Расчет установки утилизации теплоты отходящих из технологической печи газов

 

      Энтальпия дымовых газов, образующихся при сгорании 1 кг топлива:

Нt = c_t ∙ t = (m_CO2 ∙ c_CO2+ m_H2O ∙ c_H2O + m_N2 ∙ c_N2 + m_O2 ∙ c_O2 ) ∙ t, где сCO2, сH2O, сN2, сО2 - средние удельные теплоемкости при постоянном давлении соответствующих газон при температуре t, кДж/(кг ∙ К);

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

 

при 100 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 0,8658+ 2,1148 ∙ 1,8728 + 15,1622 ∙ 1,0404 + 0,7613 ∙ 0,9232 ) ∙ 100 = 2273 кДж/кг;

 

при 200 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 0,9102+ 2,1148 ∙ 1,8937 + 15,1622 ∙ 1,0434 + 0,7613 ∙ 0,9353 )∙ 200=  4589,749  кДж/кг;

 

при 300 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 0,9487+ 2,1148 ∙ 1,9292 + 15,1622 ∙ 1,0488 + 0,7613 ∙ 0,9500 ) ∙ 300= 6965,669 кДж/кг;

 

при 400 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 0,9877+ 2,1148 ∙ 1,9477 + 15,1622 ∙ 1,0567 + 0,7613 ∙ 0,9651 )∙ 400= 9397,053 кДж/кг;

 

при 500 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 1,0128+ 2,1148 ∙ 1,9778 + 15,1622 ∙ 1,0660 + 0,7613 ∙ 0,9793 )∙ 500= 11887,31 кДж/кг;

 

при 600 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 1,0396+ 2,1148 ∙ 2,0092 + 15,1622 ∙ 1,0760 + 0,7613 ∙ 0,9927 )∙ 600= 14444,31 кДж/кг;

 

при 700 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 1,0639+ 2,1148 ∙ 2,0419 + 15,1622 ∙ 1,0869 + 0,7613 ∙ 1,0048)∙ 700= 17067,31 кДж/кг;

 

при 800 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 1,0852+ 2,1148 ∙ 2,0754 + 15,1622 ∙ 1,0974 + 0,7613 ∙ 1,0157 )∙ 800= 19741,32 кДж/кг;

 

при 1000 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 1,1225+ 2,1148 ∙ 2,1436 + 15,1622 ∙ 1,1159 + 0,7613 ∙ 1,0305 )∙ 1000= 25211,48 кДж/кг;

 

при 1500 °С:

Нt = (2,6496 ∙ 1,1895+ 2,1148 ∙ 2,4422 + 15,1622 ∙ 1,1911 + 0,7613 ∙ 1,0990 )∙ 1500= 40815,24  кДж/кг.

 

     Результаты расчетов сводим в табл. 3.

 

   Энтальпия продуктов сгорания                  Таблица 3

 

t		Ct , кДж/(кг ∙К)	Нt , кДж/кг
°С	K
100	373	22,73	2273,221
200	473	22,95	4589,749
300	573	23,22	6965,669
400	673	23,49	9397,053
500	773	23,77	11887,31
600	873	24,07	14444,31
700	973	24,38	17067,31
800	1073	24,68	19741,32
1000	1273	25,21	25211,48
1500	1773	27,21	40819,24

 

 

По данным табл. 3 строим график зависимости Ht = f(t)

 

 

 

 

 

 

 

               Рис. 2.          График зависимости Ht = f(t)

 

 

.

 

3.2 Расчет теплового баланса печи, КПД печи и расхода топлива

 

 

      Тепловой поток, воспринятый водяным паром в печи (полезная тепловая нагрузка): Q_пол = G ∙ (Нвп2 - Hвп1)  ∙ 10³ = 2,94 ∙ (3992,44 – 2780,65)  ∙ 10³ = 3,56 ∙ 10⁶  Вт, где G - количество перегреваемого водяного пара в единицу времени, кг/с; Hвп1 и Нвп2 - энтальпии водяного пара на входе и выходе из печи соответственно, кДж/кг[4].

 

     Принимаем температуру уходящих дымовых газов равной 310 °С (583 К). Потери тепла излучением в окружающую среду составят 10 %, причем 9 % из них теряется в радиантной камере, а 1 % - в конвекционной. КПД топки

η_т = 1 - 0,09 = 0,91.

 

     Потерями тепла от химического недожога, а также количеством теплоты поступающего топлива и воздуха пренебрегаем[2].

 

      Определим КПД печи:

η_п = 1 – Н_ух/ Q_р^н – q_пот = 1 – 7208,81/47630 – 0,1 = 0,749, где Н_ух - энтальпия продуктов сгорания при температуре дымовых газов, покидающих печь, t_ух; температура уходящих дымовых газов принимается обычно на 100 - 150 °С выше начальной температуры сырья на входе в печь; q_пот - потери тепла излучением в окружающую среду, % или доли от Q_пол.

 

     Расход топлива: В = Q_пол / (10³∙ Q_р^н ∙ η_п ) = 3,56 ∙ 10⁶  / (10⁶∙ 47,63 ∙ 0,749 ) = 0,0998 кг/с.

 

3.3 Расчет радиантной камеры и камеры конвекции

 

     Задаемся температурой дымовых газов на перевале: t_п = 750 - 850 °С, принимаем T_п = 800 °С (1073 К). Энтальпия продуктов сгорания при температуре на перевале H_п = 19741,32 кДж/кг.

 

      Тепловой поток, воспринятый водяным паром в радиантных трубах:

Q_p = B ∙ (Q_р^н ∙ η_т – Н_п) ∙ 10³ =  0,0998 ∙ (47630 ∙ 0,91 – 19741,32) ∙ 10³ = 2,36∙ 10⁶ Вт, где Нп - энтальпия продуктов сгорания при температуре дымовых газов па перевале, кДж/кг;

 

      Тепловой поток, воспринятый водяным паром в конвекционных трубах:

Q_p = Q_пол – Q_p = 3,56 ∙ 10⁶  – 2,36∙ 10⁶ = 1,2 ∙ 10⁶  Вт.

 

      Энтальпия водяного пара на входе в радиантную секцию составит:

H_k = Нвп2 – Q_p / (G ∙ 10³) = 3992,44 – 2,36∙ 10⁶  / (2,94 ∙ 10³) = 3189,7 кДж/кг

 

      Принимаем величину потерь давления в конвекционной камере ΔP_к = 0,15 МПа, тогда: P_к = 1,1 - 0,15 = 0,95 МПа.

 

      Температура входа водяного пара в радиантную секцию t_к = 364,4 °С [4], тогда средняя температура наружной поверхности радиантных труб составит:

Θ = ( t_вп2 + t_k )/2 + Δt +273 = ( 730 + 364,4 )/2 + 20 +273 = 849,2 K, где Δt - разность между температурой наружной поверхности радиантных труб и температурой водяного пара (сырья), нагреваемого в трубах; Δt = 20 - 60 °С.

 

      Максимальная расчетная температура горения:

t_max = to + Q_р^н ∙ η_т / c_п.с = 25 + 47630 ∙ 0,91/24,68 = 1781 °С, где t_o - приведенная температура исходной смеси топлива и воздуха; принимается равной температуре воздуха, подаваемого на горение; c_п.с - удельная теплоемкость продуктов сгорания при температуре t_п;

 

       При t_max = 1772,8 °С и tп = 800 °С теплонапряженность абсолютно черной поверхности q_s для различных температур наружной поверхности радиантных труб имеет следующие значения:

 

Θ, °С	200	400	600
qs, Вт/м2	1,5∙105	1,25∙105	0,75∙105

 

      Строим вспомогательный график, по которому находим теплонапряженность при Θ = 576,2 °С: q_s = 0,8 ∙10⁵ Вт/ м².

 

Рис. 3. Зависимость  теплонапряженности от температуры  стенки

 

     Рассчитываем полный тепловой поток, внесенный в топку:

Q = B ∙ Q_р^н ∙ η_т ∙ 10³ = 0,0998 ∙ 47,63 ∙ 0,91 ∙ 10⁶ = 4,32566134∙ 10⁶ Вт.

 

     Предварительное значение площади эквивалентной абсолютно черной поверхности:

H_s = Q / q_s = 4,32566134∙ 10⁶ / 0,8 ∙10⁵ = 54,1 м²

 

     Принимаем степень экранирования кладки ψ = 0,45 и по графику [5] для

α = 1,2 находим, что Hs/Hл = 0,76. Величина эквивалентной плоской поверхности:  Hл = Hs / (Hs/Hл) = 54,1/ 0,76 = 71,18 м².

 

     Принимаем однорядное размещение труб и шаг между ними:

S = 2dн = 2 •  0,152 = 0,304 м. Для этих значений фактор формы К = 0,87.

 

     Величина заэкранированной поверхности кладки: H = 71,18/0,87 = 81,82 м².

 

     Поверхность нагрева радиантных труб: F_p = π/2 ∙ 81,82 = 128,46 м².

 

     Выбираем печь ГН2 133/6, ее параметры:

 

поверхность камеры радиации, м² ………133

поверхность камеры конвекции, м² ……..133

рабочая длина  печи, м …………………….6

исполнение ………………………………...б

способ сжигания топлива… беспламенное горение

диаметр труб камеры радиации, мм ……..152×6

диаметр труб камеры конвекции, мм …….114×6

 

 

     Рис. 4. Принципиальная схема рассматриваемой технологической печи.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

      Число труб в камере радиации: n_p = 133/ (3,14 ∙ 0,152 ∙ (6-0,8)) = 54 , где l_пол = (6 - 0,8) -полезная длина радиантных труб, омываемая потоком дымовых газов, м.

      Определяем число труб камеры конвекции:

n_k = 133/ (3,14 ∙ 0,114 ∙ (6-0,8)) = 72. Располагаем их в шахматном порядке по 3 в одном горизонтальном ряду. Шаг между трубами S = 1,7d_н = 0,19 м.

 

      Теплонапряженность поверхности радиантных труб:

q_p = 2,36∙ 10⁶ / 133 = 17744 Вт/м².

 

      Средняя разность температур определяем по формуле:

Δt_cp = (800-364,4) – (310-183,98)/ ln(800-364,4/310-183,98) = 249,68 °С.

 

      Коэффициент теплопередачи в камере конвекции:

K = 1,2 ∙ 10⁶ / (249,66 ∙ 133) = 36,139 Вт/(м² • К).

 

      Теплонапряженность поверхности конвекционных труб определяем по формуле: q_k = 1,2∙ 10⁶ / 133 = 9022,6 Вт/м².

 

3.4 Гидравлический расчет змеевика печи

 

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

 

      Средняя скорость водяного пара:

ω_k = G / (ρ_в.п^к ∙0,785∙d_k²∙z_k) = 2,94/ (4,19 ∙0,785∙0,102²∙4) = 21,48 м/с, где

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

ρ_в.п^к - плотность водяного пара при средней температуре и давлении в камере конвекции, кг/м3;

dк - внутренний  диаметр конвекционных труб, м;

zк - число потоков в камере конвекции.

       Кинематическая вязкость водяного пара при средней температуре и давлении в камере конвекции ν_k = 4,56 • 10^-6 м²/с [4].

 

      Значение критерия Рейнольдса: Re_k = ω_k ∙ d_k / ν_k = 21,48 ∙ 0,102 / 4,56 • 10^-6 = 480474

 

      Общая длина труб на прямом участке: l_общ^к = l ∙ n_k = 6 ∙ 72 = 432 м.

 

     Коэффициент гидравлического трения [6]: λ = 0,023

 

     Потери давления на трение:

ΔP_тр^к = 0,023 ∙ 432/ (0,102 ∙ 4) ∙21,48²/2 ∙ 4,19 = 23540 Па = 23,5 кПа.

 

     Потери давления на преодоление местных сопротивлений:

ΔP_м.с^к = ∑ ξ_к  ∙ ω_k ²/2 ∙ ρ_в.п^к  = 0,35 ∙ (72/2 – 1) ∙21,48²/2 ∙ 4,19 = 12179,3 Па = 12,18 кПа, где ∑ ξ_к  = 0,35 - коэффициент сопротивления при повороте на 180º [6], (72/2 – 1) - число поворотов.

 

      Общая потеря давления:

ΔP_к = ΔP_тр^к  +  ΔP_м.с^к = 23,5 + 12,18 = 35,68 кПа.

 

3.5 Расчет потери давления водяного пара в радиационной камере

 

      Средняя скорость водяного пара:

ω_р = G / (ρ_в.п^р ∙ 0,785 ∙ d_р² ∙ z_р) = 2,94/ (2,92 ∙0,785∙0,14²∙4) = 16,36 м/с,  где

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

ρ_в.п^р - плотность водяного пара при средней температуре и давлении в камере радиации, кг/м3;

 d_р - внутренний диаметр радиационных труб, м;

z_р - число потоков в камере радиации,

      Кинематическая вязкость водяного пара при средней температуре и давлении в камере радиации  ν_р = 1,04 • 10^-5 м²/с [4].

 

      Значение критерия Рейнольдса: Re_р = ω_р ∙ d_р / ν_р = 16,36 ∙ 0,14 / 1,04 • 10^-5 = 204500

 

      Общая длина труб на прямом участке: l_общ^р = l ∙ n_р = 6 ∙ 54 = 324 м

 

      Коэффициент гидравлического трения [6]: λ = 0,0216

 

      Потери давления на трение:

ΔP_тр^р = 0,0216 ∙ 324/ (0,14 ∙ 4) ∙16,36²/2 ∙ 2,92 = 4860,88 Па = 4,86 кПа.

 

      Потери давления на преодоление местных сопротивлений:

ΔP_м.с^р = ∑ ξ_р  ∙ ω_р ²/2 ∙ ρ_в.п^р  = 0,3 ∙ (54/2 – 1) ∙16,36²/2 ∙ 2,92 = 3047,99 Па = 3,05 кПа, где ∑ ξ_р  = 0,3 - коэффициент сопротивления при повороте на 180º[6],

       (54/2 – 1) - число поворотов.

 

      Общая потеря давления:

ΔP_р = ΔP_тр^р  +  ΔP_м.с^р = 4,86 + 3,05 = 7,91 кПа

 

      Суммарная величина потерь давления в печи по водяному пару:

ΔP = ΔP_р +  ΔP_к = 7,91 + 35,68 = 43,59 кПа.

 

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

 

                            

                               4. Расчет котла-утилизатора

 

                Принципиальная схема КУ представлена на рис.5:

 

 

 

 

 

 

       Найдем среднюю температуру дымовых газов: t_{дг ср} = (310+210)/2 = 260 °С,  где t₁ = 310 °С - температура дымовых газов на входе,