под=2·4,571·8,128=74,3.

Площа потолка, м²:

F_пот =l₃·b; (4.6)

F_пот=4,2·18,56=77,95.

Площа вихідного вікна F_ВО, м²:

F_ВО.=(l₄·b)·2; (4.7)

F_ВО.=(8,1·18,56)·2=300,67.

Площа стін топки, м²:

F_ст = F_фр + Fз + 2F_б + 2F_2х.св +F_пот+F_под + F_ВО ; (4.8)

F_ст =193,32 +193,32 + 817,2+2·209,24+74,3+77,95 + 300,67= 2075,24.

Рисунок 4.1 - Ескіз бокової поверхні топкової камери

Ефективна товщина випромінюючого шару топки, м:

, (4.9)

де и - об'єм і поверхня стін топки, м³, м².

.

Відносна висота розташування пальників при їх розташуванні у декілька рядів [1, п.6В, с.26-27]:

(4.10)

Кількість пальників у залежності від їх типу та розташуванні у топці котлів різної потужності рекомендовано вибирати по [1.табл.II-3а. c.67]. Так як паливо АШ, паропродуктивність 640т/г, рекомендуєтся прийняти 8-16 вихрових пальників при зустрічному їх розташуванні.

n·₁, n₂ – кількість пальників у першому і другому рядах;

В₁, В₂ – витрата палива відповідно через кожний пальник першого і другого рядів, кг/г.

Приймаємо 16 пальників при 2-х ярусному розташуванні.

Тоді:

.

Відносна висота розташування пальників

(4.11)

4.2 Розрахункові характеристики топки

Ефективність організації топкового процесу визначається розрахунковими характеристиками .

Теплова напруга топкового об'єму q_v, кВт/м³ характеризує умови спалювання палива. Величина q_v обернено пропорційна часу перебування часток палива в топковому об'ємі за умови рівномірного заповнення об'єму продуктами згоряння (топковими газами), кВт/м³:

, (4.12)

де В – витрата палива, кг/г;

V_т – об'єм топки, м³;

- теплота згоряння палива нижча, кДж/кг.

Максимальна допустима величина теплової напруги топкового об'єму становить [q_v ]= 125 кВт/м³, визначається по [1, табл.XVIII, с.200].

Теплова напруга поперечного перетину топки , МВт/м². Величина q_f прямо пропорційна середній швидкості руху топкових газів в топці за умови рівномірності заповнення перетину.

, (4.13)

де F_т – площа поперечного перетину топки, яка дорівнює площі фронтальної поверхні, яка була визначена раніше в геометричних характеристиках топки,м².

.

Максимальна допустима величина теплової напруги поперечного перетину топки становить [q_f ]= 2,5 МВт/м², визначається по [1, табл.II-1].

4.3 Радіаційні властивості продуктів згоряння

Основною радіаційною характеристикою продуктів згоряння служить критерій поглинальної здатності (критерій Бугера):

Вu = k∙p∙s, (4.14)

де k – коефіцієнт поглинання топкової среди, розраховується по температурі і складу газів на виході з топки. При його визначенні враховується випромінювання трьохатомних газів (RO₂, H₂O) і зважених в їх потоці часток сажі.

p – тиск в топковій камері, МПа;

s – ефективна товщина випромінюючого слою;

Коефіцієнт поглинання променів трьохатомними газами (RO₂, H₂O), 1/(мМПа)

, (4.15)

де r_n – об'ємна сумарна частка трьохатомних газів ( табл. 2.1), ;

- заздалегідь прийнята температура газів на виході з топки, К;

Характеристики

Список файлов ВКР