Тепловой расчет печи уравнение теплового баланса

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:

Курсовая работа: Технологический расчет трубчатой печи

Министерство образования Российской Федерации

Уфимский государственный нефтяной технический университет

Кафедра нефтехимии и химической технологии

Пояснительная записка к курсовому проекту

по курсу «Основные процессы и аппараты химической технологии»

на тему «Технологический расчет трубчатой печи»

Проверил: доцент, к.т.н.

1.1 Назначение и основные характеристики огневых нагревателей. 3

1.2 Теплообмен в трубчатой печи. 4

1.3 Основные показатели работы трубчатых печей. 10

2. Расчетная часть. 12

2.1 Расчет процесса горения топлива. 12

2.2 Тепловой баланс трубчатой печи. Расчет коэффициента полезного действия и расхода топлива. 14

2.3 Выбор типоразмера трубчатой печи. 18

2.4 Упрощенный расчет камеры радиации. 20

2.5 Расчет диаметра печных труб. 25

2.6 Расчет камеры конвекции. 27

2.7 Гидравлический расчет змеевика трубчатой печи. 32

2.8 Упрощенный аэродинамический расчет дымовой трубы.. 40

Список использованных источников. 47

Трубчатая печь является аппаратом, предназначенным для передачи нагреваемому продукту тепла, выделяющегося при сжигании топлива, непосредственно в этом же аппарате.

Трубчатые печи широко распространены в нефтеперерабатывающей и нефтехимической промышленностях, они являются составной частью многих установок и применяются в различных технологических процессах, таких как перегонка нефти, мазута, каталитический крекинг и риформинг, гидроочистка, очистка масел и др.

В начальный период развития нефтеперерабатывающей промышленности для нагрева сырья использовались кубы; однако, они имели много существенных недостатков и поэтому теперь не применяются.

Трубчатые печи получили широкое распространение благодаря следующим своим особенностям. Их работа основывается на принципе однократного испарения, что обеспечивает либо более глубокий отгон при данной конечной температуре нагрева сырья, либо заданный отгон при более низкой температуре нагрева. Они обладают высокой тепловой эффективностью, так как в дополнение к основной части тепла, которая передается излучением, существенная часть передается конвекцией вследствие сравнительно высокой скорости движения дымовых газов. Помимо этого, трубчатые печи являются компактными аппаратами, их коэффициент полезного действия высок, они могут обеспечивать высокую тепловую мощность. Продолжительность пребывания нагреваемого сырья в зоне высоких температур не превышает нескольких минут, что уменьшает возможность его разложения и коксоотложения в трубах, вследствие чего при необходимости сырье можно нагревать до более высокой температуры. Печи удобны в эксплуатации, позволяют осуществлять автоматизацию.

В зоне нагрева трубчатых печей единовременно находится относительно небольшое количество нефтепродукта, что снижает пожарную опасность. В случае прогара труб пожар легче устранять.

Трубчатая печь имеет камеры радиации и конвекции. В камере радиации (топочная камера), где сжигается топливо, размещена радиантная поверхность (экран), поглощающая тепло в основном за счет радиации.

В камере конвекции расположены трубы, воспринимающие тепло главным образом путем конвекции – при соприкосновении дымовых газов с поверхностью нагрева.

Сырье последовательно проходит через конвекционные и радиантные трубы и поглощает тепло; обычно радиантная поверхность воспринимает большую часть тепла, выделяемого при сгорании топлива.

Тепло эффективно передается излучением при охлаждении дымовых газов до 1000-1200 К. Снижение температуры дымовых газов до более низких значений часто бывает неоправданным, так как при этом радиантная поверхность работает с пониженной теплонапряженностью поверхности нагрева.

Эффективность теплопередачи конвекцией в меньшей степени зависит от температуры дымовых газов, поэтому таким способом тепло передается, когда передача тепла излучением оказывается недостаточно эффективной. Таким образом, конвекционная поверхность использует тепло дымовых газов и обеспечивает их охлаждение до температуры, при которой величина коэффициента полезного действия аппарата будет экономически оправданной.

Если тепло дымовых газов может быть использовано для иных целей, например, для подогрева воздуха или для производства водяного пара, то либо наличие конвекционной поверхности для нагрева сырья не является обязательным, либо размеры этой поверхности могут быть существенно уменьшены. При небольшой производительности иногда применяют печи без конвекционной поверхности, более простые в конструктивном отношении, но обладающие невысоким коэффициентом полезного действия.

Рассмотрим механизм процесса передачи тепла, протекающий в печи, на примере печи, состоящей из двух камер с настильным пламенем. Характерной особенностью этой печи является наклонное расположение форсунок внизу печи, обеспечивающих соприкосновение факела с поверхностью стены, размещенной в середине камер (рис.1).

1 – топочная камера;

2 – средняя излучающая стенка

с настильным пламенем;

3 – камера конвекции;

4 – трубы конвекционные;

5 – трубы радиантные.

II – сырье (выход);

III – топливо и воздух.

Рис.1. Схема двухкамерной вертикальной печи с настильным пламенем.

В топочную камеру этой печи при помощи форсунки вводится распыленное топливо, а также необходимый для горения нагретый или холодный воздух. Высокая степень дисперсности топлива обеспечивает его интенсивное перемешивание с воздухом и более эффективное горение.

Соприкосновение факела с поверхностью стены обуславливает повышение его температуры; излучение происходит не только от факела, но и от этой раскаленной стены. Тепло, выделенное при сгорании топлива, расходуется на повышение температуры дымовых газов и частиц горящего топлива; последние раскаляются и образуют светящийся факел.

Температура, размер и конфигурация факела зависят от многих факторов и, в частности, от температуры и количества воздуха, подаваемого для горения топлива, способа подвода воздуха, от конструкции и нагрузки форсунки, теплотворной способности топлива, расхода форсуночного пара, величины радиантной поверхности (степени экранирования топки) и др.

При повышении температуры воздуха увеличивается температура факела, повышается скорость горения и сокращаются размеры факела. Размеры факела сокращаются и при увеличении (до известного предела) количества воздуха, поступающего в топку, так как избыток воздуха ускоряет процесс горения топлива.

При недостаточном количестве воздуха факел получается растянутым, топливо полностью не сгорает, что приводит к потере тепла. Чрезмерное количество воздуха недопустимо вследствие повышенных потерь тепла с отходящими дымовыми газами и более интенсивного окисления (окалинообразования) поверхности нагрева.

Воздух, необходимый для горения, часто подводят к устью форсунки, т.е. к началу факела. В некоторых форсунках топливо распыляется воздухом, который в этом случае вводится в топку совместно с топливом.

Во внутренней полости стен печей ряда конструкций размещается канал для подачи так называемого вторичного воздуха, позволяющий подводить необходимый для горения воздух по длине факела, что повышает температуру излучающей стенки и способствует более равномерной передаче тепла радиацией.

В такой печи тепло излучением передается от факела, излучающей стенки и трехатомных газов (двуокись углерода, водяной пар, диоксид серы), обладающих избирательной способностью поглощать и излучать лучи определенной длины волны.

Часть лучей через пространство между трубами попадает на поверхность кладки, вдоль которой расположены эти трубы; эти лучи разогревают кладку, и она, в свою очередь, излучает; при этом часть энергии поглощается той частью поверхности труб, которая обращена к стенке кладки.

Средняя излучающая стена с настильным пламенем, а также прочие стены кладки, у которых расположены трубы (экранированная часть кладки) или свободные от труб (незаэкранированные), принято называть вторичными излучателями.

Радиантные трубы получают тепло не только излучением, но также и от соприкосновения дымовых газов с поверхностью труб, имеющих более низкую температуру (теплопередача свободной конвекцией). Из всего количества тепла, воспринятого радиантными трубами, значительная часть (85-90 %) передается излучением, остальное конвекцией.

Наружная поверхность труб в свою очередь излучает некоторое количество тепла, т.е. имеет место процесс взаимоизлучения, однако температура поверхности труб вследствие непрерывного отвода тепла сырьем, проходящим через трубы, значительно ниже температуры других источников излучения и поэтому в итоге взаимоизлучения через поверхность радиантных труб сырью передается необходимое количество тепла.

В результате теплопередачи, осуществляемой в топочной камере, дымовые газы охлаждаются и поступают в камеру конвекции, где происходит их прямое соприкосновение с более холодной поверхностью конвекционных труб (вынужденная конвекция).

В камере конвекции передача тепла осуществляется также и за счет радиации трехатомных дымовых газов и от излучения стенок кладки. Наибольшее количество тепла в камере конвекции передается путем конвекции; оно достигает 60-70 % общего количества тепла, воспринимаемого этими трубами. Передача тепла излучением от газов составляет 20-30 %; излучением стенок кладки конвекционной камеры передается в среднем около 10 % тепла.

Основным фактором, предопределяющим эффективность передачи тепла конвекцией, является скорость движения дымовых газов, поэтому при конструировании трубчатых печей стремятся обеспечить ее наибольшее значение. Это достигается размещением минимального числа труб в одном горизонтальном ряду и выбором минимального расстояния между осями труб. Однако, при повышении скорости дымовых газов в камере конвекции увеличивается сопротивление потоку газов, что и ограничивает выбор величины скорости. С другой стороны, сокращение числа труб в одном горизонтальном ряду приводит к увеличению высоты камеры конвекции. Это обстоятельство также предопределяет выбор допустимой скорости движения дымовых газов в камере конвекции.

Существенным фактором, влияющим на эффективность передачи тепла, является способ размещения труб в камере конвекции. При расположении труб в шахматном порядке тепло передается эффективнее, чем при расположении коридорным способом, в связи с более интенсивной турбулентностью потока дымовых газов и лучшей обтекаемостью ими труб. При одинаковой скорости движения дымовых газов шахматное расположение труб обеспечивает более эффективную (на 20-30 %) передачу тепла по сравнению с коридорным.

Уменьшение диаметра труб также способствует более интенсивной передаче как за счет лучшей обтекаемости труб, так и в связи с возможностью более компактного их расположения, позволяющего создать более высокие скорости дымовых газов. Однако при уменьшении диаметра печных труб увеличивается скорость сырья и, следовательно, повышается сопротивление перемещению нагреваемого потока.

Во избежание повышенного сопротивления при применении печных труб меньшего диаметра, а также для печей большой производительности движение сырья осуществляется двумя или несколькими параллельными потоками.

Эффективность передачи тепла может быть повышена путем оребрения наружной поверхности конвекционных труб, так как в камере конвекции передача тепла сырью, проходящему через трубы, лимитируется в основном теплообменом со стороны дымовых газов и поэтому при оребрении увеличивается поверхность соприкосновения дымовых газов с трубами и обеспечивается передача большего количества тепла.

Передача тепла конвекцией зависит и от температурного напора, т.е. от разности температур между дымовыми газами и нагреваемым сырьем. Обычно эта разность температур убывает в направлении движения дымовых газов, так как температура дымовых газов снижается на большую величину, чем при этом повышается температура сырья.

При повышении температуры сырья на один градус дымовые газы охлаждаются на пять-семь градусов. Наибольший температурный напор наблюдается при входе дымовых газов в камеру конвекции, а наименьший – при их выходе. По этой причине в направлении движения дымовых газов убывает и количество тепла, поглощаемого трубами.

Доля тепла, передаваемого излучением в камере конвекции, значительно меньше, чем в камере радиации, как вследствие более низкой температуры газов, так и из-за меньшей толщины излучаемого газового потока. В камере конвекции эффективная толщина газового слоя предопределяется расстоянием между смежными рядами труб. Снижение температуры дымовых газов в направлении их движения, естественно, вызывает также и уменьшение передачи тепла излучением от них.

Конвекционные трубы, расположенные в первых рядах по ходу дымовых газов, получают больше тепла, как за счет конвекции, так и излучения и поэтому в отдельных случаях их теплонапряженность может быть выше теплонапряженности радиантных труб.

Основными показателями, характеризующими работу трубчатой печи, являются полезная тепловая нагрузка, теплонапряженность поверхности нагрева и топочного пространства, коэффициент полезного действия печи.

Важнейшей характеристикой печи является полезная тепловая нагрузка, т.е. количество тепла, воспринимаемого сырьем в печи (кВт или кДж/ч). На ряде действующих нефтеперерабатывающих заводов эксплуатируются трубчатые печи с полезной тепловой нагрузкой от 10 до 20 МВт. На высокопроизводительных установках тепловая мощность печей составляет 50-80 МВт.

Важным показателем, характеризующим работу трубчатой печи, является теплонапряженность поверхности нагрева, или плотность теплового потока, т.е. количество тепла, переданного через 1 м 2 поверхности нагрева в единицу времени (Вт/м 2 ).

Различают среднюю теплонапряженность труб всей печи, среднюю теплонапряженность радиантных и конвекционных труб, а также теплонапряженность отдельных участков труб (локальная). Величина тепловой напряженности поверхности нагрева характеризует, насколько эффективно передается тепло через поверхность нагрева всей печи или отдельных ее частей. Чем выше средняя теплонапряженность поверхности нагрева всей печи, тем меньше размеры печи, обеспечивающей передачу заданного количества тепла и, следовательно, тем меньше затраты на ее сооружение.

Однако чрезмерно высокая теплонапряженность поверхности нагрева может нарушить нормальную работу печи и привести к прогару труб.

Тепловая напряженность топочного пространства характеризует количество тепла, выделяемого при сгорании топлива в единицу времени в единице объема топки (Вт/м 3 ). Эта величина, в известной мере, характеризует эффективность использования объема топки. Размеры топки трубчатых печей во многих случаях зависят не от величины допустимого удельного тепловыделения, а от конструктивных особенностей печи и допускаемой величины теплонапряженности поверхности нагрева радиантных труб. В трубчатых печах теплонапряженность топочного пространства обычно составляет 40-80 кВт/м 3 , тогда как в паровых котлах, где объем топочного пространства в основном предопределяется условием полного сгорания топлива, эта величина значительно больше (600-2000 кВт/м 3 ).

Коэффициент полезного действия трубчатой печи есть величина, характеризующая полезно используемую часть тепла, выделенного при сгорании топлива. При полном сгорании топлива эта величина зависит главным образом от коэффициента избытка воздуха и температуры дымовых газов, выходящих из печи, а также от степени тепловой изоляции трубчатой печи. Снижение коэффициента избытка воздуха так же, как и понижение температуры отходящих дымовых газов, способствует повышению к.п.д. печи. При подсосе воздуха через неплотности кладки коэффициент избытка воздуха повышается, что приводит к снижению к.п.д. печи. Для трубчатых печей значение коэффициента полезного действия находится в пределах от 0,65 до 0,85.

Цель данного этапа: расчет низшей теплотворной способности топлива, количества и состава продуктов сгорания, теплосодержания продуктов сгорания.

Низшая теплотворная способность топлива определяется по уравнению Менделеева:

где C , H , S , O , W – соответственно содержание в топливе углерода, водорода, серы, кислорода, влаги, % масс.;

кДж/кг.

Теоретическое количество воздуха, необходимого для сгорания 1 кг топлива:

;

кг/кг.

Фактический расход воздуха:

,

где a – коэффициент избытка воздуха;

кг/кг.

Количество продуктов сгорания, образующихся при сжигании 1 кг топлива:

,

где W_ф – расход форсуночного пара;

кг/кг.

Количество газов, образующихся при сгорании 1кг топлива:

кг/кг;

кг/кг;

кг/кг;

кг/кг;

кг/кг.

Проверка осуществляется, исходя из условия: ;

3,117+1,17+0,8271+13,6896 = 18,824 кг/кг » 18,825 кг/кг.

Объемный расход воздуха, необходимого для сгорания 1 кг топлива:

;

м 3 /кг.

Расчет теплосодержания продуктов сгорания на 1 кг топлива при заданной температуре производится по формуле:

,

где Т – температура продуктов сгорания, К;

C_i – средние массовые теплоемкости продуктов сгорания, кДж/кг×К (их значения находим по табл.2 [2, с.7] методом интерполяции);

кДж/кг.

Результаты расчета значений теплосодержания представим в виде таблицы.

Выводы: по результатам расчетов данного этапа низшая теплотворная способность топлива составила 42215,504 кДж/кг, количество продуктов сгорания на 1 кг сжигаемого топлива – 18,825 кг/кг.

Цель этапа: кроме к.п.д. и расхода топлива рассчитать теплопроизводительность трубчатой печи (полную тепловую нагрузку), значение которой необходимо для выбора ее типоразмера.

Уравнение теплового баланса для трубчатой печи выглядит так:

Расчет теплового баланса ведется на 1 кг топлива.

Статьи расхода тепла:

,

где q_{пол .} , q_{ух .} , q_пот. – соответственно полезно воспринятое в печи сырьем, теряемое с уходящими из печи дымовыми газами, теряемое в окружающую среду, кДж/кг.

Статьи прихода тепла:

,

где C_т , C_в , C_ф.п . – соответственно теплоемкости топлива, воздуха, форсуночного водяного пара, кДж/кг;

t_т , t_в , t_ф.п . – температуры топлива, воздуха, форсуночного водяного пара, 0 С.

Явное тепло топлива, воздуха и водяного пара обычно невелико и ими часто в технических расчетах пренебрегают.

Итак, уравнение теплового баланса запишется в следующем виде:

,

а

или ,

откуда коэффициент полезного действия трубчатой печи:

,

где , – соответственно потери тепла с уходящими дымовыми газами и потери тепла в окружающую среду в долях от низшей теплотворной способности топлива.

Потери тепла в окружающую среду q_пот. принимаем 6 % (0,06 в долях) от низшей теплотворной способности топлива, т.е.

, откуда

кДж/кг.

Температура уходящих дымовых газов определяется равенством:

, 0 С,

где t ₁ – температура нагреваемого продукта на входе в печь, 0 С;

Dt – разность температур теплоносителей на входе сырья в змеевик камеры конвекции; принимаем Dt = 130 0 С;

0 С (533 К).

При этой температуре определяем потери тепла с уходящими газами:

кДж/кг.

кДж/кг.

Итак, определяем к.п.д. печи:

.

Расчет полезной тепловой нагрузки трубчатой печи производим по формуле:

,

где – производительность печи по сырью, кг/ч;

, , – соответственно теплосодержания паровой и жидкой фазы при температуре t ₂ , жидкой фазы (сырья) при температуре t ₁ , кДж/кг;

e – доля отгона сырья на выходе из змеевика трубчатой печи.

Теплосодержание паров нефтепродуктов определяется по уравнению:

,

где – относительная плотность; для конденсированных паров = 0,8;

кДж/кг.

Уравнение для расчета теплосодержания жидких нефтепродуктов имеет вид:

,

где относительная плотность нефти = 0,9;

кДж/кг;

кДж/кг.

Рассчитываем полезную тепловую нагрузку печи:

.

Определяем полную тепловую нагрузку печи:

= 36,44 МВт.

Часовой расход топлива:

кг/ч.

Выводы: 1) расчеты данного этапа показали, что коэффициент полезного действия нашей печи h = 0,82, т.е. довольно высокий, т.к. для трубчатых печей значение к.п.д. находится в пределах от 0,65 до 0,85 [1, с.439];

2) полная тепловая нагрузка печи составила 36,44 МВт.

Цель: подобрать печь, удовлетворяющую исходным данным и рассчитанным ранее параметрам, и ознакомиться с ее характеристиками и конструкцией.

Выбор типоразмера трубчатой печи осуществляем по каталогу [4] в зависимости от ее назначения, теплопроизводительности и вида используемого топлива.

В нашем случае назначение печи – нагрев и частичное испарение нефти, теплопроизводительность Q_т составляет 36,44 МВт, а топливом является мазут. Исходя из этих условий, выбираем трубчатую печь на комбинированном топливе (мазут + газ) СКГ1.

Техническая характеристика печи СКГ1.

поверхность нагрева, м2

рабочая длина, м

Габаритные размеры (с площадками для обслуживания), м:

металла печи (без змеевика)

Печи типа СКГ1 – это печи свободного вертикальнофакельного сжигания топлива, коробчатая, с горизонтальным расположением труб змеевика в одной камере радиации. Горелки типа ГГМ-5 или ГП расположены в один ряд в поду печи. На каждой боковой стороне камеры радиации установлены однорядные настенные трубные экраны, которые облучаются рядом вертикальных факелов. Трубный экран может быть однорядным и двухрядным настенным.

Так как в печи сжигается комбинированное топливо, на печи предусмотрен газосборник, через который газы сгорания отводятся в отдельно стоящую дымовую трубу.

Обслуживание горелок производится с одной стороны печи, благодаря чему на общем фундаменте можно установить рядом две однокамерные печи, соединенные лестничной площадкой, и таким образом образовать как бы двухкамерную печь.

Конструкция печи типа СКГ1 показана на рис.2.

Рис.2. Трубчатая печь типа СКГ1:

1 – лестничные площадки; 2 – змеевик; 3 – каркас; 4 – футеровка; 5 – горелки.

Вывод: при выборе типоразмера печи учитывалось условие наибольшего приближения, т.е. из всех типоразмеров с теплопроизводительностью, большей расчетной, выбирали тот, у которого она минимальна (с небольшим запасом).

Цель этого этапа расчета: определение температуры продуктов сгорания, покидающих топку, и фактической теплонапряженности поверхности радиантных труб.

Температуру продуктов сгорания, покидающих топку, находим методом последовательного приближения (метод итераций), используя уравнение:

,

где q_р и q_рк – теплонапряженность поверхности радиантных труб (фактическая) и приходящаяся на долю свободной конвекции, ккал/м 2 ×ч;

H_р – поверхность нагрева радиантных труб, м 2 (см. табл.2);

H_р /H_s – отношение поверхностей, зависящее от типа печи, от вида и способа сжигания топлива; принимаем H_р /H_s = 3,05 [2, с.17];

q – средняя температура наружной стенки радиантных труб, К;

Y – коэффициент, для топок со свободным факелом Y = 1,2 [2, с.42];

С_s = 4,96 ккал/м 2 ×ч×К – коэффициент лучеиспускания абсолютно черного тела.

Суть расчета методом итераций заключается в том, что мы задаемся температурой продуктов сгорания Т_п , которая находится в пределах 1000¸1200 К, и при этой температуре определяем все параметры, входящие в уравнение для расчета Т_п . Далее по этому уравнению вычисляется Т_п и сравнивается полученное значение с ранее принятым. Если они не совпадают, то расчет возобновляется с принятием Т_п , равной рассчитанной в предыдущей итерации. Расчет продолжается до тех пор, пока заданное и рассчитанное значения Т_п не совпадут с достаточной точностью.

Для первой итерации принимаем Т_п = 1000 К.

Средние массовые теплоемкости газов при данной температуре, кДж/кг×К:

; ;

; ; .

Теплосодержание продуктов сгорания при температуре Т_п = 1000 К:

;

кДж/кг.

Максимальная температура продуктов сгорания определяется по формуле:

,

где Т ₀ – приведенная температура продуктов сгорания; Т ₀ = 313 К [2, с.15];

К.

Средние массовые теплоемкости газов при температуре Т _max , кДж/кг×К:

; ;

; ; .

Теплосодержание продуктов сгорания при температуре Т _mах :

;

кДж/кг.

Теплосодержание продуктов сгорания при температуре Т _ух. :

кДж/кг.

Коэффициент прямой отдачи:

.

Фактическая теплонапряженность поверхности радиантных труб:

ккал/м 2 ×ч.

Температура наружной стенки экрана вычисляется по формуле:

,

где a ₂ = 600¸1000 ккал/м 2 ×ч×К – коэффициент теплоотдачи от стенки к нагреваемому продукту; принимаем a ₂ = 800 ккал/м 2 ×ч×К;

d – толщина стенки трубы, d = 0,008 м (2, табл.5);

l = 30 ккал/м×ч×К – коэффициент теплопроводности стенки трубы;

d_зол. /l _зол. – отношение толщины к коэффициенту теплопроводности зольных отложений; для жидких топлив d_зол. /l _зол. = 0,002 м 2 ×ч×К/ккал (2, с.43);

0 С – средняя температура нагреваемого продукта;

К.

Теплонапряженность поверхности радиантных труб, приходящаяся на долю свободной конвекции:

;

ккал/м 2 ×ч.

Итак, температура продуктов сгорания, покидающих топку:

К.

Как видим, рассчитанная Т_п не совпадает со значением, принятым в начале расчета, следовательно расчет повторяем, принимая Т_п = 1062,47 К.

Результаты расчетов представлены в виде таблицы.

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.