Составить уравнение теплового баланса нагревательной печной установки

Общие сведения о составлении теплового баланса печи. Пример составления теплового баланса методической печи

Страницы работы

Содержание работы

ВВЕДЕНИЕ

Целью курсовой работы по дисциплине «Теплопередача в промышленных аппаратах» является получение навыков математического моделирования тепловых процессов, протекающих в конкретных технических системах, разработки программ расчета на ЭВМ на основе известных методов моделирования на примере выполнения теплового расчёта четырёхзонной методической печи.

Тепловой расчёт печи включает следующие блоки:

1. Расчёт горения топлива.

2. Расчёт нагрева металла.

3. Составление теплового баланса.

4. Расчёт рекуперативного теплообменника.

5. Гидравлический расчёт дымового и воздушного трактов.

Представленные методические указания к выполнению курсовой работы содержат третий блок теплового расчета методической печи – составление теплового баланса, целью которого является определение расхода топлива и КПД печи.

Факторы, влияющие на расход топлива и на КПД печи

1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О СОСТАВЛЕНИИ ТЕПЛОВОГО БАЛАНСА ПЕЧИ

Тепловой баланс печи выражается уравнением, связывающим статьи расхода и прихода тепла, отнесенные к единице времени. Составление теплового баланса необходимо как при проектировании печи для определения расхода топлива, так и при испытании печей для установления технико-экономических показателей их работы.

Приходная часть теплового баланса складывается из следующих статей прихода тепла:

1. Тепло от горения топлива (химическое тепло) – Q_х.

2. Тепло, вносимое подогретым воздухом – Q_в.

3. Тепло, вносимое подогретым топливом – Q_т.

4. Тепло экзотермических реакций (окисление металла) – Q_экз.

Расходная часть теплового баланса состоит из следующих статей расхода тепла:

1. Тепло, затраченное на нагрев металла (полезное тепло) – Q_м.

2. Тепло, уносимое уходящими дымовыми газами – Q_г.

3. Потери тепла от химической неполноты сгорания топлива – Q_хн.

4. Потери тепла от механического недожога топлива – Q_мн.

5. Потери тепла теплопроводностью через кладку – Q_тепл.

6. Потери тепла с охлаждающей водой – Q_вод.

7. Неучтенные потери тепла включающие потери тепла излучением через открытые окна и щели; потери тепла с выбивающимися газами через окна, щели и кладку; потери тепла с окалиной; потери тепла на нагрев печи и оборудования – Q_неучт.

Таким образом, уравнение теплового баланса можно представить в следующем виде:

Рассмотрим каждую из статей теплового баланса и способ их определения.

Статьи прихода тепла:

1. Тепло от горения топлива:

(2)

Здесь В – расход топлива, (м 3 /с для газообразного и кг/с для жидкого), который определяется при испытании печи непосредственным измерением, а при проектировании печи – расчетом из уравнения теплового баланса; – теплота сгорания топлива (Дж/м 3 для газообразного и Дж/кг для жидкого).

2. Тепло, вносимое подогретым воздухом:

(3)

где V_в – расход воздуха на единицу топлива (м 3 /м 3 для газообразного и м 3 /кг для жидкого); i_в – теплосодержание воздуха, соответствующее его температуре перед горелками, Дж/м 3 .

3. Тепло, вносимое подогретым топливом:

(4)

где i_т теплосодержание подогретого топлива (Дж/м 3 для газообразного и Дж/кг для жидкого).

4.Тепло экзотермических реакций:

Процесс окисления металла протекает с положительным тепловым эффектом, средняя величина которого составляет 5,65 кДж/кг окисленного железа. Тогда

, (5)

где Р – производительность печи, кг/с, у – угар металла, %. Для методических печей угар составляет у=1-5%.

При росте окисления металла приходные статьи теплового баланса увеличиваются, что приводит к сокращению расхода топлива. Однако ни в коем случае нельзя таким путем добиваться экономии топлива, так как потери металла от угара значительно превышают стоимость сэкономленного топлива.

Статьи расхода тепла:

1. Тепло, затраченное на нагрев металла:

, (6)

где i_к– теплосодержание металла в конце нагрева, определяемое по его средней (по массе) температуре, Дж/кг, і_н – тоже самое в начале нагрева.

При нагреве металла холодного посада начальным теплосодержанием можно пренебречь.

2. Тепло, уносимое дымовыми газами:

, (7)

где V_п.с — количество дыма, образующегося при горении единицы топлива (м 3 /м 3 для газообразного и м 3 /кг для жидкого); i_п.с – теплосодержание уходящих газов Дж/кг.

В тепловом балансе методической печи потери тепла с уходящими дымовыми газами составляют значительную долю, достигая 45—55%, вследствие чего использование хотя бы части этого тепла на подогрев воздуха и (или) топлива дает существенную экономию топлива.

3. Химический и механический недожог топлива:

РАСЧЕТ ТЕПЛОВОГО БАЛАНСА

Расход топлива и коэффициент полезного действия – важнейшие характеристики работы печи. Расход топлива проектируемых печей находят расчетным путем, используя тепловой баланс. Тепловой баланс печи состоит из равных между собой приходных и расходных статей. Для камерных печей периодического действия тепловой баланс рассчитывают на один цикл работы (загрузка, нагрев, и выгрузка заготовок).

ПРИХОДНЫЕ СТАТЬИ ТЕПЛОВОГО БАЛАНСА

Приходные статьи теплового баланса рассчитываем в предположении, что топливо не подогревается, а воздух нагревается в рекуператоре до 250˚С. Поскольку топливо не подогревается, его физическую теплоту можно не учитывать.

Теплота, выделяющаяся при сжигании топлива

,

где В – расход топлива, м 3 /ч.

Определяем физическую теплоту, вносимую подогретым воздухом при t_в = 250˚С

,

где L_Д – действительный объем воздуха, м 3 /м 3 ; С_в – теплоемкость воздуха при данной температуре, Дж/(кг·˚С).

Определяем количество теплоты, выделившейся при окислении железа. Эту составляющую необходимо учитывать при t_п > 700˚С. По рис.3.1 определили, что t_ок = t_п = 700˚С через 0,85ч нагрева. Значит, металл находится при t_п > 700˚С τ_ок = 4,33‑0,85=3,48ч, где τ_ок – время окалинообразования. Средняя температура поверхности садки за это время

Количество железа, окислившегося на одном квадратном метре садки

.

Теплота, выделившаяся при окислении железа

.

РАСХОДНЫЕ СТАТЬИ ТЕПЛОВОГО БАЛАНСА

Теплота, расходуемая на нагрев металла

.

Выберем двухслойную футеровку печи: первый слой (внутренний) – огнеупорный, выполнен из шамота ρ = 1900кг/м 3 толщиной S₁ = 230мм, а второй слой (наружный) – теплоизоляционный, из легковесного шамота ρ = 1000кг/м 3 толщиной S₁ = 115мм.

Средняя температура внутренней поверхности кладки за цикл нагрева (см. таблицу3.1)

.

Примем в первом приближении, что средняя температура по сечению внутреннего слоя

.

Средняя температура по сечению наружного слоя

.

При таких значениях средних температур коэффициент теплопроводности шамота равен

.

Коэффициент теплопроводности теплоизоляционного слоя

.

Считая коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности кладки к воздуху a = 20 Вт/м 2 ·град, определим тепловой поток через кладку

.

Проверим правильность принятых средних температур слоев кладки

.

.

Поскольку проверка показывает большое расхождение с принятыми температурами, произведем перерасчет

,

,

,

,

.

Дальнейшее уточнение не требуется, так как принятые и рассчитанные значения средних температур отличаются друг от друга менее чем на 10%.

Рассчитаем температуру на внешней поверхности кладки

.

Температура на внешней поверхности кладки слишком велика. Чтобы её уменьшить, поменяем материал внешней кладки с шамота легковеса ρ = 1250кг/м 3 на пенашамот ρ = 600кг/м 3 с толщиной S₂ = 115мм. Производим перерасчет

,

,

,

.

Распределение температур по сечению кладки показано на рис.4.1.

Рис.4.1. Распределение температур по сечению кладки печи

Общие потери теплоты теплопроводностью за весь цикл нагрева

,

Теплоту, аккумулированную кладкой, рассчитываем для первого периода нагрева, когда температура внутренней поверхности кладки нарастает. Допускаем, что теплота аккумулируется только внутренним слоем кладки.

Теплоемкость шамота при средней его температуре 958˚С

.

Теплота, аккумулированная кладкой

,

,

где t_клн, t_клк – начальная и конечная температуры внутренней поверхности кладки в первый период нагрева, ˚С; τ₁ – продолжительность первого периода нагрева, с; ρ – плотность внутреннего слоя кладки, кг/м 3 .

Рассчитаем потери теплоты излучением через рабочие окна – потери, происходящие при загрузке и выгрузке слитков печи.

Примем следующие размеры окна: ширина b = 2,12м, средняя высота d = 1,7м, толщина стенки окна l = 0,4м.

При таких размерах окна коэффициент f равен

.

.

Время загрузки τ_з печи и время её разгрузки τ_р принимаем равными 0,3ч.

Теплота, теряемая излучением при посадке (t_г0 = 1627˚С)

.

Теплота, теряемая излучением при выдаче (t_г3 = 1064˚С)

.

Средняя температура уходящих газов за цикл нагрева

.

При этой температуре теплоемкость продуктов сгорания

.

Потери теплоты с уходящими газами

.

Рассчитаем потери теплоты на нагрев технологических приспособлений. Пусть три слитка уложены на шесть подставок из стали 20 массой 200кг каждая. Допускаем, что начальная температура подставок равна температуре внутренней поверхности кладки, то есть t_пн = t_кл0 = 987˚С. Конечная температура подставок и поверхности садки одинакова t_пк = t_п3 = 1100˚С.

Тогда теплота, затраченная на нагрев подставок

.

где G_п – масса приспособлений, кг; i_пн, i_пк – теплосодержание материала приспособлений в начале и конце цикла нагрева, кДж/кг.

Неучтенные потери теплоты

.

ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС И ТЕПЛОВАЯ ЭФФЕКТИВНОСТЬ РАБОТЫ ПЕЧИ

Из равенства приходной и расходной частей баланса определим средний расход топлива В

,

,

.

Результаты расчета теплового баланса печи сведены в таблицу 4.1

Результаты расчёта теплового баланса печи

Определим тепловую эффективность работы печи.

Коэффициент полезного действия печи

.

Средний удельный расход теплоты

.

Удельный расход условного топлива (теплота сгорания условного топлива равна 29,33 МДж/кг)

.

РАСЧЕТ РЕКУПИРАТОРА

Дымовые газы, покидающие рабочее пространство печи, имеют высокую температуру, а следовательно, содержат значительное количество теплоты. Поэтому целесообразно обеспечить утилизацию теплоты отходящих дымовых газов с возвратом части её обратно в печь. Для этого необходимо теплоту уходящих дымовых газов передать поступающему в печь воздуху. Для решения этой задачи используют теплообменники рекуперативного типа, применение которых позволяет экономить топливо.

Рекуператор представляет собой теплообменный аппарат, работающий в условиях, близких к стационарному тепловому состоянию, при котором происходит передача теплоты от остывающих дымовых газов к нагревающемуся воздуху через разделительную стенку.

Проектирование рекуператоров предполагает расчет значений площади поверхности нагрева и некоторых других параметров, характеризующих его конструкцию.

Выберем для проектируемой печи имеющий широкое применение петлевой рекуператор. Исходные данные для его расчета:

· В = 101 м 3 /ч – средний расход топлива;

· L_Д = 7,23 м 3 /м 3 – расход воздуха;

· V_Д = 8,41 м 3 – количество продуктов сгорания;

· t”_в = 250˚С – температура подогрева воздуха;

· t_ух = 928˚С – средняя температура уходящих из печи дымовых газов за цикл нагрева;

· СО₂ = 9,14%; H₂O = 19,3% — содержание лучепрозрачных газов в продуктах сгорания топлива;

Для изготовления рекуператора выберем трубы диаметром

d_н = 30мм – наружный диаметр трубы;

d_вн = 24,7мм – внутренний диаметр трубы.

Примем коридорное расположение труб в рекуператоре с шагом

, .

Рис. 5.1. Схема расположения и основные геометрические характеристики коридорного пучка труб в рекуператоре.

Расчет начинаем с определения расхода воздуха и дыма, проходящих через рекуператор. Найдем расход воздуха

,

где n – коэффициент подсоса воздуха, который для трубчатых металлических рекуператоров равен нулю.

Расход дымовых газов с учётом потерь дыма на выбивание через дымовой шибер, а также подсоса воздуха

,

где m – коэффициент, учитывающий потери дыма в печи и боровах до рекуператора; ρ – коэффициент подсоса воздуха.

Рассчитаем теплосодержание дыма

.

где – теплосодержание соответствующих газов, взятых при t_ух = 1347˚С [1, с.25].

Теплосодержание дыма перед рекуператором с учетом подсоса воздуха

.

Теплосодержанию дыма соответствует температура (рис. 5.2).

Рис. 5.2. Зависимость теплосодержания дымовых газов от их температуры

Принимая коэффициент потерь в рекуператоре ξ = 0,82, определим теплосодержание дыма за рекуператором

.

Этому теплосодержанию соответствует температура дыма за рекуператором (рис. 5.2).

Среднелогарифмический температурный напор

.

Средняя температура дыма в рекуператоре

.

Приняв скорость дыма в рекуператоре W_Д = 2м/с, вычислим коэффициент теплоотдачи конвекцией на дымовой стороне

.

Общий коэффициент теплоотдачи с учетом излучения на дымовой стороне

.

Средняя температура воздуха в рекуператоре

.

Принимаем скорость движения воздуха в рекуператоре W_В = 6м/с. Определим коэффициент теплоотдачи конвекцией на воздушной стороне рекуператора

.

Предполагая, что тепловое сопротивление s/λ = 0, найдем коэффициент теплоотдачи

.

где s – толщина стенки, м; λ – коэффициент теплопроводности материала стенки, Вт/м·град.

Площадь поверхности рекуператора

.

Произведем компоновку рекуператора. Чисто U-образных элементов

.

Средняя поверхность нагрева одного трубного элемента

.

Средняя длина одного трубного элемента

.

Число труб в ряду, перпендикулярном движению дыма

.

Число труб по ходу дыма

.

Эскиз компоновки рекуператора представлен на рисунке 5.3.

Рис 5.3. Схема металлического петлевого рекуператора
6. АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ДЫМОВОГО ТРАКТА

Исходные данные для расчета

· B’_Д = 655 м 3 /ч – расход дыма, проходящего через рекуператор;

· t_ух =1347 ˚C – температура дыма на выходе из печи;

· t’_д = 1224˚C – температура дыма перед рекуператором;

· t”_д = 540˚C – температура дыма за рекуператором;

· W₀₁ = 2м/с – начальная скорость дымовых газов.

Эскиз дымового тракта с размерами показан на рисунке 6.1.

Рис.6.1 Эскиз дымового тракта печи

Площадь поперечного сечения на разных участках дымового тракта

.

В рабочем пространстве печи имеется n = 8 дымовых расположенных на боковых стенках симметрично по четыре с каждой стороны. Площадь каждого окна

.

Исходя из F_окна возьмём его размеры равными 0,18×0,18м.

Эквивалентный диаметр канала

.

где F_k – площадь поперечного сечения канала, м 2 ; П – периметр поперечного сечения канала, м.

Динамический напор газа на этом участке

.

где ρ₀ – плотность газа при нормальных условиях (0˚С, 101кПа), кг/м 3 ; W₀ – скорость газа на рассматриваемом участке газопровода, отнесенная к нормальным условиям, м/с; α = 1/273 – коэффициент объемного расширения газов, град -1 ; t_г – средняя температура газа на рассчитываемом участке газопровода, ˚С.

Потери на трение на горизонтальном участке канала длиной 0,34м

.

где μ – коэффициент трения; l – длина участка, на котором определяются потери на трение, м; d – гидравлический диаметр трубопровода, м.

Потери при повороте канала на 90˚ без изменения его сечения

.

где К₁ – коэффициент местного сопротивления, характеризующий данное сопротивление и представляющий отношение потерянного давления на этом сопротивлении к динамическому напору.

Потери на трение в дымопаде высотой 2м

.

Потери на преодоление геометрического давления в дымопаде

.

.

где ρ_0в и ρ_0д – плотности воздуха и дымовых газов соответственно при нормальных условиях, кг/м 3 ; t_в и t_г — температуры воздуха и дымовых газов, ˚С.

Потери на поворот 90˚ из дымохода в боковой канал с расширением потока

.

Определим потери напора при движении дымовых газов в горизонтальных боковых дымовых каналах печи до места их слияния в общий дымовой канал (боров), по которому газы движутся к основанию дымовой трубы. Размеры боковых каналов – 0,6×0,8м, т.о. площадь их поперечного сечения равна сумме площадей четырех вертикальных каналов, и, следовательно, средняя скорость дымовых газов в них будет равна скорости газов в дымопадах, т.е. W₀₂ = W₀₁ = 0,24м/с.

Средняя температура дыма в боковых дымовых каналах

.

Динамический напор газа на этом участке

.

Эквивалентный диаметр бокового канала

.

Потери на трение в боковом канале до входа в боров

.

Потери при повороте бокового дымового канала на 90˚ без изменения его сечения

.

Определим потери напора при движении газов в борове от его начала до основания дымовой трубы. Среднее количество дымовых газов, проходящих через него, с учетом утечки дыма и подсоса воздуха

.

Скорость движения газов в борове

.

Площадь поперечного сечения борова

.

Примем, что высота борова H_б = 0,8м, т.е. равна высоте бокового дымового канала. Ширина борова

.

Эквивалентный диаметр борова

.

Среднюю температуру в борове от его начала до рекуператора можно считать равной средней температуре дыма в боковых каналах, т.е. t_ср3 = t_ср2 = 1289˚С.

Динамический напор на этом участке

.

Потери на преодоление трения от начала борова до рекуператора (длина участка 1м)

.

Определим потери давления в рекуператоре. При коридорном расположении труб (см. рис.5.1) коэффициент сопротивления

.

где n – число межрядных участков вдоль дымового канала; s₁ – расстояние между осями труб в ряду, перпендикулярном движению дыма, м; s₂ – расстояние между осями труб в ряду по ходу дыма, м; m и β – коэффициенты, определяемые из таблицы [3, с.31] в зависимости от соотношения (s₁-d_н)/s₁.

Средняя температура дыма в рекуператоре

.

Динамический напор газа в рекуператоре

.

Потери напора в рекуператоре

.

Определим потери напора от рекуператора до дымовой трубы. Пусть при движении по борову дымовые газы охлаждаются на 1 градус на 1м его длины, тогда средняя температура дыма на это участке длиной 20м составит

.

Динамический напор газа на данном участке

.

Потери на преодоление трения (сечение борова то же, что и до рекуператора) на этом участке

.

Потери на дымовом регулирующем шибере с учетом степени его открытия на 50% составляют

.

Потери при повороте на 90˚ в дымовую трубку при K₆ = 0,66

.

Общие потери при движении дымовых газов от рабочего пространства печи до основания дымовой трубы

.

Основой для расчета высоты дымовой трубы, которая обеспечивает удаление газов из печи, служит уравнение

,

где Р_г, Р_с, Р_дин – соответственно геометрический, статический (пьезометрический) и динамический (скоростной) напоры, Па; Р_п – потери напора на преодоление различных сопротивлений течению газа на пути его движения, Па.

Геометрический напор Р_гтр (разрежение) столба горячего газа внутри трубы, окруженной более холодным воздухом, должен покрыть потери напора при прохождении газов по дымовому тракту Р_П, потери на трение в самой трубе Р_тр и потери на выхлоп в устье трубы Р_вых.

С помощью дымовой трубы обеспечивается движение газов в печи при условии, если она создает разряжение, не менее Р_П. Действительное разряжение, создаваемое трубой, должно быть больше рассчитанной потери давления на 30-50% (берем 30%) на случай возможного последующего форсирования работы печи или увеличения сопротивления по дымовому тракту, т.е.

,

Далее исходя из P_эф = 56,7Па и t_ср5 = 530ºC по графику рис.7/б [4, с.48] определи, что высота трубы H = 15м.

В ходе выполнения курсового проекта была спроектирована печь и произведен её тепловой расчет, а также расчёт горения топлива, рассчитаны параметры внешнего теплообмена и режим нагрева металла, произведен расчет рекуператора и аэродинамический расчёт дымового тракта.

Данная печь предназначена для нагрева слитков под ковку. Используемое топливо: смесь природного (53,3%) и доменного (46,7%) газов. Нагрев слитков до температуры 1150ºС происходит за два этапа: собственно нагрев (2,49 ч) и выдержка (0,42 ч), необходимая для выравнивания температуры по сечению слитка. Петлевой рекуператор рассчитан по коридорной схеме и позволяет экономить топливо, осуществляя передачу теплоты дымовых газов обратно в печь.

1. Казанцев Е.И., Промышленные печи. Справочное руководство для расчетов и проектирования. 2-е изд, М., «Металлургия», 1975, 368с.

2. Становой В.И., Буйлов А.А., Расчеты горения топлива, параметров внешнего теплообмена и режимов нагрева металла в печах периодического действия: методические указания, Л., ЛГТУ, 1991, 46с.

3. Становой В.И., Буйлов А.А., Расчеты теплового баланса и рекуператора, Аэродинамические расчеты камерных садочных печей: методические указания, Л., ЛГТУ, 1991, 40с.

4. Тайц Н.Ю., Расчеты нагревательных печей, 2-е издание, исправленное и дополненное, Издательство “ТЕХНIКА”, Киев, 1969, 549с.

Тепловой баланс печной установки

Тепло от сгорания топлива:

q_п = V_т· (4.36)

Физическое теплосодержание топлива:

q_м = ( ·c_м + )·t_м (4.38)

q_м = (1,500·0,22+0,0158)·42 = 14,52 ккал/кг кл

q_в = ·c_в·t_в (4.39)

Тепловой эффект клинкерообразования:

q_р = 439,3 ккал/кг кл.

Потеря тепла на испарение воды из сырья:

= ·595 (4.40)

= 0,0152·595 = 9,04 ккал/кг кл.

Потери тепла с отходящими газами:

=[( + ) + + +( + ) + c_в] (4.41)

=[(0,986V_т+0,266)0,4535+8,125V_т0,3136+0,196V_т0,3255+

Потери тепла с уносом:

q_в = η_эф·0,289·c_пл( — t_пл)+(1 — ɳ_эф)·0,289·c_пл· (4.42)

q_в = 0,98·0,289·0,25·(300 – 45)+(1 – 0,98) ·0,289·0,25·300 = 18,54ккал/кг кл.

0,289 кг/кг кл – количество пыли, уносимой газами из Ι циклона

Потери тепла с клинкером:

q_кл =0,188·110 = 20,7 ккал/кг кл

Потеря тепла с воздухом, выбрасываемым из холодильника:

= ·c_в· (4.44)

= (2,9 – 9,756 ·V_т)·0,25·180 =130,5–439,02V_т ккал/кг кл

Потери тепла в окружающую среду:

q_пот = 152 ккал/кг кл

Из уравнения теплового баланса определяю значение V_т:

V_т = 0,1101нм 3 /кг кл

Результаты расчётов статей теплового баланса свожу в таблицу 4.5.

Таблица 4.5 Тепловой баланс

Продолжение таблицы 4.5 Тепловой баланс

Удельный расход тепла:

q_п = 0,1101·8396= 924,4ккал/кг кл

Физическое теплосодержание топлива:

q ф = 3,8·0,1101 = 0,42 ккал/кг кл

q_в =17,99 +32,24·0,1101 = 21,49 ккал/кг кл

Потери тепла с отходящими газами:

= 1641·V_т+38,4ккал/кг кл

= 1641·0,1101 +38,4= 219,07ккал/кг кл

Потеря тепла с воздухом, выбрасываемым из холодильника:

=130,5- 439,02·0,1101= 82,16 ккал/кг кл

4.4 Расчет воздуха на горение и количество отходящих газов

4.4.1 Количество воздуха

V_в = 10,27·0,1101 = 1,13 нм 3 /кг кл

первичного (в размере 25%):

= V_в·0,25 (4.45)

= 1,13·0,25 = 0,28 нм 3 /кг кл

присасываемого через головку печи (4%):

= 0,545·0,1101 = 0,06 нм 3 /кг кл

= V_в — — (4.46)

= 1,13 – 0,28 – 0,06 = 0,79 нм 3 /кг Кл

избыточного, выбрасываемого из холодильника:

= 2,9 — 9,756 ·V_т нм 3 /кг кл

= 2,9 — 9,756·0,1101 = 1,8 нм 3 /кг Кл

присосанного за печью:

= 5,14·V_т нм 3 /кг кл

= 4,7·0,1101 = 0,566 нм 3 /кг кл

4.4.1.1 Количество газов на выходе из циклонов Ι ступени

= ·V_т+ (4.47)

= 0,986·0,1101+0,266 = 0,375 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.48)

= 8,125·0,1101 = 0,895 нм 3 /кг кл

= [ ]·V_т·( – 1,0) (4.49)

= 9,3·40,1101·(1,6 – 1,0) = 0,618 нм 3 /кг кл

= ·V_т+ (4.50)

= 2,133·0,1101+0,019 = 0,249 нм 3 /кг кл

Итого газов за циклоном Ι ступени:

0,375+0,895+0,618+0,249 = 2,137 нм 3 /кг кл

4.4.1.2 Количество газов на выходе из циклонов ΙΙ ступени

= ·V_т+ (4.51)

= 0,986·0,1101+0,266 = 0,375 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.52)

= 8,125·0,1101 = 0,895 нм 3 /кг кл

= [ ]·V_т·( – 1,0) (4.53)

= 9,34·0,1101·(1,5 – 1,0) = 0,515 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.54)

= 2,133·0,1101= 0,235 нм 3 /кг кл

Итого газов за циклоном ΙΙ ступени:

0,375+0,895+0,515+0,235 = 2,02 нм 3 /кг кл

4.4.1.3 Количество газов на выходе из циклонов ΙΙΙ ступени

= ·V_т+ (4.55)

= 0,986·0,1101+0,266 = 0,375 нм 3 /кг Кл

= ·V_т (4.56)

= 8,125·0,1101 = 0,895 нм 3 /кг кл

= [ ]·V_т·( – 1,0) (4.57)

= 9,34·0,1101·(1,4 – 1,0) = 0,412 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.58)

= 2,133·0,1101= 0,235 нм 3 /кг кл

Итого газов за циклоном ΙΙΙ ступени:

0,375+0,895+0,452+0,235 = 1,957 нм 3 /кг кл

4.4.1.4 Количество газов на выходе из циклонов ΙV ступени

= ·V_т+ (4.59)

= 0,986·0,1101+0,266 = 0,375 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.60)

= 8,125·0,1101 = 0,895 нм 3 /кг кл

= [ ]·V_т·( – 1,0) (4.61)

= 9,34·0,1101·(1,3 – 1,0) = 0,309 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.62)

= 2,133·0,1101= 0,235 нм 3 /кг кл

Итого газов за циклоном ΙV ступени:

0,375+0,895+0,309+0,235 = 1,814 нм 3 /кг кл

4.4.1.5 Количество газов на выходе из пыльной камеры

= ·V_т + (4.63)

= 0,986·0,1101 +0,224 = 0,333 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.64)

= 8,125·0,1101 = 0,895 нм 3 /кг кл

= [ ]·V_т·( – 1,0) (4.65)

9,34·0,1101·(1,2 – 1,0) = 0,206 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.66)

= 2,133·0,1101= 0,235 нм 3 /кг кл

Итого газов за пыльной камерой:

0,333+0,895+0,206+0,235 = 1,669 нм 3 /кг кл

4.4.1.6 Количество газов на выходе из вращающейся печи

= ·V_т + (4.67)

= 0,986·0,1101 + 0,224 = 0,333 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.68)

= 8,125·0,1101= 0,895 нм 3 /кг кл

избыточного воздуха:

= [ ]·V_т·( – 1,0) (4.69)

= 9,34·0,1101·(1,1 – 1,0) = 0,103 нм 3 /кг кл

= ·V_т (4.70)

= 2,133·0,1101= 0,235 нм 3 /кг кл

Итого газов за вращающейся печью:

0,333+0,895+0,103+0,235 = 1,566 нм 3 /кг кл

Результаты расчётов потоков газов в циклонных теплообменниках свожу в таблицу 4.6.

Таблица 4.6 Потоки газов в циклонах

4.5 Температура газов на выходе из циклонных теплообменников, пыльной камеры и вращающейся печи

4.5.1 Тепловой баланс Ι циклона

Температура газов на выходе из ΙΙ циклона нахожу из теплового баланса циклона Ι ступени.

Расход тепла на испарение влаги:

= 9,4 ккал/кг кл.

Теплосодержание отходящих газов и пыли:

+ = 219,07+18,54=237,61 ккал/кг кл (4.71)

Потери тепла в окружающую среду:

= 6,0 ккал/кг кл

Тепло, уносимое материалом, определяю следующим образом: принимаю температуру осаждённой в циклоне пыли равной температуре отходящих газов, тогда:

= 2,6·c_пл· (4.72)

= 2,6·0,25·300 = 195 ккал/кг кл

где 2,6 – количество пыли, осаждённой в Ι циклоне

Общий расход тепла:

= 9,4+237,61+6,0+195=448,01 ккал/кг кл

Теплосодержание подсосанного воздуха:

= ( — )·c_в·t_в (4.73)

= (0,618 – 0,515)·0,31·20 =0,6 ккал/кг кл

Теплосодержание сырьевой шихты и возвращаемой пыли:

= +η_эф·0,289·c_пл·t_пл (4.74)

= 14,52+0,98·0,289·0,22·45 = 17,1 ккал/кг кл

0,289 — количество пыли, выносимой газами из Ι циклона, кг/кг кл

Тепло, внесённое газами и пылью, определяю по разности:

= — — (4.75)

= 448,01-0,6-17,1=430,31 ккал/кг кл

Температуру газов и пыли на выходе из циклона ΙΙ ступени определяю подбором:

теплосодержание газов и пыли при температуре 500 0 С:

= + + + + ·c_пл· (4.76)

= 0,375·240+0,235·189+0,895·159+0,515·160,5+1,1·0,25·500 =

то же, при 400 0 С:

= 0,375·185,6+0,235·148,8+0,895·126+0,515·127,2+1,1·0,25·400 =

= 400+ ·100 = 436 0 С

4.5.2 Тепловой баланс ΙΙ циклона

Температура газов на выходе из ΙΙΙ циклона нахожу из теплового баланса циклона ΙΙ ступени.

Расход тепла

Расход тепла на испарение влаги:

= 9,4 ккал/кг кл.

Теплосодержание отходящих газов и пыли:

+ = 219,07+18,54=237,61 ккал/кг кл (4.77)

Потери тепла в окружающую среду:

= 6,0 ккал/кг кл

Тепло, уносимое материалом, определяю следующим образом: принимаю температуру осаждённой в циклоне пыли равной температуре отходящих газов, тогда:

= 2,508·c_пл· (4.78)

= 2,508·0,25·436 = 273,4 ккал/кг кл

где 2,508 – количество пыли, осаждённой в Ι циклоне

Общий расход тепла:

= 9,4+237,61+6,0+273,4=526,4 ккал/кг кл

Теплосодержание подсосанного воздуха:

= ( — )·c_в·t_в (4.79)

= (0,515 – 0,412)·0,31·20 =0,6 ккал/кг кл

Теплосодержание сырьевой шихты и возвращаемой пыли:

= +η_эф·1,092·c_пл·t_пл (4.80)

= 14,52+0,98·1,075·0,22·45 = 24,92 ккал/кг кл

1,075 — количество пыли, выносимой газами из ΙΙ циклона, кг/кг кл

Тепло, внесённое газами и пылью, определяю по разности:

= — — (4.81)

= 526,4-0,6-24,92=500,9 ккал/кг кл

Температуру газов и пыли на выходе из циклона ΙΙΙ ступени определяю подбором:

теплосодержание газов и пыли при температуре 600 0 С:

= + + + + ·c_пл· (4.82)

= 0,375·292,5+0,235·231,4+0,895·192,1+0,412·194,5+0,983·0,25·600 =

то же, при 500 0 С:

= 0,375·240+0,235·189+0,895·159+0,412·160,5+0,983·0,25·500 =

= 500+ ·100 = 539 0 С

4.5.3 Тепловой баланс ΙΙΙ циклона

Температуру газов на выходе из ΙV циклона нахожу из теплового баланса циклонаΙΙΙ ступени.

Расход тепла на испарение влаги:

= 9,4 ккал/кг кл.

Теплосодержание отходящих газов и пыли:

+ =219,07+18,54=237,61 ккал/кг кл (4.83)

Потери тепла в окружающую среду:

= 7,0 ккал/кг кл

Тепло, уносимое материалом, определяю следующим образом: принимаю температуру осаждённой в циклоне пыли равной температуре отходящих газов, тогда:

= 2,294·c_пл· (4.84)

= 2,294·0,25·539 = 309 ккал/кг кл

где 2,331 – количество пыли осаждённой в ΙΙΙ циклоне

Общий расход тепла:

= 9,4+237,61+7,0+309=563 ккал/кг кл

Теплосодержание подсосанного воздуха:

= ( — )·c_в·t_в (4.85)

= (0,412 – 0,309)·0,31·20 = 0,6 ккал/кг кл

Теплосодержание сырьевой шихты и возвращаемой пыли:

= +η_эф·0,983·c_пл·t_пл (4.86)

= 14,52+0,98·0,983·0,22·45 = 24,06 ккал/кг кл

0,999 – количество пыли, выносимой газами из ΙΙΙ циклона, кг/кг кл

Тепло, внесённое газами и пылью, определяю по разности:

= – – (4.87)

= 563 – 0,6 – 24,06 = 538,3 ккал/кг кл

Температуру газов и пыли на выходе из циклона ΙV ступени определяю подбором:

теплосодержание газов и пыли при температуре 700 0 С:

= + + + + ·c_пл· (4.88)

= 0,375·349,2+0,235·274,4+0,895·226,3+0,309·229,4+0,769·0,25·700 =

то же, при 600 0 С:

= 0,375·292,5+0,235·231,4+0,895·192,1+0,309·194,5+0,769·0,25·600 =

=515,6 ккал/кг кл

= 600+ ·100 = 626 0 С

4.5.4 Тепловой баланс ΙV циклона

Температуру газов на выходе из пыльной камеры находим из теплового баланса циклона ΙV ступени.

Расход тепла на испарение влаги:

= 9,4 ккал/кг кл.

Теплосодержание отходящих газов и пыли:

+ =219,07+18,54=237,61 ккал/кг кл (4.89)

Потери тепла в окружающую среду:

= 10,0 ккал/кг кл

Тепло, уносимое материалом, определяем следующим образом: принимаем температуру осаждённой в циклоне пыли равной температуре отходящих газов, тогда:

= 1,711·c_пл· (4.90)

= 1,711·0,25·626 =267,8 ккал/кг кл

где 1,746 – количество пыли, осаждённой в ΙV циклоне

Общий расход тепла:

= 9,4+237,61+10,0+267,8 = 524,8 ккал/кг кл

Теплосодержание подсосанного воздуха:

= ( — )·c_в·t_в (4.91)

= (0,309 – 0,206)·0,31·20 = 0,6 ккал/кг кл

Теплосодержание сырьевой шихты и возвращаемой пыли:

= +η_эф·0,769·c_пл·t_пл (4.92)

= 14,52+0,98·0,769·0,22·45 = 21,98 ккал/кг кл

0,783 — количество пыли, выносимой газами из ΙV циклона, кг/кг кл

Тепло, внесённое газами и пылью, определяем по разности:

= – – (4.93)

= 524,8 – 0,6 – 21,98 = 502,2 ккал/кг кл

Температуру газов и пыли на выходе из пыльной камеры определяем подбором:

теплосодержание газов и пыли при температуре 900 0 С:

= + + + (4.94)

= 0,333·466,3+0,238·386,9+0,895·296,6+0,206·300,9=568,6 ккал/кг кл

то же, при 800 0 С:

= 0,333·407,2+0,235·318,7+0,895·261,2+0,206·264,9 = 496,9 ккал/кг кл

= 800+ ·100 = 807 ккал/кг кл

4.5.5 Тепловой баланс пыльной камеры

Температура газов на выходе из вращающейся печи находим из теплового

баланса пыльной камеры.

Расход тепла на испарение влаги:

= 9,4 ккал/кг кл.

Теплосодержание отходящих газов и пыли:

+ =219,07+18,54=237,61 ккал/кг кл (4.95)

Потери тепла в окружающую среду:

= 4,0 ккал/кг кл

Тепло, уносимое материалом, определяем следующим образом: принимаем температуру осаждённой в пыльной камере пыли равной температуре отходящих газов, тогда:

= 1,565·c_пл· (4.96)

= 1,565·0,25·807 = 315,7 ккал/кг кл

где 1,565 – количество пыли, осаждённой в пыльной камере

Общий расход тепла:

= 9,4+237,61+4,0+315,7 = 566,7 ккал/кг кл

Теплосодержание подсосанного воздуха:

= ( — )·c_в·t_в (4.97)

= (0,206 – 0,103)·0,31·20 = 0,6 ккал/кг кл

Теплосодержание сырьевой шихты и возвращаемой пыли:

= (4.98)

= 14,52 ккал/кг кл

Тепло, внесённое газами и пылью, определяем по разности:

q_г.п п = – – (4.99)

q_г.п п = 566,7 – 0,6 – 14,52 = 551,6 ккал/кг кл

Температура газов и пыли на выходе из вращающейся печи определяем подбором:

теплосодержание газов и пыли при температуре 1000 0 С:

q_г.п п = + + + (4.100)

q_г.п п = 0,333·526,3+0,235·411,5+0,895·332,4+0,103·337,4 = 604,3 ккал/кг кл

то же, при 900 0 С:

q_г.п п = 0,333·466,3+0,235·364,5+0,895·296,6+0,103·300,9 = 537,5 ккал/кг кл

= 900+ ·100 =921 0 С

Результаты расчётов тепловых балансов циклонных теплообменников свожу в таблицу 4.7.

Таблица 4.7 Тепловые балансы циклонных теплообменников

Продолжение таблицы 4.7 Тепловые балансы циклонных теплообменников

4.5.6 Тепловой баланс холодильника

Температуру вторичного воздуха, поступающего в печь, определяем из теплового холодильника.

Теплосодержание клинкера, поступающего в холодильник:

= ·c_кл (4.101)

= 1150·0,246 = 282,9 кг/кг кл

Теплосодержание воздуха, поступающего в холодильник:

q_в = ·c_в·t_в (4.102)

q_в = 2,9·0,31·20 = 18 ккал/кг кл

Потеря тепла с клинкером, выходящем из холодильника:

= c_кл· (4.103)

= 0,188·110 = 20,7 ккал/кг кл

Потеря тепла с воздухом, выбрасываемым в атмосферу:

= 82,16ккал/кг кл

Потеря тепла в окружающую среду:

= 10 ккал/кг кл

Теплосодержание первичного воздуха:

= ·c·t_в (4.104)

= 0,28·0,31·180 = 15,6 ккал/кг кл

Теплосодержание вторичного воздуха

Из уравнения теплового баланса:

= 282,9+18 – 20,7 – 82,16 – 10 – 15,6 = 172,4 ккал/кг кл

Теплосодержание вторичного воздуха при 700 0 С:

q_в2 = ·c_в·t_в

q_в2 =0,3275·0,79·700 = 181,1 ккал/кг кл

то же при 600 0 С:

q_в2 =0,3241·0,79·600 = 153,6 ккал/кг кл

= 600+ ·100 =668 0 С