Энергосбережение и экономия энергоресурсов в системах ТГС: Учебное пособие по выполнению курсовой работы

Федеральное агентство по образованию Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет

Г. П. КОМИНА, В. А. ЯКОВЛЕВ

ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ И ЭКОНОМИЯ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ В СИСТЕМАХ ТГС

Учебное пособие по выполнению курсовой работы для студентов специальности 270109 – теплогазоснабжение и вентиляция

Санкт-Петербург 2009 1

ПРЕДИСЛОВИЕ

УДК 653.26:662.76 Рецензенты: д-р техн. наук, проф. А. Л. Шкаровский (действительный член Международной академии прикладных исследований); канд. техн. наук, доцент М. А. Кочергин (главный специалист отдела технического надзора управления капитального строительства ОАО «Газпромрегионгаз»)

Комина, Г. П., Яковлев, В. А. Энергосбережение и экономия энергоресурсов в системах ТГС: учеб. пособие по выполнению курсовой работы для студентов специальности 270109 – теплогазоснабжение и вентиляция / Г. П. Комина, В. А. Яковлев; СПб. государственный архитектурно-строительный университет. – СПб., 2009. – 133 с. ISBN 978-5-9227-0160-0 Представлены методика составления материального баланса горения природных газовых смесей и методика составления тепловых балансов промышленных печей, рекуперативных теплообменных аппаратов, схем утилизации теплоты продуктов сгорания газовых топлив с применением рекуперативных и контактных теплообменных аппаратов. Проанализирована методика конструктивного расчёта рекуперативных и контактных теплообменных аппаратов. Рассмотрены технические характеристики основных видов газогорелочных устройств, применяющихся в промышленных печах. Приведены основные справочные величины, таблицы, номограммы, необходимые для выполнения курсовой работы. Пособие предназначено для студентов всех форм обучения по специальности 270109 – теплогазоснабжение и вентиляция.

Табл. 12. Ил. 10. Библиогр.: 16 назв. Рекомендовано Редакционно-издательским советом СПбГАСУ в качестве учебного пособия

ISBN 978-5-9227-0160-0

Г. П. Комина, В. А. Яковлев, 2009 Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет, 2009

Основным видом многочисленных топливно-энергетических ресурсов, наиболее широко использующимся в промышленной индустрии и жилищно-коммунальном хозяйстве, является газовое топливо, в частности природный газ. Ресурсы использования природного газа в мире весьма разнообразны, но не безграничны. Как топливо газ обладает множеством ценных свойств. Так, природный газ, добываемый на большинстве газовых месторождений Российской Федерации, не содержит серы, следовательно, при его горении не происходит образования диоксидов серы SO2, что значительно улучшает экологические показатели продуктов сгорания; газ имеет достаточно высокую теплоту сгорания из-за высокого содержания природного метана (95–98 %) и ничтожно низкого содержания балластных примесей; отсутствие оксида углерода СО в составе природного газа делает этот газ в отличие от искусственных газов (доменный, коксовый) нетоксичным для человека. Природный газ может использоваться не только в качестве топлива, но и как ценное сырьё для химической промышленности. В связи с этим особенно остро стоит вопрос о рациональном (экономном) применении природного газа и других видов энергетических ресурсов в качестве топлива. Как известно, тепловая энергия образуется в результате химической реакции горения, т. е. соединения органической составляющей, входящей в химический состав топлива, с кислородом воздуха, протекающего при температуре горения. Из 100 % выделившейся тепловой энергии, как показывают практические исследования промышленных печей, в результате прохождения химических реакций горения большая её часть теряется. Потери тепловой энергии обусловлены в большей степени несовершенством конструкций промышленных печей. Часть тепловой энергии теряется через наружные ограждения топочной камеры промышленной печи, часть – в виде лучистой энергии, выбивающейся из открытых две3

рец в момент загрузки и выгрузки деталей и т. д., а большая часть общих потерь тепловой энергии уносится с потоком уходящих продуктов сгорания. Этим обусловливается чрезвычайно низкий КПД всех промышленных печей – 15–25 %, а то и ещё ниже. Отсюда очевидно, что снижение потерь тепловой энергии только за счёт решений, направленных на отбор тепловой энергии с дальнейшим её полезным использованием, приведет к значительной экономии топливно-энергетических ресурсов страны. Главной целью изучения курса «Энергосбережение и экономия энергоресурсов в системах теплогазоснабжения (ТГС)» является углубленное изучение основных вопросов рационального использования энергетических ресурсов в промышленной индустрии и жилищно-коммунальном хозяйстве. Овладение теоретическими знаниями и практическими навыками помогает специалистам принимать грамотные технические решения по составлению (компоновке) схем использования вторичных энергетических ресурсов в системах теплогазоснабжения (ТГС), повышающих коэффициент использования тепловой энергии и топлива. В процессе изучения специального курса студенты в курсовой работе выполняют тепловой расчёт принятой тепловой схемы отбора тепловой энергии отходящих газов промышленной печи с последующим использованием этой энергии. Студент должен технически грамотно и научно обоснованно разрабатывать решения по выбору схем использования вторичных энергетических ресурсов. При работе необходимо руководствоваться соответствующими правилами Ростехнадзора РФ, СНиП, законом РФ «Об энергосбережении» и другими нормативными документами.

4

Глава 1. ОСНОВНЫЕ ПУТИ ДОСТИЖЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОГО ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ 1.1. Меры, направленные на сбережение энергоресурсов В настоящее время одним из основных путей экономии топливно-энергетических ресурсов в промышленном и жилищно-коммунальном энергетическом секторе является повышение эффективности их использования путём утилизации теплоты отходящих газов. В решение энергетической программы нашей страны значительный вклад может внести применение теплоутилизационных установок, работающих на отходящих газах котельных, промышленных тепловых установок, промышленных печей и т. п. Вопрос экономного расходования топлива актуален как в нашей стране, так и за рубежом, поэтому работы по выбору и проектированию теплоутилизационных установок находят всё большее распространение и применение. Выбор схем утилизации теплоты отходящих газов и типов применяемых теплоутилизаторов зависит от источников теплоты, возможности использования теплового потенциала отходящих газов, потребителей теплоты, вида топлива и состава отходящих газов, определяющего их агрессивность по отношению к теплотехническому оборудованию. Побудительным мотивом установки теплоутилизаторов является стремление наиболее полно удовлетворить энергетические потребности не путём ввода дополнительных мощностей, а за счёт энергосбережения – использования вторичных энергетических ресурсов. Правильный выбор типа и требуемой производительности теплоутилизатора определяется мощностью энергетических установок и наличием реальных потребителей утилизируемой теплоты. 5

1.2. Области применения вторичных энергетических ресурсов в системах ТГС В качестве потребителей теплоты вторичных энергетических ресурсов могут рассматриваться котельные, система теплоснабжения и промышленные потребители, использующие теплоту для технологических и нетехнологических целей. Вторичные энергетические ресурсы могут применяться в водоподогревателях систем исходной и химически очищенной воды, горячего водоснабжения, подогрева питательной воды для технологических и нетехнологических нужд предприятий, теплоснабжения тепличных и парниковых хозяйств, открытых и закрытых плавательных бассейнов, мойки улиц и транспортных средств, а также в воздухоподогревателях систем отопления складских помещений, тепловых завес, размораживания твёрдого топлива и строительных сыпучих материалов, подачи вторичного воздуха в зону горения топлива. Глава 2. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ И ТРЕБОВАНИЯ К ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОЙ РАБОТЫ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ И ЭКОНОМИЯ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ В СИСТЕМАХ ТГС» 2.1. Составные части и объём курсовой работы В состав расчетно-пояснительной записки должны входить: 1) титульный лист; 2) задание на проектирование с описанием исходных данных и технических характеристик используемого теплового оборудования; 3) составление материального баланса горения газовой смеси: вычисление высшей и низшей теплоты сгорания газовой смеси; вычисление потребностей реакций горения газовой смеси в сухом и влажном воздухе; 6

вычисление образующихся в результате химических реакций горения конечных объёмов продуктов сгорания газовой смеси; вычисление плотностей газовой смеси, воздуха и продуктов сгорания; вычисление калориметрической и действительной температуры горения газовой смеси; 4) составление теплового баланса промышленной печи: определение расхода газового топлива, необходимого для надлежащей работы промышленной печи; определение термического КПД и коэффициента использования топлива; 5) подбор газогорелочных устройств для промышленной печи; 6) разработка схемы ступенчатого использования теплоты продуктов сгорания с указанием технической характеристики теплоутилизаторов, включаемых в тепловую схему; 7) определение энергетического КПД тепловой схемы; 8) основные выводы; 9) список использованной литературы. В состав графической части расчётно-пояснительной записки должна входить схема ступенчатого использования теплоты отходящих от промышленной печи продуктов сгорания. 2.2. Состав курсовой работы и требования по её выполнению В курсовой работе необходимо: выполнить расчёт теплового баланса промышленной печи заданной конструкции, на основании которого определить величину термического КПД печи, коэффициента использования топлива, расхода газовой смеси, подаваемой в газогорелочные устройства печи; разработать схему использования вторичных энергоресурсов (теплоты отходящих газов) промышленной печи для повышения 7

энергетического КПД схемы и экономии природного газового топлива; определить численное значение энергетического КПД после каждой ступени с учётом разработанных мероприятий по энергосбережению. Курсовая работа должна состоять из сброшюрованной расчётно-пояснительной записки с вычерченной на формате А3 или А4 тепловой схемой утилизации вторичных энергоресурсов.

кислорода содержится в 100/21 – 4,76 м3 воздуха, или на 1 м3 кислорода приходится 79/21 = 3,76 м3 азота. Если учесть, что 1 кмоль любого газа при нормальных физических условиях t = 0 °C, Р = 760 мм рт. ст. занимает примерно одинаковый объём, реакции горения простых газов в воздухе могут быть выражены следующими уравнениями: 2 ˜ H 2  O2  3,76 ˜ N 2 ,  2 м3

4,76 м3

Глава 3. ГОРЕНИЕ ГАЗОВ

2 ˜ H 2O  3,76 ˜ N 2   3

3

2м 3,76 м  5,76 м3

2, ˜ CO  О 2  3, 76 ˜ N 2 

3.1. Материальный баланс горения газов

2 м3

В основе расчётов материального и теплового балансов горения любых видов топлива лежат стехиометрические термохимические уравнения, которые можно представить в виде уравнения материального баланса горения топлива

4,76 м3

2 ˜ CO 2  3, 76 ˜ N 2   3

3

2м 3,76 м  5,76 м3

СН 4  2 ˜ О2  7 ,52 ˜ N 2 ,  1 м3

9,52 м3

CO 2  7 ,52 ˜ N 2  2 ˜ H 2O   3

3

8,52 м 2м  10,52 м3

k

l

¦ ni ˜ M i

¦nj ˜M j,

i 1

j 1

(3.1)

С2 Н 6  3,5 ˜ О 2  13,16 ˜ N 2 ,  1 м3

16,66 м3

2 ˜ CO2  13,16 ˜ N 2  3 ˜ H 2O   3

3

15,16 м 3м  18,16 м3

где M i , M j – количество исходных и конечных веществ соответственно, моли;

С3Н8  5 ˜ О2  18,8 ˜ N 2 ,  1 м3

23,8 м3

3 ˜ CO 2  18,8 ˜ N 2  4 ˜ H 2O   3

3

21,8 м 4м  25,8 м3

ni , n j – стехиометрические коэффициенты для исходных и конеч-

С4 Н10  6,5 ˜ О2  24, 44 ˜ N 2  

4 ˜ CO 2  24 , 44 ˜ N 2  5 ˜ H 2O  

ных продуктов соответственно. Уравнение в такой форме может быть записано на основании закона сохранения массы реагирующих веществ и закона простых кратных соотношений молей или объёмов реагирующих веществ. В качестве окислителя при сжигании газа обычно применяют воздух, реже – чистый атомарный кислород. Объёмный состав сухого воздуха для всех теплотехнических расчётов принимается следующим: кислорода – 21 %, азота – 79 %. Следовательно, 1 м3

Из этих соотношений можно найти теоретическую потребность в кислороде и воздухе, а также количество и состав продуктов горения отдельных видов газов при полном сгорании в теоретическом количестве воздуха.

8

9

1 м3

30,94 м3

3

3

28,44 м 5м  33,44 м3

В состав реакций горения входят все компоненты (составляющие) воздуха: кислород и азот. В реакцию горения вступает только кислород, который взаимодействует с горючим газом как окислитель. Азот N2 является балластом, в горении не участвует и горения не поддерживает, к тому же при высоких температурах, развивающихся в зоне горения, разлагается, образуя канцерогенные вещества NOx (NO и NO2). Для определения количества и состава компонентов продуктов сгорания, образующихся при полном сгорании газового топлива, составляют материальный баланс горения газа. Горением называют протекающую сравнительно быстро во времени химическую реакцию соединения горючих компонентов с кислородом, сопровождающуюся интенсивным выделением теплоты и резким повышением температуры продуктов сгорания. Реакции горения описываются стехиометрическими уравнениями, характеризующими качественно и количественно вступающие в реакцию и образующиеся в результате её вещества. Общее уравнение реакции горения любого углеводорода записывается в виде уравнения n· § Сm H n  ¨ m  ¸ ˜ O 2 4¹ ©

§n· m ˜ CO 2  ¨ ¸ ˜ H 2O  Q, ©2¹

Q

r1 ˜ Q1  r2 ˜ Q2  ...  rn ˜ Qn ,

(3.3)

где r1 , r2 ,...,rn – объёмные доли компонентов, входящих в состав газовой смеси, м3 /м3г ; Q1 , Q2 ,...,Qn – высшая или низшая теплота сгорания компонентов

(3.2)

где m, n – число атомов углерода и водорода в молекуле, шт.; Q – тепловой эффект реакции, или теплота, выделившаяся в результате сгорания, кДж/кмоль (кДж/кг, кДж/м3). Теплотой сгорания (тепловым эффектом) называется количество теплоты, которое выделится в результате полного сгорания 1 кмоля, 1 кг или 1 м3 газа при нормальных физических условиях. Различают высшую Qв и низшую Qн теплоту сгорания топлива. Высшая теплота сгорания включает в себя величину скрытой теплоты конденсации водяных паров, содержащихся в продуктах сгорания. Обычно при сжигании газового топлива водяные пары, как правило, не конденсируются, а удаляются вместе с другими про10

дуктами сгорания при температуре 130 150 °С, поэтому технические расчёты обычно ведут по низшей теплоте сгорания, т. е. без учёта скрытой теплоты конденсации водяных паров, составляющей приблизительно 2260 кДж/кг. Однако если за тепловой установкой планируется установка устройств, способных отобрать скрытую теплоту конденсации водяных паров, содержащихся в продуктах сгорания, с последующим её полезным использованием, то расчёт необходимо выполнять по высшей теплоте сгорания топлива. Высшая и низшая теплота сгорания газовых смесей численно равна сумме произведений соответственно высшей или низшей теплоты сгорания каждого компонента, входящего в состав газовой смеси, на его объёмную, массовую или молярную долю:

газовой смеси, кДж/м 3г . Низшая теплота сгорания сложных газовых смесей определяется по формуле Qн

n

¦ Qнi ˜ ri , i 1

(3.4)

где Qнi – низшая теплота сгорания i-го компонента, входящегоо в состав газовой смеси, кДж/м 3 . Находится по таблицам справочной литературы или по табл. 5 прил. II. Высшая теплота сгорания сложных газовых смесей рассчитывается по формуле Qв

n

¦ Qвi ˜ ri , i 1

11

(3.5)

где Qвi – высшая теплота сгорания i-го компонента, входящегоо 3

в состав газовой смеси, кДж/м . Определяется по таблицам справочной литературы или по табл. 5 прил. II. Низшая и высшая теплота сгорания основных компонентов, входящих в состав газовых смесей, приведена в табл. 5 прил. II. В практических расчётах вычисление низшей Qнр и высшей Qвр теплоты сгорания природных газовых смесей, кДж/м 3г , можно производить по следующим выражениям:

Qнр 

n

¦ Qнi ˜ ri i 1

QнC3H8

QнH2 ˜ rН2  QнCО ˜ rСО  QнCH 4 ˜ rСН 4  QнC2H6 ˜ rС2Н6 

˜ rС3Н8  QнC4H10 ˜ rС4Н10  QнC5H12 ˜ rС5Н12  QнC2H4 ˜ rС2Н4 

 QнC3H6 ˜ rС3Н6  QнC4H8 ˜ rС4Н8 ; Qнр

(3.6)

0,01˜ (10 790 ˜ Н 2  12 640 ˜ СО  35 880 ˜ СН 4 

 64 300 ˜ С2 Н 6  93 180 ˜ С3Н8  123 500 ˜ С4 Н10   122 700 ˜ С4 Н10  156 600 ˜ С5Н12  59 500 ˜ С2 Н 4   88 400 ˜ С3Н 6  113 800 ˜ С4 Н8 );

Qвр

n

¦ i 1

Qвi

˜ ri

QвH2

˜ rН 2  QвCО

˜ rСО  QвCH4

˜ rСН 4  QвC2H6

˜ rС2Н6 

 QвC3H8 ˜ rС3Н8  QвC4H10 ˜ rС4Н10  QвC5H12 ˜ rС5Н12  QвC2H4 ˜ rС2Н4 

0,01˜ (12 750 ˜ Н 2  12 640 ˜ СО  39 800 ˜ СН 4 

 70 300 ˜ С 2 Н 6  101 200 ˜ С3Н8  113 800 ˜ С 4 Н10   132 900 ˜ С 4 Н10  169 300 ˜ С5 Н12  36 000 ˜ С2 Н 4   91 900 ˜ С3 Н 6  121 400 ˜ С 4 Н8 ), 12

м3 /м3г ; QвH 2 , QвCО , QвCH 4 , ... – высшая теплота сгорания компонентов, вхо-

дящих в состав газовой смеси, кДж/м 3 ; QнH 2 , QнCО , QнCH 4 , ... – низшая теплота сгорания компонентов, вхо3 дящих в состав газовой смеси, кДж/м . Коэффициенты, стоящие перед процентным содержанием компонентов, являются табличными значениями высшей и низшей 3 теплоты сгорания компонентов, кДж/м . Кислород для сжигания газового топлива обычно подаётся в составе воздуха. Потребности в кислороде воздуха при сжигании сложных газовых смесей определяются на основании теоретической потребности в кислороде отдельных компонентов, входящих в состав смеси, м3в /м3г :

§ n · 4,76 ˜ ¨ ¦ VОi 2 ˜ ri ¸ , (3.8) ©i 1 ¹ где ri – объёмные доли i-х компонентов, входящих в состав газоVтс

вой смеси, м3 /м3г ;

 QвC3H6 ˜ rС3Н6  QвC4H8 ˜ rС4Н8 ;

Qвр

где Н 2 , СО, СН 4 и т. д. – процентное содержание компонентов, входящих в газовую смесь; rН 2 , rСО , rСН 4 , ... – объёмные доли компонентов, входящих в смесь,

(3.7)

VОi 2 – теоретическая потребность i-го компонента в атомарном м кислороде, необходимом для полного сгорания компонента соглас3 3 но его химической реакции горения, мO2 /м г . Теоретическая по-

требность в кислороде основных компонентов, входящих в состав природных газовых смесей, приведена в табл. 6 прил. II; 3 3 4,76 – объём воздуха, в котором содержится 1 м3 кислорода, мв /м O2 .

13

Уравнение (3.8) для большинства природных газовых смесей можно представить в развёрнутом виде: § n · 4 ˜r ˜ rСО  VОСН Vтс 4,76 ˜ ¨ ¦ VОi 2 ˜ ri ¸ 4,76 ˜ VОН22 ˜ rН 2  VОСО СН 4  2 2 ©i 1 ¹



Действительная потребность в воздухе Vдвл , м3в /м3г , вследствие несовершенства смешения горючего газа и окислителя в процессе горения принимается несколько больше теоретической (на величину ):

 VОС22Н6 ˜ rС2Н6  VОС23Н8 ˜ rС3Н8  VОС24Н10 ˜ rС4Н10  VОС25Н12 ˜ rС5Н12 

Vдвл



 VОС22Н4 ˜ rС2Н4  VОС23Н6 ˜ rС3Н6  О 2 .

В практических расчётах вычисление теоретической потребности в О2 газовых смесей можно производить по формуле 4,76 ˜  0,5 ˜ Н 2  0,5 ˜ СО  2 ˜ СН 4  3,5 ˜ С2 Н 6  100  5 ˜ С3Н8  6,5 ˜ С 4 Н10  8, 0 ˜ С5 Н12  3 ˜ С2 Н 4 

Vтс

 4,5 ˜ С3Н 6  6 ˜ С4 Н8  О 2 ,

(3.9)

где коэффициенты, стоящие перед компонентами газовой смеси, – это теоретическая потребность в кислороде компонентов смеси, м3в /м3г ; Н 2 , СО, СН 4 , ... – процентное содержание компонентов, входящих в состав газовой смеси. Теоретический объём влажного воздуха Vтвл , м3в /м3г , больше теоретического объёма сухого воздуха Vтс на величину объёма, занимаемого содержащимися в нём водяными парами, Vтвл

Vтс  0,00124 ˜ d⠘ Vтс ,

м3в /м3г :

dв – влагосодержание атмосферного воздуха, г/кг.. 14

(3.11)

где – коэффициент избытка воздуха, который для практически применяемых горелок должен соответствовать требованиям ГОСТ. В реальных условиях при сжигании газа коэффициент всегда должен быть больше 1, так как в противном случае неминуемы химическая неполнота сгорания и выброс вредных веществ в атмосферу. Исключение составляют отдельные процессы, для прохождения которых необходимо создание в нагревательных камерах печей нейтральной или малоокислительной среды. Объёмы отдельных компонентов продуктов сгорания газовых смесей могут быть определены по приведенным далее формулам. Объём содержащегося в продуктах сгорания диоксида угле3 3 рода, мСО2 /м г , вычисляется по формуле

VCO2

0,01 ˜  CО  СО 2  СН 4  2 ˜ С2 Н 4  ¦ m ˜ C m Н n . (3.12)

Объём содержащихся в продуктах сгорания водяных паров,

м3Н2О / м3г , определяется по формуле (3.10)

где Vтс – теоретический объём сухого воздуха, необходимого для полного сгорания 1 м3 газовой смеси, м3в /м3г ;

Vтвл ˜ D,

VН2О

§ · §n· 0,01 ˜ ¨ Н 2  2 ˜ СН 4  2 ˜ С2 Н 4  ¦ ¨ ¸ ˜ Cm H n ¸  ©2¹ © ¹





 0,00124 ˜ d г  α ˜ d⠘Vтс .

(3.13)

3 3 Объём содержащегося в продуктах сгорания азота, м N2 /м г , находится по формуле

15

0,79 ˜ Vтс  0,01 ˜ N 2 .

VN2

(3.14)

Объём содержащегося в продуктах сгорания кислорода,

развиться при адиабатических условиях, т. е. без подвода и отвода теплоты, с коэффициентом избытка воздуха = 1,0, при температуре газа t'г и воздуха t'в , равной 0 °С.

м3О2 / м3г , определяется по формуле VO2

0,21˜  D  1

˜ Vтс ,

tж

(3.15)

м

/м3г ,

Н 2 , СО, СН 4 ,... – процентное содержание отдельных компонентов, входящих в состав газовой смеси; d в , d г – влагосодержание подаваемого на горение воздуха и газа, г/кг; – коэффициент избытка воздуха.

Полный объём влажных продуктов сгорания, м3п.с / м 3г , определяется по формуле вл Vп.с

VCO2  VH2O  VN2  VO2 .

(3.16)

¦

,

Vi ˜ c жpi

(3.17)

n

где

содержащихся в продуктах сгорания;

n

i 1

где VCO2 , VН 2О , VN2 , VO2 – объёмы компонентов СО2, Н2О, N2, O2 , 3

Qнр

¦Vi ˜ c жpi

– сумма произведений удельных объёмов и теплоём-

i 1

костей компонентов продуктов сгорания. В развёрнутом виде температуру жаропроизводительности можно представить как

tж

ж VCO2 ˜ cCO 2

Qнр ,  VH 2O ˜ cHж2O  VN 2 ˜ cNж2

(3.18)

где Qнр – низшая теплота сгорания газовой смеси в пересчёте на рабочий состав топлива, кДж/м 3г ; VCO 2 , VН 2О , VN 2 – объёмы компонентов СО2, Н2О, N2, содержащих-

3.2. Температура горения Различают следующие температуры горения газов: температуру жаропроизводительности, калориметрическую, теоретическую, действительную. Температура жаропроизводительности Температура жаропроизводительности tж – это максимальная температура продуктов полного сгорания газа, которая может 16

ся в продуктах сгорания газа, м3 /м3г , вычисленных при D 1 и температуре tж; ж cCO , cHж2O , cNж2 – удельная объёмная теплоёмкость при постоянном м 2 давлении компонентов СО2, Н2О, N2, кДж/м3 град, при температуре жаропроизводительности газовой смеси tж. Температуру жаропроизводительность tж горючих газовых смесей определяют методом последовательных приближений, так как теплоёмкость газов непостоянна и увеличивается с повышением температуры. Зависимость теплоёмкостей компонентов от тем17

пературы представлена в табл. 1 прил. II. Для определения температуры жаропроизводительности предварительно задаются её значением для природных газов (около 2000 °С). Далее определяют их среднюю теплоёмкость и подсчитывают по формуле (3.18) температуру жаропроизводительности газа. Если в результате подсчёта она окажется ниже или выше принятой, то задаются другой температурой и расчёт повторяют до тех пор, пока принятая температура и расчётная не совпадут. Температура жаропроизводительности распространённых простых и сложных газов при их горении в сухом воздухе представлена в табл. 8 прил. II. При сжигании газа в атмосферном воздухе, содержащем около 1 вес. % влаги, температура жаропроизводительности снижается на 25 30 °С. Температура калориметрическая Калориметрическая температура tк определяется без учёта диссоциации водяных паров и диоксида углерода, но с учётом фактической температуры подаваемого газа и воздуха. Она отличается от температуры жаропроизводительности tж тем, что температура газа и воздуха, а также коэффициент избытка воздуха принимаются по их действительным значениям.

tк

Qнр  qфиз n

¦ Vi ˜ c кpi

,

(3.19)

где qфиз – физическая теплота, вносимая в топочный объём с воздухом и газовым топливом, кДж/м 3г ; VCO2 , VН 2О , VN2 , VO2 – объёмы компонентов СО2, Н2О, N2, О2, содержащихся в продуктах сгорания газа при действительном коэффициенте избытка воздуха > 1 и температуре tк, м3 /м3г ; к cCO , cHк 2O , cNк 2 , cOк 2 – объёмная теплоёмкость при постоянном дав2 лении компонентов СО2, Н2О, N2, О2 и температуре tк, кДж/м3 град. Природные и сжиженные углеводородные газы перед сжиганием из-за высокой теплоты сгорания обычно не нагревают, и их объём по сравнению с объёмом воздуха, идущим на горение, невелик, поэтому при определении калориметрической температуры теплосодержание газов можно не учитывать. При сжигании газов с низкой теплотой сгорания (генераторные, доменные газы и др.) их теплосодержание (в особенности нагретых до сжигания) оказывает весьма существенное влияние на калориметрическую температуру. Физическая теплота, вносимая в топочный объём, кДж/м 3г , определяется по формуле

(3.21)

г – физическая теплота, вносимая в топочный объём с газогде qфиз

вым топливом, кДж/м 3г ; в – физическая теплота, вносимая в топочный объём с воздуqфиз

i 1

хом, кДж/м 3г .

или в развёрнутом виде

г qфиз

tк

г в qфиз  qфиз ,

qфиз

Qнр  qфиз к VCO2 ˜ cCO  VH2O ˜ cHк 2O  VN2 2 18

˜ cNк 2  VO 2 ˜ cOк 2

,

(3.20)

n

¦ Vгi ˜ c'рi ˜ tг' , i 1

(3.22)

где Vгi – объёмные доли i-х компонентов, входящих в состав газовой смеси. Определяются по составу газовой смеси, м3 /м3г ; 19

c'рi – средняя удельная теплоёмкость при постоянных давлении и температуре t'г i-го компонента, входящего в состав газовой смеси, кДж/м3 град. Принимается по таблицам справочной литературы или по табл. 3 прил. II ;

гда образуется некоторое количество оксидов азота NOx. Все реакции эндотермичны и ведут к понижению температуры горения. Теоретическая температура горения, °С, может быть определена по формуле

t'г – начальная температура газовой смеси, °С. в qфиз

Vдвл ˜ c"р⠘ t"в ,

tт

n

¦ i 1

(3.23)

где Vдвл – действительный расход воздуха, м3в /м3г . Определяется по формуле (3.11); c"рв

Qнр  qфиз  qдис

,

(3.24)

Vi ˜ c тpi

где qдис – суммарные затраты теплоты на частичную диссоциацию СО2 и Н2О в продуктах сгорания, кДж/м 3г ; n

– средняя удельная теплоёмкость воздуха при постоянных дав-

лении и температуре t"в , кДж/м3 град. Находится по таблицам справочной литературы или по табл. 1 прил. II;

¦ Vi ˜ c тpi i 1

ёмкости продуктов сгорания с учётом диссоциации. В развёрнутом виде

t"в – температура подаваемого в топочный объём воздуха, °С;

Температура теоретическая Теоретическая температура tт – это максимальная температура, которая определяется аналогично калориметрической tк, но с поправкой на отбор теплоты эндотермическими реакциями (т. е. реакциями диссоциации диоксида углерода и водяного пара, идущего с увеличением объёма и поглощением тепловой энергии) по механизму CO2 œ CO  0,5 ˜ O2  283 мДж/кмоль Н 2 О œ H 2  0,5 ˜ O2  242 мДж/кмоль

При высоких температурах диссоциация может пойти и дальше, до образования атомарных водорода Н2, кислорода О2, в особенности гидроксогруппы -ОН. Кроме того, при сжигании газа все20

– сумма произведений объёма и средней удельной тепло-

tт



Qнр  qфиз  100 ˜ а ˜VH 2O  120 ˜ б ˜VCO2 VCO 2 ˜ cpт CO 2

 VH 2O ˜ cpт H 2O

 VN2 ˜ cpт N2



 VO2 ˜ cpт O2

, (3.25)

где а и б – степень диссоциации водяного пара и диоксида углерода, % от исходного их количества. Степень диссоциации возрастает с повышением температуры и снижением их парциального давления в смеси продуктов сгорания и принимается по табл. 7 прил. II. До температуры 1600 °С степень диссоциации ничтожно мала и в расчётах может не учитываться, т. е. в этом случае теоретическая температура горения может приниматься равной калориметрической. При более высоких температурах степень диссоциации может существенно снижать температуру в рабочем пространстве, поэтому теоретическую температуру горения необходимо определять только для высокотемпературных печей, работающих на пред21

варительно нагретом воздухе (например, мартеновские). Для котельных установок и низкотемпературных печей в этом нужды нет. Температура действительная (расчётная) Действительная (расчётная) температура tд – это максимальная температура, которая достигается в реальных условиях в наиболее нагретой точке факела. Она значительно ниже теоретической и зависит от потерь теплоты в окружающую среду, степени отдачи теплоты из зоны горения излучением, растянутости процесса горения во времени и др. Действительные усреднённые температуры в топках промышленных печей и котлов определяются по тепловому балансу или приближённо по теоретической или калориметрической температуре горения в зависимости от температуры в топках с введением в них экспериментально установленных поправочных коэффициентов:

tд

tт ˜ η,

(3.26)

где – пирометрический коэффициент, который зависит от конструкции топки и принимается по таблицам справочной литературы или по табл. 9 прил. II. Глава 4. ТЕПЛОВЫЕ БАЛАНСЫ ПРОМЫШЛЕННЫХ ПЕЧЕЙ 4.1. Тепловые балансы промышленных печей. Определение необходимого расхода газа Тепловой баланс на печь составляется из отдельных статей прихода (и расхода) тепла, отнесённого к заранее установленной единице: 1 кг (м3) топлива, 1 кг обожжённого металла, 1 ч работы печи. Если расход газового топлива на печь не известен, то его определяют из уравнений теплового баланса. 22

Основными потребителями газа на промышленных предприятиях являются промышленные печи и отопительные производственные котельные агрегаты. Расход топлива на котельный агрегат определяется на основании теплового расчета котельного агрегата. Для вычисления расхода газового топлива, который необходимо обеспечить для нормальной работы печи, составляют тепловой баланс рабочего пространства печи. Тепловой баланс рабочего пространства промышленной печи представляет собой уравнение, связывающее статьи прихода теплоты (поступление, в основном, за счет химической теплоты сгорания топлива) и статьи расхода теплоты (в основном, на технологические нужды – нагрев металла до определенной температуры, плавление и т. д.). Тепловой баланс может быть составлен для всей печи в целом или только для её рабочего пространства, изменяются при этом только отдельные статьи расхода теплоты. Для печей непрерывного действия: шахтных, вращающихся, туннельных, кольцевых – баланс тепла принято составлять по отдельным зонам: тепловой баланс для зоны подогрева и обжига, из которого определяют расход топлива; тепловой баланс для зоны охлаждения, из которого определяют расход воздуха на охлаждение. Тепловой баланс для печей периодического действия составляется применительно к одному рабочему циклу (для одной плавки, для одного обжига и т. д.), тепловой баланс для печей непрерывного действия – применительно к одному часу работы печи. Далее мы будем рассматривать тепловой баланс промышленной печи непрерывного действия для 1 ч её работы. В общем виде уравнение теплового баланса для любой тепловой установки имеет вид

¦ Qпр ¦ Qрасх ,

(4.1)

где ¦ Qпр – статьи часового прихода теплоты в тепловую установку, кДж/ч; 23

¦ Qрасх

– статьи часового расхода теплоты из тепловой установки, кДж/ч.

В сумму часовых приходов теплоты в промышленную печь

¦ Qпр

входит часовой приход теплоты с металлом, который перед д загрузкой в печь имеет температуру выше 0 °С, поскольку приход теплоты отсутствует только в случае, если температура металла равна 0 °С; часовой приход теплоты с подогретым воздухом и топливом, подаваемым в печь, которые имеют температуру выше 0 °С; часовой приход теплоты, выделяющейся в результате прохождения химических реакций горения топлива. Согласно изложенному принципу уравнение часового прихода теплоты в промышленную печь, кДж/ч, принимает вид Qм'  Qв'  Qг'  Qхт ,

(4.2)

где Qм' – часовой приход теплоты с загружаемыми в печь деталями, кДж/ч; Qв' – часовой приход теплоты с подаваемым воздухом, кДж/ч; Qг' – часовой приход теплоты с газовым топливом, кДж/ч; Qхт – часовой приход теплоты, выделяющейся в результате химических реакций горения газового топлива, кДж/ч. 1. Часовой приход теплоты с загружаемыми в печь деталями Часовой приход теплоты с загружаемыми в печь деталями определяется как произведение часового расхода металла на его энтальпию при температуре загрузки, кДж/ч: 24

Gм ˜ I м' ,

(4.3)

где Gм – часовой расход металла, подаваемого в печь, кг/ч;

4.2. Определение часовых приходов теплоты в печь

¦ Qпр

Qм'

Iм' – начальная энтальпия металла, кДж/кг.. Энтальпия загружаемого металла определяется из уравнения

I м'

c'м ˜ tм' ,

(4.4)

где c'м – теплоёмкость металла при температуре в момент его загрузки, кДж/кг ч град. Принимается по таблицам справочной литературы или по табл. 10 прил. II, зависит от вида металла и его температуры; tм' – температура металла в момент его загрузки, °С. 2. Часовой приход теплоты с подаваемым в зону горения вторичным воздухом Часовой приход теплоты с подаваемым в зону горения вторичным воздухом определяется как произведение часового расхода воздуха на энтальпию при его начальной температуре. Начальная температура воздуха находится из условий забора воздуха. Если осуществляется забор воздуха из помещения цеха, то его температура принимается равной внутренней температуре воздуха в цехе. Если воздух забирается с наружной стороны здания, то его температура зависит от времени года и принимается равной температуре наружного воздуха. Qв' V⠘ I в"

в V㠘 qфиз ,

где Vв – часовой расход воздуха, м3в /ч ; 25

(4.5)

I в" – энтальпия подаваемого в топочный объём печи воздуха,

г – физическая теплота подаваемого в топочный объём гагде qфиз

кДж/м 3в ;

зового топлива, кДж/м 3г . Вычисляется по формуле (3.22).

в qфиз – физическая теплота подаваемого в топочный объём возду-

ха, кДж/м 3г . Определяется по формуле (3.23). Энтальпия подаваемого в топочный объём промышленной печи воздуха, кДж/м 3в , вычисляется по формуле I в"

с"⠘ tв" ,

(4.6)

где с"в – удельная теплоёмкость подаваемого воздуха, кДж/м3 град. Определяется по таблицам справочной литературы или по табл. 1 прил. II, зависит от температуры воздуха и его влагосодержания; t"в – температура подаваемого воздуха, °С;

Vв

Произведение часового расхода топлива на его низшую теплоту сгорания даст количество теплоты, которое выделится в топке при данном часовом расходе топлива за 1 ч её работы. Заметим, что если ведётся расчёт технологической схемы тепловой установки с утилизационными установками и в составе этой схемы присутствуют теплообменные аппараты контактного типа (контактные экономайзеры, конденсационные теплообменники), то составление теплового баланса необходимо вести по высшей теплоте сгорания рабочего состава топлива Qвр . Если в составе технологической схемы такие утилизаторы не присутствуют, то расчёт производится по низшей теплоте сгорания рабочего состава топлива Qнр :

Часовой расход воздуха, м3в / ч , находится по формуле V㠘 Vдвл ,

4. Часовой приход теплоты, поступающий в результате химических реакций горения газового топлива

Qхт

V㠘 Qнр ,

(4.9)

Qхт

V㠘 Qвр ,

(4.10)

(4.7)

где Vдвл – действительная потребность во влажном воздухе, м3в /м3г . Определяется по расчётам материального баланса горения топлива;

где Qнр – низшая теплота сгорания газового топлива, кДж/м 3г ;

Vг – часовой расход газового топлива, м3г /ч .

Qвр – низшая теплота сгорания газового топлива, кДж/м 3г .

3. Часовой приход теплоты с газовым топливом

4.3. Определение часовых расходов теплоты из печи

Часовой приход теплоты с газовым топливом, кДж/ч, определяется из уравнения

Уравнение часовых расходов теплоты, кДж/ч, имеет вид

Qг'

г V㠘 qфиз ,

26

(4.8)

¦ Qрасх

Qм"  Q2  Q3  Q5  Qл  Qнеуч , 27

(4.11)

где Qм" – часовой расход теплоты с нагретым металлом, выгружаемым из печи при температуре термообработки, кДж/ч; Q2 – часовой расход теплоты, уносимой из камеры сгорания с отходящими газами, кДж/ч; Q3 – часовые потери теплоты вследствие химической неполноты сгорания газового топлива, кДж/ч; Q5 – часовой расход теплоты, затрачиваемой на компенсацию теплопотерь через наружные ограждения печи, кДж/ч; Qл – часовые потери теплоты в виде тепловой лучистой энергии через открытые загрузочные окна печи в момент загрузки деталей, кДж/ч; Qнеуч – часовой расход теплоты, затрачиваемой на компенсацию неучтённых теплопотерь, кДж/ч. 1. Часовой расход теплоты с нагретыми до температуры термообработки деталями, выгружаемыми из печи Часовой расход теплоты с нагретыми до температуры термообработки деталями, выгружаемыми из печи, кДж/ч, определяется из уравнения (4.12) Qм" Gм ˜ I м" , где Gм – часовой расход металла, кг/ч; I м" – энтальпия металла при температуре термообработки, кДж/кг.. Энтальпия металла при температуре термообработки, кДж/кг, определяется из уравнения I м"

c"м ˜ t"м ,

где t"м – температура термообработки металла, °С; 28

(4.13)

c"м – удельная теплоёмкость металла при температуре термообработки, кДж/кг ч град.

2. Часовой расход теплоты, уносимой из камеры сгорания с отходящими газами Этот расход теплоты является самой большой потерей теплоты в любом промышленном тепловом агрегате. Повышение температуры уходящих газов на каждые 100 °С понижает КПД теплоагрегата приблизительно на 5 %. Следовательно, если, к примеру, на выброс в атмосферу идут продукты сгорания с температурой 1200 °С, то КПД теплоагрегата будет не выше 10 15 %, что говорит о необходимости снижать температуру уходящих газов за промышленными печами. Снижение температуры обычно осуществляется установкой рекуперативных, регенеративных, контактных, конденсационных теплообменных аппаратов. Эти аппараты позволяют передавать тепловую энергию отходящих газов либо путём её возврата обратно в топку при помощи подогрева воздуха, используемого для горячего дутья или топлива (обычно применяется для твёрдого топлива, для газового используется значительно реже), что существенно снижает его расход и повышает КПД установки в целом, либо вторичного использования (т. е. для других технологических и нетехнологических целей), что в целом повышает КПД всей технологической схемы (энергетический КПД) и эффективность использования топлива. Расход теплоты с продуктами сгорания определяется как произведение расхода газа на конечную энтальпию такого количества продуктов сгорания, которое выделится при полном сжигании 1 м3 газа с учётом избыточного количества воздуха и всех балластных включений: Q2

" V㠘 I п.с ,

где Vг – часовой расход газа, м 3г /ч ; 29

(4.14)

" – энтальпия продуктов сгорания, покидающих топочную каI п.с

меру установки, кДж/м 3г . " Энтальпия продуктов сгорания Iп.с , кДж/м 3г , находится из уравнения " I п.с

" , ¦ Vi ˜ с"рi ˜ tп.с n

i 1

(4.15)

где Vi – объёмная доля i-го компонента, входящего в состав про3

/м3п.с . Определяется по формулам материальногоо

дуктов сгорания, м баланса горения топлива;

с"рi – теплоёмкость i-го компонента, входящего в состав продуктов сгорания, кДж/м3 град. Зависит от вида компонента и его температуры, равной температуре газовой смеси, определяется по таблицам справочной литературы или по табл. 1 прил. II; t"п.с – температура покидающих топочную камеру тепловой установки продуктов сгорания, °С. Температура отходящих газов численно равна действительной температуре в топочной камере: t"п.с tд . 3. Часовой расход теплоты, затрачиваемой на компенсацию теплопотерь через наружные ограждения тепловой установки Часовой расход теплоты, затрачиваемой на компенсацию теплопотерь через наружные ограждения тепловой установки, кДж/ч, определяется по уравнению теплопередачи. Это расход теплоты, которая теряется через наружные ограждения за счёт разности температур в цеховом помещении и в топочном пространстве печи: Q5

k ˜ F ˜  t д  tн ,

(4.16)

где k – коэффициент теплопередачи ограждения топочной камеры, кДж/ч м2 град. Принимается согласно теплотехническому расчёту топочной камеры; 30

F – площадь топочной камеры по внутреннему обмеру, м2; tд – действительная температура в топочной камере печи, °С;

tн – температура наружного воздуха в помещении цеха, °С. 4. Часовые потери теплоты вследствие химической неполноты сгорания газового топлива Часовые потери теплоты вследствие химической неполноты сгорания газового топлива образуются в результате химического недожога топлива. В продуктах сгорания присутствуют горючие компоненты (оксид углерода, водород, метан и др.). Эти потери могут возникнуть в результате неправильных наладочных работ горелочного устройства или вообще их отсутствия. При правильной наладке газогорелочных устройств потери теплоты от химического недожога отсутствуют. Q3

п V㠘 Vп.с ˜ 12 460 ˜ СО  12 750 ˜ H 2  39 820 ˜ CH 4

100

,

(4.17)

где СО, Н2, СН4,… – процентное содержание несгоревших газов в продуктах сгорания; п – полный расход продуктов сгорания, м3п.с /м3г . Определяется ся Vп.с по формуле (3.16). 5. Часовые потери теплоты через открытые окна в виде тепловой лучистой энергии, выбивающейся в момент загрузки и выгрузки деталей Эти потери, кДж/ч, определяются по формуле 4

Qл

§T · 20,8 ˜ ¨ д ¸ ˜ F ˜ Ф ˜ \ , © 100 ¹ 31

(4.18)

где Tд – абсолютная действительная температура в печи, K. Рассчитывается как tд + 273; F – площадь поверхности открытых окон и щелей промышленной печи, м2; – доля времени, в течение которого окно остаётся открытым (т. е. отношение времени, в течение которого окно открыто, Wоткр к полному времени пребывания материала в тепловой установке Wполн ): Wоткр \ ; (4.19) Wполн Ф – коэффициент диафрагмирования. Зависит от размеров и конфигурации загрузочных окон, определяется по формуле Ф

1 M , 2

(4.20)

где M – коэффициент прямого излучения: для больших окон M = 0,65 0,85, для малых окон M = 0,35 0,60. 6. Часовой расход теплоты, требуемой для компенсации неучтённых теплопотерь

4.4. Определение КПД промышленной печи Полный (термический) КПД печи т, %, показывает, какая доля тепла, введенного в рабочую камеру, полезно используется на нагрев металла и определяется по формуле Qмcc  Qмc ˜ 100 , V㠘 Qнр

Kт

(4.21)

где Qм" – часовой расход теплоты с выгружаемыми из печи нагретыми деталями, кДж/ч. Вычисляется по формуле (4.12); Qм' – часовой приход теплоты с загружаемыми в печь деталями, кДж/ч. Определяется по формуле (4.3). Значения полного термического КПД некоторых газовых промышленных печей приведены в табл. 1. Коэффициент использования химической энергии топлива н.т показывает, какую долю тепла, полученного от сжигания единицы топлива, газы отдают до выхода из рабочего пространства печи.

Kи.т

Qраб.п V㠘 Qнр

;

(4.22)

,

(4.23)

Его принимают равным 10 15 % от суммы статей расхода, исключая потери теплоты с уходящими газами Q2 . Этот расход имеет место практически во всех тепловых агрегатах. В основном в него входит расход теплоты на подогрев присасываемого воздуха через неплотности из-за различного рода дефектов изготовления оборудования и др. После определения всех приходов и расходов теплоты их приравнивают и выражают из равенства (4.1) Vг, т. е. расход газового значение рекомендуется увеличивать на 10 15 %. 32

Kи.т

Qраб.п V㠘 Qвр

где Qраб.п – часовой расход теплоты, отдаваемой продуктами сгорания до выхода из рабочего пространства печи, кДж/ч, определяется по формуле Qраб.п

прих Qобщ   Q2  Q3 ,

33

(4.24)

Таблица 1 Технические характеристики и значения термического КПД некоторых газовых промышленных печей

Наименование и конструкция печи

Рабочая температура, °С

Средняя удельная производительность, 2 кг/(м ˜ч)

Удельный расход тепла, кДж/кг

КПД печи, %

Нагревательные печи Кузнечная камерная: с рекуператором без рекуператора С выдвижным подом: первый нагрев каждый подогрев Толкательная С вращающимся подом Щелевая

1250y1350

100y300

3350y7540 4190y8380

1250y1350

120y250

3350y6700 1470y2930 2510y6700

15y20

10y18

150y300

1250y1350

100y300

3350y6700

20y30

4190y10 475

10y20

15y20

850y950 600y650

80y120 60y90

2300y3560 1260y2510

850y950 600y750

80y120 60y90

2300y3560 1260y2510

850y950 600y650

100y150 80y100

1680y2930 1050y2100

V㠘 Qнр  Qфиз ;

(4.25)

прих Qобщ

V㠘 Qвр  Qфиз ,

(4.26)

где Qфиз – часовой расход физической теплоты, подаваемой в топочное пространство с воздухом и газом, кДж/ч. Определяется по формуле V㠘 qфиз  Qм' ,

(4.27)

где qфиз – физическая теплота, подаваемая в топочное пространство с воздухом и газом, кДж/м 3г . Определяется по формуле (3.21). Коэффициент использования топлива количественно учитывазования в данной печи. Предельное значение

= 1,0. Однако эта tп.с = 0 °С, что невозможно. В реальных печах и.т = 0,5 0,7. Некоторые значения коэффициента использования топлива для природного газа в зависимости от температуры продуктов сгорания, коэффициента изи.т

18y22

где Q2 – часовой расход теплоты, выносимой с продуктами сгорания из рабочего пространства печи, кДж/ч. Находится по формуле (4.14); 34

прих Qобщ

Qфиз

Термические печи С выдвижным подом: отжиг и закалка отпуск Камерные: отжиг и закалка отпуск Проходные: отжиг и закалка отпуск

Q3 – химическое тепло (недожог) в дымовых газах на единицу топлива, кДж/ч. Определяется по формуле (4.17). Общий часовой приход теплоты в топку промышленной печи, кДж/ч, вычисляется по формулам

Величину коэффициента и.т определяют следующие основные факторы: . Как показывает ана1) лиз формул (4.24) и (4.25), и.т выше у газов, имеющих большую теплоту сгорания; 35

Таблица 2 Значения коэффициента использования топлива и.т в зависимости от коэффициента избытка воздуха и температуры его подогрева для природного газа при Qнр  35 600 кДж/мг3 Температура продуктов сгорания tп.с,qС 800

1000

1200

Коэффициент избытка воздуха D 0,8 1,0 1,2 0,8 1,0 1,2 0,8 1,0 1,2

Температура подогрева воздуха tв, qС 0

200

400

0,52 0,67 0,62 0,42 0,56 0,5 0,32 0,47 0,37

0,58 0,74 0,70 0,49 0,63 0,58 0,38 0,54 0,45

0,63 0,81 0,78 0,58 0,70 0,66 0,43 0,61 0,53

6) увеличение температуры отходящих газов t"п.с . Это приводит к уменьшению коэффициента и.т. Но необходимо учитывать, что увеличение температуры в тепловой установке (а следовательно, и t"п.с ) способствует интенсификации процесса нагрева, т. е. повышению производительности установки, хотя при этом и.т несколько снижается. Одновременно возрастает возможность получения более высоких температур подогрева воздуха, что увеличивает и.т. В связи с этим температуру в тепловых установках следует определять исходя из потребностей технологического процесса. ПРИМЕР РАСЧЁТА КАМЕРНОЙ ТЕРМИЧЕСКОЙ ПЕЧИ Необходимо выполнить тепловой расчёт камерной термической печи, предназначенной для нагрева деталей из Ст. 45. Термическая обработка стали производится при температуре t"м

2) подогрев воздуха и топлива. Как видно из формулы (3.21) и табл. 2, подогрев является самым эффективным средством для . Подогрев воздуха на 200 °С обеспечивает увелиповышения чение и.т в 1,1 1,2, а на 400 °С в 1,2 1,4 раза; 3) обогащение воздуха кислородом. Обогащение приблизительно до 50 % дает такой же эффект, как нагрев воздуха до 1000 °С. Обычно используется в мартеновских печах, где применяется обогащение кислородом подаваемого в зону горения воздуха; 4) недожог топлива. По своей силе этот фактор даже превосходит два предыдущих, оказывает отрицательное действие на и.т, ухудшая его (см. табл. 2); 5) избыток воздуха. Нагретый до температуры отходящих газов воздух увеличивает количество тепла, уносимого с уходящими газами. Избыточный воздух попадает в печь либо через горелки (так как коэффициент расхода воздуха почти всегда больше 1,0), либо через различные неплотности (рабочие окна, гляделки, песочные затворы и пр.). Для увеличения и.т необходимо стремиться к сжиганию газа с минимальными избытками воздуха и уменьшению присосов холодного воздуха в печь;

щадь наружных ограждений F 12, 4 м 2 . Печь имеет малые окна общей площадью Sок = 0,188 м2. Отношение времени открытия окон к времени полного пребывания материала в печи = 0,1. Необходимо составить тепловой баланс печи и определить часовой расход теплоты с продуктами сгорания на выходе из топки; часовой расход газово-

36

37

в печь изделий t'м

1200 qC . Начальная температура загружаемых

16 qC . Средняя удельная теплоёмкость стали в области дан-

ных температур cм

0 ,51 кДж/к㠘 град. Производительность печи по изделиям

Gм 90 кг ч . Печь работает на природном газе следующего состава: СН4 – 84,5 %; С2Н6 – 3,8 %; С3Н8 – 1,9 %; С4Н10 – 0,9 %; С5Н12 – 0,3 %; N2 – 7,8 %; СО2 – 0,8 %. Температура подаваемого газа t'г ваемого газа dг

16 qC . Влагосодержание пода-

12 г/м3 . В печи установлена дутьевая горелка, работающая

на горячем дутье. Температура подаваемого вторичного воздуха t"в 340 qC . Подогрев воздуха осуществляется рекуперативным теплообменником. Влагосодержание подаваемого воздуха d в

14 кг/м 3 . Температура в цехе tн

Коэффициент теплопередачи ограждений печи k

18 qС .

7 ,0 кДж/м 2 ˜ ч ˜ град. Пло-

го топлива, который необходимо обеспечить для поддержания рабочей температуры в рабочем пространстве печи; термический коэффициент полезного действия и коэффициент использования топлива печи при условии, что подогрев воздуха осуществляется сторонним воздухоподогревателем.

Q2

РЕШЕНИЕ

Q'в

Расчётная схема камерной термической печи изображена на рис. 1. Низшая теплота сгорания природного газового топлива заданного состава определяется по формуле (3.4):

Qнр 

n

¦

Qнi ˜ ri

i 1 C5H12 Qн

˜ rС5Н12

QнCH 4

˜ rСН 4  QнC2 H6

˜ rС2 Н6  QнC3H8

˜ rС3Н8  QнC4 H10

˜ rС4 Н10 

35 880 ˜ 0,845  64 300 ˜ 0,038  93 180 ˜ 0,019  123 500 ˜ 0,009 

 156 600 ˜ 0,003 36 585 кДж/м3г . Высшая теплота сгорания природного газового топлива заданного состава определяется по формуле (3.5): р

Qв 

n

¦ Qвi ˜ ri

i 1 C 5 Qв H12

˜ rС Н 5 12

CH 4

C H6

C H8

˜ rСН 4  Qв 2

Qв

˜ rС2 Н6  Qв 3

C H10

˜ rС3 Н8  Qв 4

т

Qх Q'г

Загрузочные окна

V㠘 Vвд ˜ Iв' р

 р

V㠘 Qн Qв V㠘 I г'

Qнеуч Q5

Газогорелочное устройство '

Q"м

'

Gм ˜ Iм

Qм

Qл Рис. 1. Расчётная схема камерной термической печи

3

Объём содержащегося в продуктах сгорания диоксида углерода рассчитывается по формуле (3.12):

0 ,01 ˜  CО  СО2  СН 4  2 ˜ С2 Н 4  ¦ m ˜ Cm Нn 0,01˜  0,8  84,5 

 169 300 ˜ 0,003 40 265 кДж/мг .

VCO2

Теоретический объём воздуха, необходимого для сжигания 1 м3 газовой смеси заданного состава, определяется по формуле (3.8):

 2 ˜ 3,8  3 ˜1,9  4 ˜ 0,9  5 ˜ 0,3 1,03 м3СО / м3г .

Vтс 

С Н VО 4 10 2

˜ rС4 Н10



СН 4

4 ,76 ˜ VО

С Н  VО 5 12 2

 6,5 ˜ 0,009  8,0 ˜ 0,006

˜ rС5Н12

2



С Н6

˜ rСН 4  VО 2 2

С Н8

˜ rС2 Н 6  VО 3 2

˜ rС3Н8 

4,76 ˜  2 ˜ 0,845  3,5 ˜ 0,038  5 ˜ 0,019 

Vтвл Vтс  0,00124 ˜ d⠘ Vтс 9,6  0,00124 ˜14 ˜ 9,6 9,8 м3в / м3г . Действительный объём влажного воздуха определяется по формуле (3.11): Vтвл ˜ D

2

Объём содержащихся в продуктах сгорания водяных паров вычисляется по формуле (3.13): VН 2О

§ · §n· 0,01 ˜ ¨ Н 2  2 ˜ СН 4  2 ˜ С2 Н 4  ¦ ¨ ¸ ˜ Cm H n ¸  0,00124 ˜  dг  ©2¹ © ¹

 D ˜ d ⠘Vтс

9,6 м3в / м3г .

Теоретический объём влажного воздуха рассчитывается по формуле (3.10):

Vдвл

9,8 ˜1,1 10,8 м3в / м3г . 38

G м ˜ I "м

˜ rС4 Н10 

39 800 ˜ 0,845  70 300 ˜ 0,038  101 200 ˜ 0,019  113 800 ˜ 0,009 

§ n · 4 ,76 ˜ ¨ ¦ VОi ˜ ri ¸ ¨ ¸ 2 ©i 1 ¹

"

V㠘 Iп.с



 1,1 ˜14 ˜ 9,6

0,01 ˜  2 ˜ 84,5  2 ˜ 3,8  4 ˜1,9  5 ˜ 0,9  6 ˜ 0,3  0,00124 ˜ 12  2,1 м3Н О / м3г . 2

Объём содержащегося в продуктах сгорания азота определяется по формуле (3.14):

VN 2

0,79 ˜ Vтс  0,01 ˜ N 2

0,79 ˜ 9,6  0,01 ˜ 7,8 7,66 м3N / м3г . 2 39

Объём содержащегося в продуктах сгорания непрореагировавшего кислорода находится по формуле (3.15): VO2

0,21˜  D  1

0,21 ˜ 1,1  1 ˜ 9,6 0,2

˜Vтс

м3О 2

/

м3г .

Объём продуктов сгорания, которые образуются в результате полного сгорания 1 м3 газовой смеси с коэффициентом избытка воздуха = 1,1, определяется по формуле (3.16): вл Vп.с

VCO2  VH 2O  VN2  VO2

1,03  2,1  7,66  0,2

11 м3п.с

/

n

¦

Vгi i 1

˜ c'рi

˜ t'г



VгСН 4

˜ c'СН 4

 VгС2Н6



 VгС4 Н10 ˜ c'С4 Н10  VгС5Н12 ˜ c'С5Н12 ˜ t'г

˜ c'С2 Н 6

 VгС3Н8

˜ c'С3Н8



 0,845 ˜ 2,17  0,038 ˜1,65 

0,019 ˜1,55  0,009 ˜ 1,596  0,003 ˜1,6  0,078 ˜1,042  0,008 ˜ 0,82 ˜16 кДж/м3г .

35 Физическая теплота, вносимая в топочный объём с подогретым воздухом, определяется по формуле (3.23): в qфиз

Vдвл ˜ c"р⠘ t"в

4865 кДж/м3г .

10,8 ˜1,325 ˜ 340

Физическая теплота, подаваемая в топочный объём с газом и воздухом, рассчитывается по формуле (3.21):

qфиз

г в qфиз  qфиз

35  4 865 4900 кДж/м3г .

Калориметрическая температура горения газового топлива с коэффициентом избытка воздуха = 1,1, являющимся оптимальным для большинства применяемых моделей газогорелочных устройств, определяется по формулам (3.19), (3.20): tк

Qнр  qфиз n

¦ Vi ˜ cкpi

Qнр  qфиз к к к к VCO2 ˜ cCO  VH 2O ˜ cH  VN 2 ˜ cN  VO2 ˜ cO 2 2O 2 2

i 1

36 585  4900 1,03 ˜ 2,45  2,1 ˜1,97  7,66 ˜ 1,49  0,2 ˜ 1,57

tк

tт . Действительная температура горения зависит от пирометрического коэф-

фициента. Для термических печей Kпир

2256 qC.

0,75 .

Действительная температура горения газа определяется по формуле (3.26): tд

м3г .

Физическая теплота, вносимая в топочный объём с газовым топливом, вычисляется по формуле (3.22): г qфиз

что калориметрическая температура горения приравнивается к теоретической:

t т ˜ Kпир

2256 ˜ 0,75 1692 qС.

Расчёт теплового баланса печи Целью составления теплового баланса для промышленной печи является определение необходимого расхода газового топлива, который обеспечит надлежащую её работу. Прежде чем приступить к составлению теплового баланса промышленной печи, необходимо составить перечень статей приходов и расходов теплоты в топочную камеру при рабочей температуре в топочной камере t"м согласно уравнению теплового баланса (4.1).

1200 qС

Статьи часовых приходов теплоты в топочную камеру печи 1. Часовой приход теплоты с загружаемыми в печь деталями Часовой приход теплоты с загружаемыми в печь деталями определяется по формуле (4.3): Qм'

' Gм ˜ I м

Gм ˜ с'м ˜ t'м

90 ˜ 0,51 ˜16

734 кДж/ч.

Детали выполнены из углеродистой стали марки Ст. 45; теплоёмкость стали при начальной температуре деталей t'м

16 qC, с'м

0,51 кДж/к㠘 град.

2. Часовой приход теплоты с подаваемым в топку воздухом Часовой приход теплоты с подаваемым в топку воздухом определяется по формуле (4.5). Заметим, что часовой расход воздуха, продуктов сгорания и другие часовые расходы теплоты, которые зависят от часового расхода подаваемой на горение газовой смеси, необходимо выражать через часовой расход газовой смеси,

При температурах в топках котлов и печей до 1500 1600 °С степень диссоциации водяных паров невелика, ею можно пренебрегать. Из этого следует,

выделяя единственную неизвестную Vг . Часовой приход теплоты с подаваемым в топочный объём подогретым воздухом может быть определён несколько

40

41

иным выражением: как произведение часового расхода газовой смеси на физическую теплоту подаваемого воздуха в количестве, необходимом для полного сгорания 1 м3 газовой смеси:

Qв'

V⠘ I "в

в V㠘 qфиз

V㠘 4865 кДж/ч.

3. Часовой приход теплоты с газовым топливом Определяется часовой приход аналогичным образом, как приход теплоты с подаваемым воздухом, по формуле (4.8): Qг'

г V㠘 qфиз

35 ˜Vг кДж/ч.

4. Часовой приход теплоты, поступающей в результате прохождения химических реакций горения газового топлива Приход теплоты в результате прохождения химических реакций горения газового топлива вычисляется по формуле (4.9): Qхт

V㠘 Qнр

36 585 ˜Vг кДж/ч.

Статьи часовых расходов теплоты из топочной камеры печи

3. Часовой расход теплоты, затрачиваемый на компенсацию теплопотерь через ограждающие конструкции печи Такой расход теплоты определяется по формуле (4.16): Q5 k ˜ F ˜  tк  tн 7,0 ˜12,4 ˜ 1200  18 102 600 кДж/ч. 4. Часовые потери теплоты вследствие химической неполноты сгорания газового топлива При правильной наладке газогорелочных устройств печи химического недожога топлива не происходит:

Q3

5. Часовые потери теплоты через открытые загрузочные окна в виде тепловой лучистой энергии, выбивающейся в момент загрузки и выгрузки деталей Эти потери теплоты определяются по формуле (4.17): 4

Qл

Q"м

Gм ˜ I "м

Gм ˜ с"м ˜ t"м

90 ˜ 0,51 ˜1200 55 080 кДж/ч.

2. Часовой расход теплоты, уносимый из камеры сгорания с отходящими газами Этот расход теплоты определяется по формуле (4.14): Q2

Gп.с ˜ I "п.с

n

i 1

 VN 2 ˜ c"N 2  VO 2 ˜ c"O 2  0,2 ˜ 1,51 ˜1200

 ˜t



V㠘 ¦ Vi ˜ с"рi ˜ t"п.с " п.с



V㠘 VCO2 ˜ c"CO 2  VH 2 O ˜ c"H 2O 

V㠘 1,03 ˜ 2,355  2,1 ˜1,78  7,66 ˜1,42 

20 810 ˜ Vг кДж/ч. 42

4

§ Tд · 20,8 ˜ ¨ ¸ ˜ F ˜Ф˜ψ © 100 ¹

1. Часовой расход теплоты с нагретыми до температуры термообработки деталями, выгружаемыми из печи Часовой расход теплоты с нагретыми до температуры термообработки деталями, выгружаемыми из печи, определяется по формуле (4.12):

0 кДж/ч .

§ 1473 · 20,8 ˜ ¨ ¸ ˜ 0,188 ˜ 0,7 ˜ 0,1 12 887 кДж/ч; © 100 ¹ 1  M 1  0,4 Ф 0,7. 2 2

6. Часовой расход теплоты, требуемый для компенсации неучтённых потерь теплоты Такой расход теплоты принимается в размере 10 15 % от общего прихода теплоты в печь: Qнеуч

 0,10 y 0,15 ˜  Q"м  Q5  Qл

0,12 ˜  55 080  102 600  12 887

20 468 кДж/ч. Приравняв найденные суммы статей приходов с расходами теплоты в печи

согласно уравнению теплового баланса

¦ Qпр ¦ Qрасх , определяют необхо-

димый расход газового топлива Vг : 734  4865 ˜Vг  35 ˜ Vг  36 585 ˜ Vг

Vг

55 080  20 810 ˜Vг  102 600  12 887  20 468;

55 080  102 600  12 887  734  20 468 4865  35  36 585  20 810 43

9,2 м3 /ч.

После определения необходимого расхода газовой смеси Vг находят численные значения всех составляющих статей прихода и расхода теплоты. Все найденные значения сводим в сводную балансовую таблицу: Статьи прихода теплоты ОбозначеНаименование статей ние Приход теплоты с металлом Q'

Величина

Ед. измерения

740

кДж/ч

Qв'

44 760

кДж/ч

Qг'

320

кДж/ч

Qхт

336 580

кДж/ч

прих Qобщ

382 340

кДж/ч

Q"м

55 080

кДж/ч

Q2

191 450

кДж/ч

Q5

102 600

кДж/ч

Qл

12 890

кДж/ч

м

Приход теплоты с подаваемым воздухом Приход теплоты с газовым топливом Приход теплоты в результате сгорания газового топлива

Статьи расхода теплоты Расход теплоты с нагретым металлом Расход теплоты с продуктами сгорания газа Расход теплоты, затрачиваемый на компенсацию теплопотерь через ограждающие конструкции печи Расход теплоты, затрачиваемый на компенсацию потерь в виде лучистой энергии, теряемой во время загрузки и выгрузки материала из открытых загрузочных дверец печи Неучтённые потери

' Q"м  Qм ˜100 % V㠘 Qнр

Qнеуч

20 470

кДж/ч

расх Qобщ

382 490

кДж/ч

55 080  734 ˜100 % | 16 %. 336 580 44

прих Qраб.п Qобщ  Q2 382 340  191 450 190 890 кДж/ч. Коэффициент использования химической энергии топлива вычисляется по формуле (4.22): Qраб.п 190890 ηи.т 0,57. V㠘 Qнр 336 580

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ В результате составления теплового баланса промышленной термической печи, работающей на газовом топливе, мы определили, что для создания температуры t"м , необходимой для осуществления термической обработки металлических деталей, выполненных из Ст. 45, следует обеспечить расход газового топлива через горелочные устройства печи Vг = 9,2 м3/ч. При данном расходе температура в печи будет поддерживаться в пределах 1200 °С. При этих условиях работы термический КПД печи т составит всего 16 %, а коэффициент использования газового топлива – 0,3, что говорит о необходимости принятия мер по утилизации выбрасываемой теплоты с последующим её использованием.

Глава 5. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ НИЗШЕЙ ТЕПЛОТЫ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА 5.1. Использование вторичных энергоресурсов

Невязка теплового баланса: 382 490  382 340 Δ ˜100 % | 0,04 %. 382 490 Термический КПД промышленной печи определяется по формуле (4.21): ηт

Количество теплоты, отдаваемой продуктами сгорания до выхода из рабочего пространства печи, определяется по формуле (4.24):

Тепловая эффективность пламенных нагревательных печей (в том числе газовых) очень невелика. Например, в методических нагревательных печах, где температура в рабочем пространстве печи составляет 1300 1400 °С, температура уходящих газов очень велика: порядка 800 1000 °С, в результате потери теплоты с уходящими газами достигают 30 45 %, а эффективность полезно использованной теплоты, затраченной на нагрев заготовок, составляет всего 30 35 %. В кузнечных камерных печах температура в рабочем пространстве такая же, как и в методических, а темпера45

тура уходящих газов значительно выше 1200 лоты с уходящими газами в кузнечных печах достигают 55 65 %, тем самым эффективность использования теплоты всего 10 15 %. Рассмотренные примеры указывают на чрезвычайно низкий КПД промышленных печей, который приводит к огромному перерасходу газового топлива. Q п.т Q г.д Рекуператив. теплообменник Регенератив. теплообменник

Qх.т Qф.т Qф.в

Q о.г

QIу.г

Qн.т

I

Qу.г

Qн.т

QIу.г

I ступень

Котёл-утилиз. Контактный теплообменник Сушильная установка

Qн.т

I

Qу.г

Qн.т

I

Qу.г

Qн.т

Контактный теплообменник

II Qу.г

Qн.т

Q5

III Qу.г

III ступень

Qн.т

I

Qу.г

Сушильная установка

Рис. 2. Схема возможного ступенчатого использования тепловой энергии в промышленных печах

На рис. 2:

Qф.в – физическая теплота, подаваемая с наружным воздухом, кДж/ч; Qф.т – физическая теплота, подаваемая топливом, кДж/ч; 46

Q5 – теплота, теряемая печью за счёт теплопотерь через наружные ограждения, кДж/ч; Qо.г – теплота, выносимая из топки печи с отходящими продуктами сгорания, кДж/ч;

Qп.т – теплота, вносимая в печь с подогретым топливом, кДж/ч; Qг.д – теплота, вносимая в топку с подогретым воздухом (горячее

дутьё), кДж/ч; Qн.т – теплота, отводимая с нагретым теплоносителем, кДж/ч; I Qу.г – теплота, выносимая с уходящими газами после первой сту-

пени, кДж/ч;

III Qу.г – теплота, выносимая с уходящими газами после третьей сту-

II ступень Контактный теплообменник

Qг.п – теплота, теряемая из-за выгрузки горячей продукции, кДж/ч;

пени, кДж/ч;

Q5

II

Qу.г

Qш.о – теплота, теряемая из-за выгрузки горячего шлака, кДж/ч;

II Qу.г – теплота, выносимая с уходящими газами после второй сту-

Q5

Q5

Q г.п

Q ш.о

Промышл. печь

Qн.т

Qх.т – химическая теплота топлива, кДж/ч;

пени, кДж/ч. Для повышения эффективности использования газового топлива в печах может быть применен ряд мероприятий: подогрев воздуха, идущего на горение, увеличение степени использования пода печей, уплотнение печей, улучшение изоляции стен и сводов, автоматизация теплового режима, повышение температуры в рабочей камере и пр. Для более полного использования теплоты сгорания природного газа, повышения КПД и коэффициента использования топлива применяются различные схемы ступенчатого использования теплоты продуктов сгорания газового топлива. Схемы возможной ступенчатой утилизации теплоты отходящих газов промышленной печи показаны на рис. 2. 47

В частности, для снижения огромных потерь теплоты с уходящими газами используют низкотемпературные теплоутилизаторы (различные теплообменные аппараты): рекуперативные теплообменники (рекуператоры), регенеративные теплообменники (регенераторы), контактные теплообменники (смесительные теплообменники). Теплообменными аппаратами называют устройства, предназначенные для передачи теплоты от более нагретого теплоносителя к менее нагретому. Они широко применяются в различных областях техники. По способу передачи теплоты различают контактные и поверхностные теплообменные аппараты. В контактных теплота передается в результате непосредственного контакта (смешения) двух теплоносителей. Поверхностные теплообменные аппараты разделяют на рекуперативные, регенеративные и конденсационные. В рекуперативных теплота передается от одного теплоносителя к другому через разделяющую их твердую стенку; в регенеративных – следующим образом: стенка, являющаяся массивным теплоаккумулирующем телом, находится попеременно в контакте то с горячим, то с холодным теплоносителем, передавая теплоту от первого ко второму; в конденсационных происходит рекуперативный теплообмен между пластинами и трубной поверхностью теплообменника, в результате того, что продукты сгорания переохлаждаются ниже точки росы, на теплообменных поверхностях конденсационного теплообменника происходит конденсация влаги. В конденсационных теплообменниках отбирается скрытая теплота конденсации водяных паров, поэтому расчёт теплового баланса промышленной установки с установленными конденсационными теплообменниками ведётся по высшей теплоте сгорания топлива.

раторах в качестве греющего теплоносителя используются продукты сгорания промышленных печей, а в качестве нагреваемого теплоносителя могут применяться газы, пары и капельные жидкости. Отобранная рекуператором теплота может использоваться непосредственно в самих печах на подогрев воздуха, идущего на горение, подогрев топлива (для газового топлива, как правило, не применяется) или вне печи. Например, в теплообменном аппарате нагревается наружный воздух, который затем, становясь сушильным агентом, подаётся в камеру сушильной установки, или вода, применяемая в качестве теплоносителя для производственных и непроизводственных целей. Использование тепла отходящих газов для подогрева воздуха, идущего на горение, является одним из наиболее эффективных способов повышения экономичности печей. В современных реку-

Наибольшее распространение при утилизации теплоты отходящих газов промышленных печей получили поверхностные рекуперативные теплообменные аппараты. В утилизационных рекупе-

родного газа, до 250 300 °С экономия топлива составляет 15 25 %. В нагревательных печах (за исключением печей скоростного и безокислительного нагрева) подогрев воздуха применяют только для экономии топлива, так как необходимая температура (1300 1400 °С) развивается в них и при сжигании природного газа в смеси с холодным воздухом. Целесообразные температурные пределы подогрева воздуха определяются технико-экономическими показателями. Так, подогрев воздуха до t < 100 °С нецелесообразен, потому что затраты на сооружение и эксплуатацию рекуператора не окупятся экономией топлива. Верхний предел температуры подогрева воздуха обычно принимают 300 400 °С, так как дальнейшее её повышение приводит к резкому увеличению стоимости рекуператора (из-за использования дорогостоящих жаропрочных сплавов), кроме того, усложняется эксплуатация горелок и снижается срок службы кладки печи. Возможен подогрев не только воздуха, но и газа, однако при сжигании природного газа подогрев обычно не применяют. Это объясняется, во-первых, малым количеством газа в газовоздушной смеси (~ 10 %) и, во-вторых, тем, что при подогреве до t > 300 °С природный газ начинает разлагаться с выделением

48

49

5.2. Рекуперативные теплообменные аппараты

свободного углерода, который загрязняет поверхности нагрева теплообменника (происходит крекинг газа). ного воздуха изменяется в широких пределах от 200 300 до 1100 1300 °С. Но исходя из конструкционных возможностей материалов, из которых изготавливаются теплообменники, целесообразно установить некоторую рациональную шкалу темпераня: 300 400, 700 800 и 1000 1300 °С. Нагрев дутья до 300 400 °С осуществляется в трубчатых рекуператорах из обычной углеродистой стали. Этот уровень дает наиболее заметный прирост эффективности использования теплоты в топочных парогенераторах и при умеренной температуре выдаваемого технологического продукта. Нагрев дутья до 700 800 °С – это диапазон температур воспламенения всех топлив, чем и определяется возможность значительной интенсификации горения. Температурой до 800 °С исчерпываются конструкционные возможности специальных сталей, но еще не оправдано применение керамических теплообменников, значительно менее эффективных по удельной теплопроизводительности и эксплуатационной газоплотности. Нагрев дутья до 1000 1300 °С технологически необходим в плавильных ванных печах реверсивного типа, для плавки чугуна в доменных печах, а также для скоростного нагрева слитков перед обработкой. В теплообменниках в этом случае применяют огнеупорные керамические материалы. Отрицательными моментами использования таких теплообменников являются интенсивное шлакование и разъедание керамических материалов плавильным уносом и малая удельная производительность при плохой газоплотности. 5.3. Основы расчёта рекуперативных теплообменных аппаратов для промышленных печей Конструкции теплообменных аппаратов весьма разнообразны, однако существует общая методика теплотехнических расчё50

тов, которую можно применить для частных расчётов в зависимости от имеющихся исходных данных. Существуют два типа расчётов: конструкторский (проектный) и поверочный. Конструкторский расчёт выполняется при проектировании теплообменного аппарата. Целью расчёта является определение поверхности теплообменного аппарата и его конструктивных размеров. Конструкторский расчёт состоит из теплового (теплотехнического), гидравлического и механического расчётов. Поверочный расчёт производится с целью установить возможности имеющихся или стандартных аппаратов для необходимых технологических процессов. При поверочном расчёте заданы размеры аппарата и условия его работы; требуется определить конечные параметры теплоносителей и теплопроизводительность аппарата. В некоторых случаях при таком расчёте теплопроизводительность аппарата является заданной, а требуется определить, например, расход и начальную температуру одной из сред. В нашем случае, мы будем выполнять тепловой расчёт теплообменного аппарата. Для выполнения теплового расчёта рекуперативного теплообменного аппарата необходимо иметь следующие исходные данные: 1) вид греющего теплоносителя (пар, газ или жидкость); 2) теплопроизводительность аппарата, расход, начальную и конечную температуру одного из теплоносителей; 3) вид и начальную температуру нагреваемого теплоносителя. Требуется определить: 1) физические параметры и скорости движения теплоносителей; 2) расход нагреваемого теплоносителя из уравнения теплового баланса; 3) среднелогарифмическую разность температур (её называют также движущей силой процесса теплообмена); 4) коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи; 5) поверхность теплообмена. 51

Для выполнения теплового расчёта должны быть известны часовые расходы нагреваемой и греющей жидкостей V1, V2, их температуры на входе t1' , t2' и выходе t1" , t"2 и удельные теплоемкости при постоянном давлении c p1 , c p2 ; искомой величиной является площадь теплопередающей поверхности F. Допустим, что греющим теплоносителем являются продукты сгорания промышленной печи и что процесс передачи теплоты в рекуперативном теплообменнике стационарный (установившийся), т. е. не изменяющийся во времени. В этих условиях для определения необходимой теплопередающей поверхности F рекуперативного теплообменного аппарата можно использовать известное уравнение теплового баланса для любой тепловой установки (4.1). Раскрывая статьи прихода и расхода теплоты, записываем уравнение теплового баланса в общем виде для рекуперативного теплообменника:

Qисп

Qпер  Q5 ,

Qпер – расход теплоты, полезно используемый (расход теплоты, передаваемой нагреваемому теплоносителю) в рекуперативном теплообменнике, кДж/ч; Q5 – расход теплоты, теряемый в результате теплопотерь черезз наружные ограждения теплообменника, кДж/ч. Часовой расход теплоты, используемой в рекуперативном теплообменнике, кДж/ч, определяется по формуле Qисп

W1

G1 ˜ c p1 V1 ˜ U1c ˜ c p1 ,

(5.3)

где G1 – массовый расход греющего теплоносителя, кг/ч; c p1 – средняя удельная массовая теплоёмкость греющего теплоносителя в области температур t1' и t1" , кДж/кг град. I1'

c'р1 ˜ t1' ;

(5.4)

I1"

c"р1 ˜ t1" ,

(5.5)

где c'р1 , c"р1 – удельные массовые теплоёмкости продуктов сгорания при постоянном давлении и температурах t1' и t1" соответственно, кДж/кг град. Данные величины зависят от температуры и состава продуктов сгорания; t1' , t1" – начальная и конечная температуры греющего теплоносителя, °С. n

V ˜ cic1 ; п.с ˜ Uci1

(5.6)

V ˜ cicc1 , п.с ˜ Ucic1

(5.7)

ccp1

¦ V пi

ccpc1

¦ V пi

(5.2)

где V1 – объёмный часовой расход греющего теплоносителя (продуктов сгорания), м3/ч; 52

W1 – водяной эквивалент, кДж/ч град.

(5.1)

где Qисп – расход теплоты, используемый в рекуперативном теплообменнике, кДж/ч;

V1 ˜ U1c ˜ I1c  I1cc W1 ˜ t1c  t1cc ,

I1' , I1" – начальная и конечная энтальпия греющего теплоносителя, кДж/кг; U1c – средняя плотность продуктов сгорания при температуре t1' , кг/м3;

i 1 n

i 1

53

где Vi – объёмная доля i-го компонента, входящего в состав продуктов сгорания, м3 /м3п.с . Состав и объёмные доли определяются по уравнениям материального баланса горения газов (см. формулы (3.12)–(3.15); п – полный объём влажных продуктов сгорания газа, м3/м3. НаVп.с ходится по формуле (3.16);

с'i1 , с"i1 – удельные объёмные теплоёмкости i-го компонента, входящего в состав продуктов сгорания, кДж/м3 град, при постоянном давлении и температуре t1' и t1" соответственно. Определяется по таблицам справочной литературы или по табл. 1 прил. II; U'i1 , U"i1 – плотности i-х компонентов, входящих в состав продуктов сгорания, кг/м , при температуре 3

t1'

и

t1"

соответственно.

Плотность продуктов сгорания при нормальных физических условиях, кг/м3, n V U10 ¦ пi ˜ Ui01 , (5.8) i 1 Vп.с где Ui01 – плотности i-х компонентов, входящих в состав продуктов сгорания, при нормальных физических условиях, кг/м3. Определяются по таблицам справочной литературы или по табл. 12 прил. II. U1'

U"1

273 ˜U10 ; 273  t1' 273 ˜ U10 . 273  t1"

54

c p1

2

,

(5.11)

где c'р1 , c"р1 – удельные массовые теплоёмкости продуктов сгорания при постоянном давлении и температуре t1' и t1" соответственно, кДж/кг град. Данные величины зависят от температуры и состава продуктов сгорания и определяются по формулам (5.6), (5.7). Часовой расход теплоты, полезно используемой в теплообменнике (переданной нагреваемому теплоносителю), кДж/ч, находится по формуле Qпер



G2 ˜ I "2  I 2'







W2 ˜ t"2  t2' ,

(5.12)

где G2 – массовый расход нагреваемого теплоносителя, кг/ч; I 2' , I "2 – начальная и конечная энтальпия нагреваемого теплоносителя, кДж/кг. Определяется по формулам (5.4), (5.5); W2 – водяной эквивалент нагреваемого теплоносителя, кДж/ч град; t'2 , t"2 – начальная и конечная температура нагреваемого теплоносителя, °С; W2

(5.9)

G2 ˜ c2 ,

(5.13)

где c2 – средняя теплоёмкость нагреваемого теплоносителя в об(5.10)

Средняя теплоёмкость продуктов сгорания c p1 в области температур t1' и t1" , кДж/к㠘 град , вычисляется по формуле ле

c'p1  c"p1

ласти температур t'2 и t"2 , кДж/кг град. Если в теплообменникее нагревается вода при атмосферном давлении, то теплоёмкость воды в области температур от 0 до 100 °С меняется незначительно, поэтому можно принимать c2

4 ,19 кДж/к㠘 град . 55

Часовой расход теплоты на компенсацию теплопотерь в окружающую среду через теплоограждения теплообменника, кДж/ч, Q5





V1 ˜ U1' ˜ I1'  I1" ˜ 1  K ,

(5.14)

где K – коэффициент полезного действия теплообменника. Уравнение теплового баланса для рекуперативных теплообменников в развёрнутом виде будет выглядеть следующим образом:









V1 ˜U'1 ˜ I1'  I1" ˜ K G2 ˜ I 2"  I 2' .

(5.15)

Полезно используемая теплота с известной величиной расхода передаётся нагреваемому теплоносителю через рекуперативную поверхность (стенки трубок), которые должны обеспечивать пропуск теплоты с заданным расходом Qпер , кДж/ч. Qпер

k ˜ F ˜ 'tср ,

(5.16)

где k – коэффициент теплопередачи от греющего теплоносителя к нагреваемому, кДж/м2 ч град; F – площадь теплопередающей поверхности труб теплообменника, м2;

'tср – среднелогарифмическая разность температур греющегоо и нагреваемого теплоносителя, °С. Подставляя уравнения (5.2), (5.14) и (5.16) в уравнение (5.1) и выражая F, получаем уравнение для определения площади теплопередающей поверхности теплообменника: F









G1 ˜ I1'  I1" ˜ K

W1 ˜ t1'  t1" ˜ K

k ˜ 'tср

k ˜ 'tср

или, что то же самое, 56

(5.17)

F



G2 ˜ I 2"  I 2'



k ˜ 'tср



W2 ˜ t"2  t'2 k ˜ 'tср

.

(5.18)

Среднелогарифимическая разность температур греющего и греемого теплоносителя 'tср вычисляется по формуле

'tср

'tб  'tм , 'tб ln 'tм

(5.19)

где 'tб и 'tм – больший и меньший температурные напоры между первичными и вторичными теплоносителями на концах теплообменника. Зависят от характера изменения температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена. На рис. 3 представлены графики изменения температур для трёх возможных соотношений теплоёмкостей и массовых расходов теплоносителей. Величину 'tср называют среднелогарифмическим температурным напором. Если величины 'tб и 'tм незначительно отличаются друг уг от друга и их отношение 'tб / 'tм d 1,7 , то средний температурный напор можно приближенно определить из выражения среднеарифметического температурного напора 'tср |

'tб  'tм . 2 57

(5.20)

t1'

"

t2 t1'

F Прямоток С1 > С2

t t "2' t1

'tм 'tmax

't м

t'2

t"2

P

' t2

t"1 Противоток С1 > С2 ' t2

F

t

t

(5.21)

Gt1 , Gt2

(5.22)

'tmax – максимально возможный перепад температур на концах теплообменника, °С. Величина Р представляет собой отношение степени нагрева

F

Прямоток С1 < С2

t1'  t1" t"2  t'2

Gt2 , 'tmax

где Gt1 и Gt2 – приращения температур холодного и горячего теплоносителя, °С;

t '2 F

' t2

t"2  t'2 t1'  t'2

R

t"1

t"2

Gtб

Противоток С1 < С2

нагреваемого теплоносителя Gt2 к максимально возможному пеGtб

дения греющего теплоносителя Gt1 к степени нагрева нагреваемо-

'tм

'tм

't б

Gtб

репаду температур 'tmax , величина R – отношение степени охлаж't max

'tm ax = 'tб

"

t"2t1

Gtб

t

t1"

tм

'

t1

t"1

t"2

'tб

't max

t"1

t'2

'tmax = 'tб

t

Расчёт среднелогарифмической разности температур для сложных схем движения теплоносителей производят следующим образом: а) определяют температурный напор по формуле (5.19); б) находят вспомогательные величины по формулам

'tб = 't м = 't

t1'

Противоток С1 = С2

Gtм

t

'tм

't max = 't б

t1'

Прямоток С1 = С2

Gtм

F

Gtм

F Рис. 3. Графики изменения температур греющего и нагреваемого теплоносителей в рекуперативном теплообменнике

Формулы (5.19) и (5.20) справедливы для простейших схем аппаратов при условии постоянства массовых расходов теплоносителей и коэффициентов теплопередачи вдоль всей поверхности теплообмена, что определяется стационарным температурным режимом. 58

го теплоносителя Gt2 . В зависимости от величин P и R из графических зависимостей определенных конструкций теплообменника, приведённых в прил. III, определяют, как показано на рис. 4, поправку H 't

f  P, R .

Средний температурный напор для определённой конструкции теплообменника определяется по формуле

'tср

'tср.прот ˜H 't , 59

(5.23)

где 'tср.прот – среднелогарифмический температурный напор. Определяют по формуле (5.19), как для теплообменника простейшей конструкции с одной трубой, работающего в противоточном режиме; H 't – поправочный коэффициент, являющийся функцией температур на входе в теплообменник и выходе из него и взаимной ориентации направлений потоков жидкостей. Определяется по прил. III в зависимости от конструкции теплообменника и движения теплоносителей.

H't 1,0

материала на его изготовление наименьшими. Кроме того, при осуществлении противоточной схемы движения теплоносителей можно получить более высокую конечную температуру t"2 , чем при прямоточной схеме; t"2 может стать даже выше температуры t1" греющей жидкости на выходе, что при прямоточной схеме движения теплоносителей невозможно. Однако существуют условия, при которых противоточная схема движения теплоносителей теряет свои преимущества перед прямоточной, они обе оказываются равноценными. Вот эти условия: значения водяных эквивалентов греющего и нагреваемого теплоносителя резко различаются, т. е. либо W1 !! W2 , либо, наоборот, W1  W2 ; средний температурный напор 'tср значительно превышает полное изменение температуры

0,9

R = 0,2

0,8

греющей Gt1

А

0,8

R =2

p

0,6 0,02

0,04

0,06

0,08

0,10

Рис. 4. Схема определения поправки H't по графику зависимости H 't

f  P, R

Противоточная схема является наиболее эффективной по сравнению с прямоточной. Критерием для оценки эффективности служит величина среднего температурного напора 'tср . В противоточной схеме она во многих случаях оказывается больше, чем в прямоточной. Следовательно, необходимая площадь теплопередающей поверхности теплообменника с противоточной схемой движения жидкостей будет меньше, чем с прямоточной, значит, при прочих равных условиях он будет наиболее компактным, а затраты 60

t"2  t2' жидкостей, т. е.

'tср !! Gt1 или 'tср !! Gt 2 .

0,5

0,7

0

t1'  t1" или нагреваемой Gt2

Для того чтобы спроектировать теплообменник с наименьшими затратами материала на единицу переносимой в нем теплоты, нужно выбрать такую компоновку и так организовать движение жидкостей, чтобы поверхность нагрева F была наименьшей. Из формулы (5.17) или (5.18) следует, что для этого нужно добиваться осуществления в теплообменнике наибольших 'tср и k. Коэффициент теплопередачи k представляет собой расчётную количественную величину, характеризующую сложный теплообмен. Он зависит от коэффициента тепловосприятия, коэффициента теплоотдачи, термического сопротивления стенки и загрязнений. Поскольку толщина стенки трубы теплообменника мала по сравнению с её диаметром и термическое сопротивление стенки очень мало, то без большой ошибки при определении коэффициента теплопередачи теплообменника с круглыми трубами, кДж/ч ˜ м 2 ˜ град , можно пользоваться уравнением для плоской стенки 61

1

k

1 Gст 1    Rзагр D в O ст D н

,

(5.24)

D н – коэффициент теплоотдачи от стенки трубок к нагреваемому теплоносителю, кДж/ч м2 град;

Rзагр – термическое сопротивление загрязнения, м2 ч град/кДж. Определяется по таблицам справочника. Для водопроводной реч0,00011 y 0,00017 м 2 ˜ ч ˜ град кДж . Для очищен-

ной водопроводной воды Rзагр

2

0,000056 м ˜ ч ˜ град кДж .

Для расчётов теплообменников величиной термического сопротивления стенки трубки ст / ст, кДж/м 2 ˜ ч ˜ град , обычно пренебрегают вследствие её очень малого значения, поэтому формула (5.24) принимает вид k

1 . 1 1   Rзагр Dв Dн

Nu 㠘 O г , (5.26) dэ где Nu г – критерий Nu (Нуссельта). Это безразмерная величина, характеризующая интенсивность процесса теплообмена, зависящая как от режима движения теплоносителя, так и от характера омывания теплообменных поверхностей греющим теплоносителем; Dв

где Dв – коэффициент тепловосприятия от продуктов сгорания к стенке трубки теплообменника, кДж/ч м2 град; – толщина стенки трубки теплообменника, м; – коэффициент теплопроводности материала трубок теплообст менника, кДж/ч м град;

ной воды Rзагр

Коэффициент тепловосприятия, кДж/м 2 ˜ ч ˜ град , определяется из уравнения

(5.25)

Определение коэффициента тепловосприятия

O г – коэффициент теплопроводности для греющего теплоносителя, кДж/м ч град. Определяется по таблицам справочной литературы в зависимости от температуры и вида греющего теплоносителя. Для продуктов сгорания газового топлива O г принимается по табл. 2 прил. II; dэ – эквивалентный диаметр смоченной тепловоспринимающей поверхности трубок, омываемых греющим теплоносителем, м. Для теплообменников с круглыми трубками эквивалентный диаметр смоченной тепловоспринимающей поверхности равен наруж-

ному диаметру трубок теплообменника: d э dн . Для омываемых теплоносителем снаружи сечений трубок, отличных от круглого сечения (квадратного, прямоугольного и других сечений), эквивалентный диаметр dэ вычисляется по формуле dэ

4˜ f , P

(5.27)

редачи от газов к стенке трубки теплообменника) Dв используютт критериальные уравнения теплопередачи.

где f – площадь поперечного сечения трубки, определяемая по наружной смоченной поверхности, м2; P – периметр наружной смоченной поверхности, м. Критерий Re (Рейнольдса) характеризует режим движения жидкости и находится по формуле

62

63

Для определения коэффициента тепловосприятия (теплопе-

Reг

w㠘 d э , Qг

(5.28)

Nu г

где wг – скорость греющего теплоносителя, м/с; d э – эквивалентный диаметр смоченной тепловоспринимающей поверхности трубки, омываемой греющим теплоносителем, м; Q г – коэффициент кинематической вязкости греющего теплоносителя, м2/с. Критерий Nu (Нуссельта) определяется из следующих далее условий. При поперечном омывании продуктами сгорания коридорных пучков труб с углом атаки 90°:

при Re г  1 ˜ 103 Nu г при Reг ! 1˜10

§ Pr · 0,56 ˜ Reг0,50 ˜ Prг0,36 ˜ ¨ г ¸ © Prс ¹

при Reг  1˜103

0,25

;

(5.29)

3

0,25

0,56 ˜ Reг0,50

˜ Prг0,36

§ Pr · ˜¨ г ¸ © Prс ¹

0,40 ˜ Reг0,60

˜ Prг0,36

§ Pr · ˜¨ г ¸ © Prс ¹

;

(5.33)

.

(5.34)

при Reг ! 1 ˜103 Nu г

0,25

Для воздуха зависимости (5.33) и (5.34) упрощаются: при Reв  1 ˜103 Nu в

0,49 ˜ Reв0,50 ;

(5.35)

Nu в

0,35 ˜ Reв0,60 ,

(5.36)

при Reв ! 1 ˜103

При поперечном омывании шахматных пучков труб с углом атаки 90°:

где Reг – критерий Re. Определяет гидромеханическое подобие течения греющего теплоносителя; Prг – критерий теплофизических констант греющего теплоносителя, вычисленный при его средней температуре; Prс – критерий теплофизических констант греющего теплоносителя, рассчитанный при средней температуре стенки трубки; Re в – критерий Re. Определяет гидромеханическое подобие течения воздуха (если в качестве греющего теплоносителя используется воздух). Поскольку в критерий Pr входят лишь постоянные физические величины, меняющиеся только от вида и температуры теплоносителя, то его обычно определяют по таблицам справочной литературы или применительно к продуктам сгорания газа по табл. 2 прил. II в зависимости от средней температуры греющего тепло-

64

65

Nu г

0,22 ˜ Reг0,65

˜ Prг0,36

§ Pr · ˜¨ г ¸ © Prс ¹

0,25

.

(5.30)

Для воздуха зависимости (5.29) и (5.30) упрощаются: при Reв  1 ˜103 Nu в

0,49 ˜ Re 0,50 в ;

(5.31)

Nu в

0,194 ˜ Re в0,65 .

(5.32)

при Re в ! 1 ˜103

 t  t / 2 ; для греющего теплоносителя и средней температуры нагреваемого теплоносителя t t  t / 2 для на-

г носителя tср

' 1

" 1

н ср

' 2

" 2

греваемого теплоносителя. Критерий Pr для любого вида теплоносителя может быть вычислен также по формуле Pr

Re Pe

Q , a

w ˜ dэ , a

ки теплообменника Dв по выражению (5.26). Тепловой поток, передаваемый от греющего теплоносителя 2 к стенке трубки теплообменника, кДж/м ˜ ч , определяется по формуле

(5.37)

где Re – критерий Рейнольдса; Pe – критерий Пекле; Q – коэффициент кинематической вязкости теплоносителя. Определяется по таблицам справочной литературы в зависимости от температуры и вида теплоносителя или применительно к продуктам сгорания газа по табл. 2 прил. II либо как отношение коэффициента динамической вязкости теплоносителя к его плотности Q P U при средней температуре теплоносителя; a – коэффициент температуропроводности. Находится по таблицам справочной литературы или применительно к продуктам сгорания газа по табл. 2 прил. II либо как отношение коэффициента теплопроводности теплоносителя к произведению теплоёмкости при средней температуре теплоносителя на его плотность: a O c ˜U . Критерий Pe определяется из соотношения

Pe

После определения критерия Nu вычисляем коэффициент тепловосприятия омываемой греющим теплоносителем стенки труб-

(5.38)

qг oст

г tср  tст , 1 Dв

(5.39)

г где tср – среднеарифметический температурный напор, определя-

емый как полусумма температур греющего теплоносителя на вхог де и выходе из теплообменника: tср

t  t / 2 , °С; ' 1

" 1

tст – средняя температура стенки трубки теплообменника, °С. Находится методом подбора.

Определение коэффициента теплоотдачи Значение коэффициента теплоотдачи от стенок труб к нагре2 ваемому теплоносителю, кДж/м ˜ ч ˜ град , вычисляется по аналогичной формуле Nu н ˜ O н Dн , (5.40) dэ

где Nu н – критерий Nu;

dэ – эквивалентный диаметр смоченной поверхности трубки теплообменника.

Oн – коэффициент теплопроводности нагреваемого теплоносителя, кДж/ч м град. Определяется по таблицам справочной литературы или по табл. 2 прил. II для сухого и влажного воздуха и табл. 11 прил. II для воды;

66

67

где w – скорость течения теплоносителя, м/с;

справочной литературы или по табл. 4 прил. II в зависимости от критерия Re и отношения l d . Следует обратить внимание на сомножитель, представляющий собой отношение критериев Прандтля Prс Prн в формулах (5.41) и (5.42). В связи с тем, что теплота передаётся от стенки к нагреваемому теплоносителю, коэффициент отношений теплофизических констант нагреваемого теплоносителя, вычисленного при температуре стенки трубки и при температуре нагреваемого теплоноси-

d э – эквивалентный диаметр смоченной поверхности трубки теплообменника, м. В этом случае эквивалентный диаметр смоченной поверхности трубки рассчитывается с учётом того, что нагреваемый теплоноситель омывает внутреннюю поверхность трубки. Это означает, что при его определении не учитывается толщина стенки трубки теплообменника. В указанных формулах критерий Nu находится для несколько иных условий движения теплоносителя. Ранее в формулах для определения коэффициента тепловосприятия критерий Nu вычислялся при условии, что греющий теплоноситель омывал поверхности трубок поперёк, т. е. угол атаки равнялся 90°. Выражения для определения критерия Nu (5.41) и (5.42) записаны при условии продольного омывания трубопроводов нагреваемым теплоносителем, т. е. для угла атаки 0°. Для определения режима движения теплоносителя по трубам теплообменника (критерия Re) используют выражение (5.28), но применительно к нагреваемому теплоносителю. Согласно вычисленному режиму движения определяют критерий Nu по одной из приведённых далее формул. При продольном омывании пучков труб теплообменник с углом атаки 0°:

теля, записывается в виде соотношения Prс Prн . Если теплота передаётся от греющего теплоносителя к стенке, коэффициент отношений теплофизических констант греющего теплоносителя, вычисленный при температуре греющего теплоносителя и при тем-

при ламинарном режиме движения Reг  1˜10 4

лоносителю, кДж/м 2 ˜ ч , вычисляется по формуле

Nu н

d· § 1,4 ˜ ¨ Reн ˜ ¸ l¹ ©

0,4

˜ Prн0,33

§ Pr · ˜¨ с ¸ © Prн ¹

0,25

;

(5.41)

при турбулентном режиме движения Reг t 1˜104 Nu н

0,021 ˜ Re н0,80

˜ Prн0,43

§ Pr · ˜¨ с ¸ © Prн ¹

qст oн

н tст  tср , 1 Dн

(5.43)

н – среднеарифметический температурный напор, °С. Опрегде tср

0,25

˜ Hl ,

(5.42)

где Hl – коэффициент, учитывающий изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы. Определяется по таблицам 68

пературе стенки трубок, записывается в виде соотношения Prг Prс . После определения критерия Nu по формуле (5.41) или (5.42) определяют коэффициент теплоотдачи от стенок трубопроводов теплообменника к нагреваемому теплоносителю по формуле (5.40), а затем по формуле (5.25) вычисляют коэффициент теплопередачи от греющего к нагреваемому теплоносителю при условии, что соблюдается равенство тепловых потоков. Тепловой поток, идущий от стенки трубы к нагреваемому теп-

деляется как полусумма температур нагреваемого теплоносителя н на входе и выходе из теплообменника: tср

t

' 2



 t"2 / 2 ;

tст – средняя температура стенки трубки теплообменника, °С. Определяется методом подбора. 69

После определения тепловых потоков от греющего теплоносителя к стенке трубы и от стенки трубки qг oст к нагреваемому теплоносителю qстoн необходимо удостовериться в их равенстве, т. е. тепловой поток, который передаётся от греющих газов к стенке трубки, должен быть равен тепловому потоку, идущему от стенки трубки к нагреваемому теплоносителю. Если в результате оказывается, что тепловой поток, идущий от греющего теплоносителя к стенке трубки, больше теплового потока от стенки трубки к нагреваемому теплоносителю, то необходимо повысить температуру стенки трубки и выполнить расчёт коэффициентов теплоотдачи Dн и тепловосприятия Dв заново. Коэффициенты Dн и Dв считаются определёнными правильно, если соблюдается равенство тепловых потоков qг oст

qст oн .

(5.44)

Далее по выражению (5.17) или (5.18) находят необходимую поверхность теплообмена. Можно подсчитать количество труб проектируемого теплообменника, шт., по формуле N

F , Sтр

(5.45)

где F – площадь теплопередающей поверхности трубок теплообменника, м2; Sтр – площадь теплопередающей поверхности одной трубки теплообменника, м2.

ПРИМЕР РАСЧЁТА Определить необходимую площадь теплопередающей поверхности рекуперативного теплообменного аппарата, работающего на продуктах сгорания промышленной термической печи с температурой t1' 1200 qC , расходом м

V1'

580 м3 ч по схеме противоток (номограмма 3 прил. III). Состав продуктов

сгорания следующий: VN 2 VСO 2

7,66 м3 м 3 , VH 2O

2,1 м3 м3 , VO 2

0,2 м3 м3 ,

1,03 м3 м3 . Теплообменный аппарат нагревает горячую воду, исполь-

зуемую для горячего водоснабжения промышленного предприятия, от t'2

4 qC

до t"2 85 qC . Расход воды в теплообменнике G2 200 л с . Скорость потокаа продуктов сгорания через живое сечение межтрубных каналов теплообменника w 4,5 м с . Наружный диаметр трубок теплообменника dн = 20 мм, внутренний диаметр dв = 16 мм. Ориентировочная длина трубок теплообменника l = 0,5 м. Коэффициент полезного действия теплообменника равен 98 %. Необходимо определить площадь теплопередающей поверхности F рекуперативного теплообменника, конструктивную длину и количество трубок теплообменника при условии, что трубки располагаются в шахматном порядке. РЕШЕНИЕ Из уравнения теплового баланса для рекуперативного теплообменного аппарата (5.15) мы определяем единственную неизвестную – температуру уходящих газов t1" :









V1' ˜U1' ˜ I1'  I1" ˜ K G2 ˜ I "2  I 2' ,









V1 ˜U1' ˜ c'p1 ˜ t1'  c"p1 ˜ t1" ˜ K G2 ˜ c2 ˜ t"2  t'2 , где c'p1 – массовая теплоёмкость продуктов сгорания при температуре t1' . Определяется по формуле (5.6); c"p1 – массовая теплоёмкость продуктов сгорания при температуре t1" . Величина теплоёмкости каждого компонента, входящего в состав продуктов сгорания, принимается по таблицам теплоёмкостей в зависимости от температуры. По-

70

71

скольку продукты сгорания являются сложной газовой смесью, то, зная их состав, можно по формуле (5.7) определить их удельную теплоёмкость c"p1 , пред" варительно задаваясь неизвестной температурой t1 . После определения температуры t1" значение теплоёмкости c"p1 перечитывают с учётом найденной темупературы t1" до тех пор, пока величина c"p1 не будет соответствовать температу-

t1"

. Зная состав продуктов сгорания, определяем плотность при нормальных физических условиях по формуле (5.8):

ре

n

U10

¦

Vi ˜Ui01 i 1 п Vп.с

0 0 VN 2 ˜U0N  VH 2O ˜U0H O  VO2 ˜UO  VCO2 ˜ UCO 2 2 2 2 VN 2  VH 2O  VO 2  VCO 2

7,66 ˜1,25  2,1 ˜ 0,804  0,2 ˜1,43  1,03 ˜1,977 11

кг

1,24

м3

.

Плотность продуктов сгорания при температуре t1' 1200 qC находится по формуле (5.9):

U1'

273 ˜U10 273  t1'

273 ˜1,24 273  1200

0,23

кг м3

.

n

c'р1

i 1 п Vп.с

˜U'1

VN 2 ˜ c'N 2  VH 2O ˜ c'H 2O  VO 2 ˜ c'O2  VCO2 ˜ c'CO2

VN

2



 VH 2O  VO2  VCO2 ˜U1'

7,66 ˜1,42  2,1 ˜1,78  0,2 ˜1,51  1,03 ˜ 2,28 11 ˜ 0,23

6,82

кДж . к㠘 град

Зная, что в теплообменнике продукты сгорания отдают теплоту нагреваемому теплоносителю, предварительно задаваясь температурой греющего теплоносителя на выходе из теплообменника ность по формуле (5.10):

72

t1"

273 ˜U10 273  t1"

273 ˜1,24 273  1050

0,26

кг м3

1050 qC , определяем его плот-

.

По формуле (5.7) находят теплоёмкость продуктов сгорания при температуре t1"

1050 qC : n

c"р1

¦ Vi ˜ с"i1 i 1 п Vп.с

VN 2 ˜ c"N 2  VH 2O ˜ c"H 2O  VO 2 ˜ c"O2  VCO2 ˜ c"CO2

VN

˜U"1

2



 VH 2O  VO2  VCO2 ˜U"1

7,66 ˜1,40  2,1 ˜1,74  0,2 ˜1,48  1,03 ˜ 2,23 кДж 5,93 . 11 ˜ 0,26 к㠘 град Из уравнения теплового баланса (5.15) выражают неизвестную величину t1" – температуру уходящих газов после теплообменника. Уравнение решаем относительно этого неизвестного: t1"



K˜ V1' ˜U1' ˜ c'р1 ˜ t1'  G2 ˜ c2 ˜ t"2  t'2 K˜ V1'



˜U1' ˜ c"p1

0,98 ˜ 580 ˜ 0,23 ˜ 6,82 ˜1200  720 ˜ 4,19 ˜  85  4 0,98 ˜ 580 ˜ 0,23 ˜ 5,93

При известном составе продуктов сгорания по формуле (5.6) определяют теплоёмкость продуктов сгорания на входе в теплообменник:

¦ Vi ˜ с'i1

U"1

Разница между принятой температурой t1" зультате расчёта

t1"

1064 qC.

1050 qC и полученной в ре-

1064 qC по параметрам теплоёмкости и плотности про-

дуктов сгорания, рассчитанных при t1" 1050 qC , оказалась равной 14 °С. Поскольку значения теплоёмкости и плотности продуктов сгорания при разнице температур для продуктов сгорания меняются незначительно, то допускается расчётные параметры принять за истинные. По данным расчёта температуры уходящих газов строим график изменения температур греющего и нагреваемого теплоносителей вдоль поверхностей теплообмена аппарата при противотоке теплоносителей (рис. 5). По графику изменения температур греющего и нагреваемого теплоносителей (см. рис. 5) определяют бульшую и меньшую разности температур между греющим и нагреваемым теплоносителями на концах рекуперативного теплообменника 'tб и 'tм :

'tб

t1'  t"2

1200  85 1115 qC,

'tм

t1"  t'2

1064  4 1060 qС. 73

t 1200 qC

Определение коэффициента тепловосприятия Коэффициент тепловосприятия от нагреваемого теплоносителя к стенке

t1"

t"2

1064 qC

85 qC 4 qC

Gtм = 81 qС

t '2

трубки теплообменника

'tм = 1060 qС

't б = 1115 qС

'tmax = 1096 qС

t1'

Из условия задачи ясно, что скорость потока продуктов сгорания через живое сечение межтрубных каналов w 4,5 м с , а наружный диаметр трубок теплообменника dн = 20 мм.

Gt б = 136 qС

С1 > C2

в

, кДж/м 2 ˜ ч ˜ град , вычисляется по формуле (5.26):

Dк

F

Nu 㠘 O г . dэ

Для труб круглых сечений dн d э . Среднеарифметическая температура греющего теплоносителя (продуктов сгорания) t1'  t1" 1100  1064 1082 qC. 2 2 Среднеарифметическая температура нагреваемого теплоносителя (воды) г tср

Рис. 5. График изменения температуры нагреваемого и охлаждаемого теплоносителя по ходу его движения

Находят среднелогарифмический температурный напор по формуле (5.19): ' tб  ' t м 't ln б ' tм

'tср

1115  1060 1115 ln 1060

1087 qC.

Определяют величину P, представляющую собой отношение степени нагрева холодной среды к максимально возможному перепаду температур, и величину R, представляющую собой отношение степени охлаждения горячей среды к степени нагрева холодной среды, по формулам (5.21) и (5.22):

P

t"2  t'2 t1'  t'2 t1'  t1" t'2  t"2

85  4 1200  4

0,07;

1200  1064 1,67. 85  4 После нахождения констант P и R согласно конструкции нашего теплообR

менника по номограмме 3 прил. III определяют поправочный коэффициент H 't . 'tср

'tср.прот ˜ H 't 74

1087 ˜1 1087 qC.

t'2  t"2 85  4 42,5 qC. 2 2 Коэффициент кинематической вязкости для греющего теплоносителя (продуктов сгорания среднего состава) определяется при их средней температуре н tср

г tср с помощью интерполяции по табл. 2 прил. II. При средней температуре грег ющего теплоносителя tср

1082 qС коэффициент кинематической вязкости

169,7 ˜106 м 2 /с . Критерий Рейнольдса, характеризующий режим движения греющего теплоносителя через конвективный пучок трубок, вычисляется при средней его Qг

г : температуре tср

w㠘 d э 4,5 ˜ 0,02 530. Qг 169,7 ˜106 Согласно найденному значению критерия Re выбирают выражение для расчёта критерия Nu. Reг

При Reг  1000 расчёт производим по формуле

Nu г

§ Pr · 0,56 ˜ Reг0,5 ˜ Prг0,36 ˜ ¨ г ¸ © Prc ¹ 75

0,25

.

Критерий Prг (критерий теплофизических параметров греющего теплоносителя) определяется по табл. 2 прил. II в зависимости от средней температуры г . Для продуктов сгорания, имеющих температуру у греющего теплоносителя tср г tср

1013 qС , критерий Prг 0,58 . Критерий Prс (критерий теплофизических параметров греющего теплоносителя) определяется по табл. 2 прил. II в зависимости от средней температуры ст . стенки теплопередающей поверхности трубы, омываемой теплоносителем, tср Температура стенки находится методом подбора.

ст Задаются средней температурой стенки tср ст лоносителя при tср

83 qС критерий Prc

ния. Для такого режима при продольном омывании труб критерий Nuн определяется по формуле

§ 2,1 · 0,021 ˜ 50790,8 ˜ 4,140,43 ˜ ¨ ¸ © 4,14 ¹

Dв

10,07 ˜ 29,3 ˜102 0,02

147,5

кДж ч ˜ м 2 ˜ град

q

 tст 1 Dв

.

˜ Hl

0,25

˜ 1 20,09.

ср . Для воды пературе стенки внутренней поверхности трубок теплообменника tст

83 qС критерий Prс

Dн

2,1 .

Nu н ˜ O н dэ

42,5 qС равен 2,279 кДж м ˜ ч ˜ град . 30,09 ˜ 0,633 Вт 1190 2 0,016 м ˜qС

4284

кДж ч ˜ м 2 ˜ град

.

Тепловой поток, направляющийся от стенки трубки теплообменника к нагреваемому теплоносителю, q

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде, кДж/ч ˜ м 2 ˜ град ,

Nu н ˜ O н . dэ

н tст  tср 1  Rзагр Dв

83  42,5 1  0,000056 4284

140 147

кДж ч ˜ м2

.

Определяют невязку тепловых потоков:

Критерий Reн, характеризующий режим движения нагреваемого теплоно-

76

4,14 .

Критерий Prc для нагреваемого теплоносителя находится при средней тем-

н средней температуре tср

Определение коэффициента теплоотдачи

сителя по трубкам теплообменника, при его средней температуре

42,5 qС , критерий Prн

Коэффициент теплопроводности нагреваемого теплоносителя Oн при егоо

1082  83 кДж 147 350 . 1 ч ˜ м2 147,5

Dн

н Для воды, имеющей температуру tср

ст при tср

Тепловой поток, направляющийся от газов к стенке, tгср

0,25

0,25

1082 qС равен 29,3 10–2 кДж/м ч град. Nu 㠘 O г dэ

§ Pr · 0,021 ˜ Re н0,8 ˜ Prн0,43 ˜ ¨ с ¸ © Prн ¹

Nu н

0,71 .

0,25

5079.

0,63 ˜ 106

При значении Reкр ! 2 ˜ 103 устанавливается турбулентный режим тече-

83 qС . Для греющего теп-

§ 0,58 · 0,36 § Prг · 0,56 ˜ Re0,5 ˜¨ 0,56 ˜ 5300,5 ˜ 0,580,36 ˜ ¨ 10,07. ¸ 㠘 Prг ¸ Pr © 0,71 ¹ © с¹ Коэффициент теплопроводности греющего теплоносителя г при средней

г температуре tср

0,2 ˜ 0,016

Согласно найденному значению критерия Reн выбирают выражение для расчёта критерия Nuн.

Для греющего теплоносителя

Nu г

wн ˜ d э Qн

Re н

tнср

42,4 qС

'q

147 350  140 147 ˜100 % 147 350

4,8 %.

Погрешность невязки составляет 2 %, что является допустимым, поэтому 77

среднюю температуру стенки теплопередающей поверхности трубок теплообменника можно считать подобранной правильно. Определяют коэффициент теплопередачи по формуле (5.25): k

1 1 1   Rзаг Dв Dн

1 1 1 0,0002   147,5 4284 3,6

141,46

кДж ч ˜ м 2 ˜ град .

Необходимую площадь теплопередающей поверхности рекуперативного теплообменника F находят по формуле (5.17) или (5.18):

F



W1 ˜ t1'  t1"



k ˜ 'tср



W2 ˜ t"2  t'2



580 ˜15,77 ˜ 0,1 ˜ 1200  927

k ˜ 'tср

141,46 ˜1016

1,73 м 2 .

Для обеспечения нагрева воды от температуры 4 до 85 °C с расходом 200 л/с необходимо установить рекуперативный теплообменник, который будет иметь площадь поверхности нагрева F = 1,73 м2. Площадь теплопередающей поверхности одной трубки теплообменника S тр

S ˜ dн ˜ l

3,14 ˜ 0,02 ˜ 0,5

0,0314 м 2 .

Количество трубок теплообменника вычисляют по формуле (5.45): N

F S тр

1,73 0,0314

55 шт.

Глава 6. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ВЫСШЕЙ ТЕПЛОТЫ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА 6.1. Контактные теплообменные аппараты Как известно, все тепловые расчёты промышленных печей, отопительных котлов и других теплоиспользующих установок ведутся по низшей теплоте сгорания топлива, иными словами, при расчёте не учитывается скрытая теплота конденсации водяных паров, которые несут в себе продукты сгорания топлива. Температура уходящих газов большинства типов теплотехнического оборудования, рассчитываемого с учётом низшей теплоты сгорания, 78

принимается в пределах 150 160 °С, а то и выше. При установке рекуперативных и регенеративных теплообменных аппаратов принимать температуру ниже указанного предела невыгодно, поскольку дальнейшее снижение температуры продуктов сгорания увеличивает громоздкость и стоимость теплоутилизационного оборудования. Однако если баланс теплоты сводить по высшей теплоте сгорания топлива, т. е. учитывая скрытую теплоту конденсации водяных паров, содержащихся в отходящих газах (эта теплота составляет около 4190 кДж/м3 сжигаемого природного газа, т. е. 10 12 %), то потери теплоты с этими газами составят в современных котлоагрегатах более 18 %, а в промышленных печах – около 50 %. Потеря теплоты с уходящим сушильным агентом в сушильных установках лежит на уровне потерь промышленных печей вследствие его высокого влагосодержания. Утилизация теплоты отходящих газов различными установками через теплопередающие поверхности не в полной мере соответствует современным требованиям максимально эффективного использования топлива. Особенно это относится к сушильным установкам, из которых продукты сгорания выходят со сравнительно низкой температурой (порядка 100 °С), но с весьма высоким влагосодержанием (близким к 100 %), в результате чего энтальпия этих продуктов иногда находится на уровне энтальпии уходящих из промышленных печей газов с температурой 800 1000 °С. Температура уходящих газов за котлами-утилизаторами промышленных печей составляет 200 300 °С, за отопительными котлами 200 250 °С, а за котлами промышленных и коммунальных предприятий, не оборудованных экономайзерами, еще выше. Снижать эту температуру ниже 120 °C с помощью поверхностных утилизаторов теплоты экономически невыгодно, так как значительно увеличиваются металлоемкость, размер и стоимость теплообменного оборудования. В результате скрытая теплота парообразования всё равно не используется, поскольку для этого необходимо снизить температуру уходящих газов до 50 60 °С. 79

Природный газ при использовании утилизаторов по ряду своих свойств выгодно отличается от всех других видов топлив. Во-первых, газ подавляющего большинства газовых месторождений характеризуется отсутствием серы, что по сравнению с твердым и жидким топливом обеспечивает отсутствие низкотемпературной сернокислотной коррозии металла. Во-вторых, продукты сгорания не содержат каких-либо загрязняющих твердых частиц. В-третьих, эти продукты содержат сравнительно много водяных паров. Названные особенности природного газа и продуктов его сгорания дают возможность применять контактные теплообменники, которые обеспечивают достаточно глубокое охлаждение отходящих газов (до 40 °С) и конденсацию 70 80 % содержащихся в них водяных паров. Применение природного газа допускает прямое использование нагретой контактным способом воды. Повышение КПД установок теоретически на 11 12 %, а практически на 8 9 % только за счет конденсации водяных паров представляется вполне достаточным для широкого практического применения контактных водонагревателей на газовом топливе. Как известно, в поверхностных теплообменниках при применении противотока воду можно нагреть до температуры, близкой к начальной температуре отходящих газов, а в контактных водяных экономайзерах – лишь до так называемой температуры мокрого термометра tм. Эта температура составляет 70 75 °С для экономайзеров, устанавливаемых после промышленных печей, при температуре газов за ними порядка 500 °С и давлении газов, близком к атмосферному; 65 70 °С – для экономайзеров, устанавливаемых непосредственно после промышленных котлов, при температуре газов за ними 350 300 °С; 50 60 °С – для контактных экономайзеров, устанавливаемых за хвостовыми поверхностями нагрева энергетических и крупных промышленных котельных агрегатов, т. е. при температуре газов на входе в контактный экономайзер 120 140 °C.

80

В процессе теплообмена с греющими отходящими газами происходит испарение воды при её температуре выше точки росы tр после достижения водой постоянной температуры tм. При нагреве воды до температуры t < tр парциальное давление водяных паров в газах выше, чем у поверхности воды; поэтому на входе отходящих газов в контактную камеру начинается конденсация водяных паров, содержащихся в продуктах сгорания, и, следовательно, их осушение. Осушение отходящих газов тем интенсивнее и глубже, чем ниже начальная температура воды и больше ее количество, приходящееся на 1 кг газов. В любом случае в контактных экономайзерах происходит одновременно «сухой» и «мокрый» теплообмен, т. е. теплообмен без изменения и с изменением агрегатного состояния воды в зависимости от характера процесса. Применение контактных водонагревателей полностью зависит от соответствия качества нагретой воды требованиям к ней согласно направлениям использования. 6.2. Основы расчёта контактных теплообменных аппаратов Основными целями тепловых расчётов контактных экономайзеров является определение: 1) теплопроизводительности экономайзеров по заданному расходу и параметрам продуктов сгорания на входе и выходе из экономайзера; 2) параметров уходящих газов по заданной теплопроизводительности экономайзера, расходу и параметрам продуктов сгорания на входе в него, расходу и температуре воды; 3) расхода подогреваемой воды и её конечной температуры; 4) объёма контактной камеры, выбора типа и размера насадки; 5) размеров корпуса экономайзера, подводящих и отводящих газоходов, типа дымососа; 6) экономического эффекта от установки экономайзера, и в частности экономии топлива и увеличения коэффициента использования топлива. 81

Теплопроизводительность экономайзера, кДж/ч, вычисляется по формуле k˜F ˜

Qух



г tср

н  tср

,

(6.1)

где k – коэффициент теплопередачи от греющего теплоносителя к нагреваемому; F – площадь поверхности насадки в единице объёма, м2/м3; г tср – средняя температура греющего теплоносителя в теплообменнике, °С; н tср – средняя температура нагреваемого теплоносителя в теплообменнике, °С. Средняя температура греющего теплоносителя в контактном экономайзере определяется как среднеарифметическая полусумма температур греющего теплоносителя на входе и выходе из контактного экономайзера, °С, по формуле г tср

t1c  t1cc . 2

t2cc  t2c . 2

k

82

d экв – эквивалентный диаметр насадки, м. Критерий Кирпичёва находится по формуле Ki

0,7 0,3 0 , 01 ˜ Re 0,7 㠘 Re н ˜ Prг ,

(6.3)

(6.4)

(6.5)

где Reг – критерий Рейнольдса для греющего теплоносителя;

Reн – критерий Рейнольдса для нагреваемого теплоносителя; Prг – критерий Прандтля для греющего теплоносителя. Эквивалентный диаметр, м,

4 ˜V , F

(6.2)

Коэффициент теплопередачи от греющего теплоносителя к нагреваемому, кДж/м 2 ˜ ч ˜ град , определяется по формуле Ki ˜ O г , d экв

O г – коэффициент теплопроводности греющего теплоносителя, кДж/м ч град;

d экв

Средняя температура нагреваемого орошаемого теплоносителя в контактном экономайзере находится как среднеарифметическая полусумма температур нагреваемого теплоносителя на входе и выходе из контактного экономайзера, °С, по формуле н tср

где Ki – критерий Кирпичёва;

(6.6)

где V – свободный объём насадки, м3/м3; F – площадь поверхности насадки в единице объёма, м2/м3. Критерий Рейнольдса для греющего теплоносителя определяется по формуле Reг

w㠘 d экв , Qг

(6.7)

где wг – скорость греющего теплоносителя в свободном сечении насадки, м/с; Qг – коэффициент кинематической вязкости греющего теплоносителя, м2/с. 83

Площадь поперечного сечения насадки теплообменника для прохода греющего теплоносителя, м2, Vг , 3600 ˜ wг

S

(6.8)

где Vг – расход греющего теплоносителя через контактный теплообменник, м3/ч; wг – скорость греющего теплоносителя в теплообменнике, м/с. Расход нагреваемого (орошаемого) теплоносителя через контактный экономайзер, м3/ч, определяется по формуле

V2

 ˜ t

, t

V1 ˜ I1'  I1" cн

" 2

' 2

(6.9)

где S – площадь поперечного сечения насадки теплообменника для прохода греющего теплоносителя, м2. Вычисляется по формуле (6.8); V2 – часовой расход нагреваемого теплоносителя, м3/ч. Определяется по формуле (6.9). Площадь необходимой смоченной поверхности насадки теплообменника, м2,

Fн

Reн

G ˜ d экв , Qн



г ср

н  tср



,

(6.12)

где K – КПД теплообменника. Необходимый объём насадки контактного теплообменника, м3, определяется по формуле

где cн – средняя объёмная теплоёмкость нагреваемого теплоносителя в области температур t'2 и t"2 , кДж/м3 град. Критерий Рейнольдса для нагреваемого теплоносителя

 k ˜ t

V1 ˜ I1'  I1" ˜ K

Fн , F

Vн

(6.13)

где F – площадь поверхности насадки в единице объёма, м2/м3. (6.10)

ПРИМЕР РАСЧЁТА

где G – интенсивность орошения, м3/м2 с;

Выполнить расчёт контактного экономайзера, нагревающего воду от 25 до 65 °С для нужд горячего водоснабжения предприятия. КПД теплообменника 95 %. Продукты сгорания охлаждаются от 150 до 70 °С. Расход про-

Qн – коэффициент кинематической вязкости нагреваемого теплоносителя, м2/с.

дуктов сгорания V1 160 м3 ч . Свободный объём насадки V = 0,5 м3/м3. Площадь поверхности насадки в единице объёма F = 80 м2/м3. Скорость продуктов

Интенсивность орошения, м3 / м 2 ˜ с , определяется по формуле G

V2 , 3,6 ˜103 ˜ S 84

сгорания в живом сечении насадка wг 2,5 м с . Определить расход горячей воды (нагреваемого теплоносителя), площадь омываемой поверхности и объём насадки.

(6.11) 85

РЕШЕНИЕ

S Средняя температура продуктов сгорания в теплообменнике вычисляется по формуле (6.2):

t1'  t1" 150  70 110 qC. 2 2 Средняя температура воды в теплообменнике определяется по формуле (6.3): t'2  t"2 65  25 45 qC. 2 2 Расход воды в контактном теплообменнике рассчитывается по формуле (6.9):

 ˜ t

t

V1 ˜ I1'  I1"

V2

cн

" 2

' 2

160 ˜ 1,08 ˜ 150  1,06 ˜ 70 4190 ˜  65  25

м3 0,084 . ч

Площадь необходимой смоченной поверхности насадки контактного теплообменника определяется по формуле (6.12):

Fн

 k ˜ t



V1 ˜ I1'  I1" ˜ K г ср

н  tср

160 ˜ 1,08 ˜150  1,06 ˜ 70 ˜ 0,95



294 ˜ 110  45

0,7 м 2 .

k

Ki ˜ O г d экв

64,86 ˜11,34 ˜102 0,025

294

кДж м 2 ˜ ч ˜ град

.

Коэффициент теплопроводности для продуктов сгорания среднего состава при температуре 110 °С

O г 11,34 ˜102 кДж м 2 ˜ ч ˜ град . Критерий Кирпичёва определяется по формуле (6.5): 0,7 0,3 Ki 0,01 ˜ Re0,7 0,01 ˜ 27570,7 ˜ 560,7 ˜ 3,980,3 64,86. 㠘 Reн ˜ Prг Эквивалентный диаметр насадки вычисляется по формуле (6.6):

4 ˜ V 4 ˜ 0,5 0,025 м. F 80 Площадь поперечного сечения насадки теплообменника для прохода греющего теплоносителя определяется по формуле (6.8): d экв

86

w㠘 dэкв Qг

Reг

0,017 м 2 .

2,5 ˜ 0,025

2757.

22,67 ˜106

Коэффициент кинематической вязкости продуктов сгорания при температуре 110 °С

Q г 22,67 ˜106 м 2 с . Интенсивность орошения определяется по формуле (6.11): G

V2

0,084

3,6 ˜103 ˜ S

3,6 ˜103 ˜ 0,017

13,7 ˜104

м3 м2 ˜ с

.

Критерий Рейнольдса для воды вычисляется по формуле (6.10):

Reн

G ˜ dэкв Qн

13,7 ˜104 ˜ 0,025 0,61˜106

56,

где Qн – коэффициент кинематической вязкости воды при температуре 45 °С;

Qн

Коэффициент теплопередачи от продуктов сгорания к воде

160 3600 ˜ 2,5

Критерий Рейнольдса для продуктов сгорания находится по формуле (6.7):

г tср

н tср

V1 3600 ˜ wг

0 , 61 ˜10 6 м 2 с .

Критерий Прандтля для воды при температуре 45 °С Prн 3,98. Объём насадки контактного экономайзера определяется по формуле (6.13):

Vн

Fн F

0,7 80

0,00875 м3

8,75 дм3 .

Глава 7. СХЕМЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛОТЫ ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ ГАЗОВОГО ТОПЛИВА В СИСТЕМАХ ТГС С ПРИМЕНЕНИЕМ РЕКУПЕРАТИВНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ Рекуперативные теплообменные аппараты устанавливаются за топками тепловых агрегатов по ходу продуктов сгорания и осуществляют утилизацию (отбор с дальнейшим использованием) теплоты по низшей теплоте сгорания топлива. Температура уходящих 87

газов за рекуперативными теплообменниками не должна опускаться ниже 150 160 °С. В противном случае в газоходах и дымовой трубе может наступить конденсация водяных паров, содержащихся в продуктах сгорания, что недопустимо. Устанавливаемые за тепловыми установками рекуператоры, как правило, используются для подогрева дутьевого воздуха, который подаётся на горение непосредственно в саму тепловую установку, для подогрева газового топлива, а также могут быть использованы для подогрева теплоносителя сторонних потребителей тепла на производственные и непроизводственные нужды. Для производственных нужд может производиться выработка горячей воды с различными выходными параметрами температуры теплоносителя, используемого для приготовления бетонных смесей и других технологических целей. Могут производиться подготовка горячей воды для непроизводственных или хозяйственно-бытовых нужд, подогрев приточного воздуха для систем вентиляции в зимнее время, выработка теплоносителя для системы отопления. На рис. 6 показана схема использования теплоты уходящих газов путём подогрева вторичного воздуха. Вентилятор 2 забирает холодный воздух и подаёт его в рекуперативный теплообменник (воздухоподогреватель) 3. В воздухоподогревателе воздух подогревается и затем направляется в тепловую установку 1. При реализации такой схемы воздух, подаваемый в топку, удаётся подогреть до 300 400 °С, что обеспечит подъём КПД установки на 10 15 %. Однако у такой схемы температура уходящих газов достаточно велика. Реализация схемы двухступенчатого использования теплоты уходящих газов путём подогрева вторичного воздуха и холодной воды, используемой в системе горячего водоснабжения (рис. 7), позволяет повысить КПД промышленных печей до 50 60 %, а котельных установок и ещё выше. В эту схему дополнительно за воздухоподогревателем включен второй рекуперативный теплообменник 5, который подготавливает горячую воду для производственных или хозяйственно-бытовых целей. Температура уходящих газов за вторым теплообменником находится в пределах 130 150 °С. 88

Холодный воздух

1

2 3

Промышленная печь Продукты сгорания Горячий воздух

Рис. 6. Схема использования теплоты уходящих газов путём подогрева вторичного воздуха: 1 – тепловая установка; 2 – вентилятор вторичного дутья; 3 – рекуперативный теплообменник (воздухоподогреватель)

2 3

Холодный воздух Промышленная печь

Холодная вода 4 Горячая вода

1

6

Горячий воздух Продукты сгорания

5

На ГВС

Рис. 7. Схема двухступенчатого использования теплоты уходящих газов путём подогрева вторичного воздуха и холодной воды: 1 – тепловая установка; 2 – вентилятор подачи вторичного воздуха; 3 – воздухоподогреватель; 4 – рекуперативный теплообменник; 5 – бак; 6 – насос сети горячего водоснабжения 89

Глава 8. ГАЗОГОРЕЛОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА 8.1. Требования, предъявляемые к горелкам для промышленных печей Газовая горелка – устройство, обеспечивающее подачу определённого количества горючего газа и окислителя (воздуха и кислорода), создание условий их смешения, транспортировку образовавшейся смеси к месту сжигания и сгорание газа. Требования, предъявляемые к горелкам: создание условий для полного сгорания газа с минимальными избытками воздуха и выходом вредных веществ в продуктах сгорания; наличие пределов регулирования, не меньших, чем требуемое изменение тепловой мощности агрегата; обеспечение необходимой теплопередачи и максимального использования теплоты газового топлива; отсутствие сильного шума, уровень которого не должен превышать 80 дБ; простота конструкции, удобство ремонта и безопасность в эксплуатации; возможность применения автоматики регулирования и безопасности; соответствие современным требованиям промышленного дизайна. 8.2. Выбор типа горелок к промышленным печам Выбор давления газа в сети газоснабжения промпредприятия зависит от принятого давления для газовых горелок и от давления газа в точке подключения предприятия к распределительному газопроводу. Выбор типа и конструкции горелок для печей определяется рядом условий, а именно: конструкцией, тепловым и температур90

ным режимом печи, условиями сжигания газа и его свойствами, наличием автоматического регулирования процесса сжигания, необходимостью использования резервного топлива и др. При выборе типа горелки можно руководствоваться следующими рекомендациями, которые должны в каждом отдельном случае уточняться с учетом реальных условий: 1. Диффузионные горелки целесообразно применять в печах и других тепловых агрегатах, имеющих камеру сгорания значительной длины и требующих равномерного нагрева и длинного светящегося факела. 2. Инжекционные горелки следует применять в малых котлах, небольших и средних тепловых агрегатах с относительно постоянным тепловым режимом в рабочем пространстве. 3. Горелки с принудительной подачей воздуха целесообразно устанавливать в тепловых агрегатах с различными тепловыми нагрузками, работающих с постоянным и переменным режимами на холодном и подогретом воздухе. 4. Комбинированные горелки следует применять в тепловых агрегатах, не допускающих перерыва в работе, а также на буферных потребителях газа. Если можно использовать горелки при низком и среднем давлении, нужно отдавать предпочтение горелкам среднего давления, исключение составляют горелки небольшой производительности. Применение горелок среднего давления позволяет уменьшить диаметры газопроводов и габариты газогорелочных устройств. Одним из основных требований, предъявляемых к горелкам, является обеспечение достаточных пределов регулирования по расходу газа. Различают минимальную, номинальную и максимальную тепловую мощность горелки. Давление газа, соответствующее указанным тепловым нагрузкам, называется соответственно минимальным, номинальным и максимальным. Диапазоном устойчивой работы горелки (пределом регулирования) называется отношение максимальной тепловой мощности горелки к минимальной: 91

В больших нагревательных печах (с большим объёмом рабочего пространства) рекомендуются двухпроводные горелки, дающие растянутый факел и обеспечивающие равномерное распределение температуры в объёме. В малых нагревательных печах обычно используют короткопламенные горелки как инжекционные среднего давления, так и двухпроводные различных типов. В термических печах могут использоваться горелки любых типов, обеспечивающие полное сжигание газа. Необходимо, однако, иметь в виду, что диапазон регулирования тепловой нагрузки термических печей может достичь 1:10, а температура в рабочем пространстве может быть ниже температуры устойчивого горения природного газа, что сильно усложняет организацию устойчивого сжигания топлива. Для получения равномерного нагрева в некоторых конструкциях печей газ сжигается с помощью большого чис-

ла горелок небольшой производительности, но при этом усложняется обслуживание таких печей. При наличии у печи рекуператора установка инжекционных горелок практически исключается, так как, во-первых, сопротивление рекуператора затрудняет нормальную работу горелки, вовторых, при остановке печи (при выключении горелки) воздух перестаёт проходить через рекуператор, который может прогореть. Подогрев воздуха до 400 150 °С практически не влияет на выбор типа горелки. Но необходимо учитывать, что объем воздуха при нагревании увеличивается и при сохранении давления весовой расход воздуха снижается, а следовательно, снижается теплопроизводительность горелки. При температурах воздуха свыше 400 °С требуется применять горелки специальных конструкций с водоохлаждающими носиками или горелочными плитами из жаропрочных сплавов. При подаче к печи газа низкого давления (Рг < 5000 Па) обычно используют двухпроводные горелки, при подаче газа среднего давления – как двухпроводные, так и инжекционные. Применение двухпроводных горелок приводит к дополнительным затратам электроэнергии на привод вентилятора (стоимость тепла увеличивается на 10 15 %). Однако это увеличение компенсируется установкой рекуператора с температурой подогрева воздуха до 150 250 °С. При установке большого числа горелок небольшой производительности легче обеспечить равномерный нагрев металла и избежать нагрева отдельных участков кладки и металла, но при этом усложняются эксплуатация и автоматизация печи, поэтому следует стремиться к установке меньшего количества горелок, но не в ущерб необходимой равномерности нагрева. В автоматизированных печах горелки объединяются в группы по зонам регулирования, изменение расхода газа и воздуха производится обычно для всей группы, поэтому необходимо обеспечивать максимально возможную равномерность распределения расхода газа и воздуха между отдельными горелками зоны. Диапа-

92

93

n

Qг max . Qг min

Диапазону устойчивой работы горелки по тепловой мощности (нагрузке) соответствует диапазон устойчивой работы по давлению в следующем соотношении: n

Qг max | Qг min

Pг max . Pг min

Величина диапазона зависит от типа горелки и её конструкции, вида газообразного топлива, температуры газа и воздуха, коэффициента расхода воздуха, а также от способа регулирования соотношения газ – воздух. Практически диапазон устойчивой работы горелки определяется давлением газа, при котором происходят проскок и отрыв пламени или другие нарушения процесса горения (погасание пламени, увеличение недожога топлива). 8.3. Общие рекомендации по выбору типа горелок для промышленных печей

зон устойчивой работы двухпроводных горелок, регулируемых автоматически, значительно сокращается. В этом случае должны приниматься специальные меры по обеспечению надёжной и безопасной эксплуатации автоматизированных печей. Подбор газогорелочных устройств производится по типовым альбомам или справочной литературе. Газ ко всем горелкам большой производительности подводится с помощью колена, снабжённого смотровым патрубком. 8.4. Горелки типа «труба в трубе» конструкции «Стальпроекта»

Газ

Эти горелки предназначены для установки на промышленных печах различных конструкций. Общий вид горелок «труба в трубе» показан на рис. 8, а конструктивные размеры приведены в справочной литературе или прил. V. «Стальпроектом» разработаны горелки типа «труба в трубе» трёх серий: малой тепловой мощности – серия М, средней тепловой мощности – серия C и большой тепловой мощности – серия Б. Каждая серия имеет два исполнения: для газов с высокой теплотой сгорания Qнр

10 y 35 МДж м3 – исполнение В; для газов с низ-

р 3 кой теплотой сгорания Qн 3,5 y 10 МДж м – исполнение Н. Конструкция горелок позволяет применять газ и (или) воздух, подогретые до 400 °С. Рекомендуемое максимальное давление газа перед горелкой – 6 кПа, минимальное, определяемое возможностью работы приборов автоматического регулирования, – 0,1 кПа. Горелки типа «труба в трубе» малой, средней и большой тепловой мощности различаются размерами и конструктивным исполнением, а горелки для газов с высокой и низкой теплотой сгорания – соотношением проходных сечений для воздуха и газа. Номинальное их деление является, однако, условным, поскольку при определённых соотношениях давлений и температур подогрева газа

94

Рис. 8. Горелка ДВС и ДВБ конструкции «Стальпроекта»

95

и воздуха, теплоты сгорания газа и коэффициентов расхода воздуха теплопроизводительность горелки серии С может оказаться выше, чем горелки серии Б, и, наоборот, для сжигания газа с низкой теплотой сгорания может потребоваться горелка исполнения В. Соотношение скоростей газа wг и воздуха wв в выходных сечениях горелки рекомендуется выбирать в пределах 1 : 2 1 : 4, скорость истечения газа из сопла при этом не должна превышать 100 м/с. Минимальную среднюю по выходному сечению скорость смеси wсм следует принимать не менее 5 и не более 40 м/с. При указанных параметрах потоков горелки этого типа и другие аналогичные = 1,0 1,05 растянутый по длине факел; при = 1,10 1,15 факел укорачивается. Главные преимущества горелок типа «труба в трубе» – возможность получения высоких скоростей продуктов сгорания, использование подогретого воздуха до 500 °С (и газа), а также широкие пределы регулирования мощности и малые габаритные размеры.

а

8.5. Горелки ГНП конструкции «Теплопроекта» Горелки типа ГНП (9 типоразмеров), разработанные институтом «Теплопроект» (рис. 9), широко применяются в промышленных печах и сушилах. Они рассчитаны на сжигание природного газа. Номинальное давление газа – 2,4 кПа, воздуха – 1,6 кПа. В горелках типа ГНП использована подача в закрученный лопатками воздушный поток одной центральной газовой струи (сопло типа Б) или нескольких струй, истекающих под углом 45° к оси горелки (сопло типа А). Во всем диапазоне рабочих нагрузок горелки устойчиво работают при = 1,05. Горелка с соплом типа А позволяет организовать более устойчивый факел, чем горелка с соплом типа Б, однако различия в длине факела при использовании сопел типов А и Б практически нет. Горелки могут работать с воздухом, подогретым до 500 °С. Они выполнены из литых деталей и крепятся на печи с помощью горелочной плиты. Технические характеристики горелок ГНП и номограммы для их подбора приведены в прил. IV.

Рис. 9. Горелки ГНП конструкции «Теплопроекта»: a – с многосопловым наконечником; б – с односопловым наконечником; 1 – насадка; 2 – корпус; 3 – газораспределительное устройство; 4 – наконечник; 5 – завихритель; 6 – фронтовая плита

96

97

б

Рис. 10. Горелка ГПП конструкции Института газа Украины и института «Теплопроект»: 1 – корпус горелки; 2 – направляющий винт; 3 – труба для подвода газа; 4 – огнеупорная кладка печи; 5 – сопло; 6 – тороидальный горелочный туннель; 7 – фронтовая плита

8.6. Плоскопламенные горелки типа ГПП Плоскопламенные горелки типа ГПП, разработанные Институтом газа Украины (рис.10), предназначены для создания источников равномерного нагрева значительных по величине тепловоспринимающих поверхностей. Для этих горелок характерен так называемый разомкнутый факел, т. е. факел, растекающийся тонким веерообразным слоем вдоль стены, в которую вмонтирована горелка. При этом дальнобойность (радиус) факела в плоскодит в 5 15 раз толщину слоя горения. Факел догорает у поверхности кладки, которая раскаляется и служит источником интенсивного равномерного нагрева излучением. Развитие факела у поверхности кладки позволяет обеспечить выравнивание температурного поля и высокую равномерность распределения тепловых потоков в плоскостях, параллельных кладке, уже на расстоянии 200 250 мм от неё. В горелках типа ГПП разомкнутый факел создается за счет интенсивного закручивания воздушного потока с помощью винтовых завихрителей. Разработана и изготовляется серия из 7 типоразмеров плоскопламенных горелок ГПП производительностью от 5 до 160 м3/ч для природного газа. Номинальное давление воздуха для этих горелок составляет 3 кПа, номинальное давление газа перед горелкой – 3, 12 и 70 кПа. Плоскопламенные горелки обеспечивают высокую полноту сгорания при небольших ( = 1,05) избытках воздуха. Они надежны в работе и просты в обслуживании. Технические характеристики и номограммы для подбора горелок типа ГПП представлены в справочной литературе или в прил. VI.

98

99

ПРИЛОЖЕНИЯ

ПРИЛОЖЕНИЕ II ПРИЛОЖЕНИЕ I

Перевод физических величин из одних единиц измерения в другие Сила, вес, нагрузка Поверхностная нагрузка

1 кгс = 9,81 Н 1 кгс/м2 = 9,81 Н/м2

Давление

1 кгс/см2 = 9,81˜104 Па ≈ 0,1 МПа 1 мм вод. ст. = 9,81 Па 1 мм рт. ст. = 133,3 Па 1 бар = 0,1 МПа = 105 Па 1 даПа = 10 Па 1 кПа = 103 Па = 100 даПа 1 МПа = 106 Па = 103 кПа

Механическое напряжение Удельный вес Работа (энергия)

1 кгс/мм2 = 9,81˜106 Па ≈ 10 МПа 1 кгс/м3 = 9,81 Н/м3 1 кгс ˜ м = 1 ͘м = 9,81 Дж

Мощность

1 кгс ˜ м/с = 9,81 Вт 1 л. с. = 735,5 Вт 1 ккал/ч ≈ 1,163 Вт 1 Вт = 3,6 кДж/ч

Динамическая вязкость Количество теплоты

1 кгс ˜ с/м2 = 9,81 Па ˜ с 1 кал = 4,187 Дж 1 ккал = 4,187 ˜ 103 Дж = 4,187 кДж

Удельная теплоёмкость

1 ккал/к㠘 град = 4,187 ˜ 103 Дж/к㠘 град 1 ккал/к㠘 град = 4,187 кДж/к㠘 град 1 ккал/м3 ˜ град = 4,187 кДж/м3 ˜ град

Плотность теплового потока Коэффициент теплопередачи Коэффициент теплопроводности Тепловое напряжение

1 ккал/ч ˜ м2 = 1,163 Вт/м2 1 ккал/ч ˜ м2˜ град = 1,163 Вт/м2 ˜ град 1 ккал/ч ˜ м˜ град = 1,163 Вт/м ˜ град 1 ккал/ч ˜ м3 = 1,163 Вт/м3

100

Таблица 1 Средняя объёмная теплоёмкость воздуха и газов с, кДж/м3 град

t , qС

сСО2

сN 2

cO2

cH2O

сН 2

сСО

cс.в

свл

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500

1,5981 1,7186 1,8018 1,8770 1,9858 2,0030 2,0559 2,1034 2,1462 2,1857 2,2210 2,2525 2,2819 2,3079 2,3323 2,3545 2,3751 2,3944 2,4125 2,4289 2,4494 2,4591 2,4725 2,4860 2,4977 2,5091

1,2970 1,2991 1,3045 1,3112 1,3213 1,3327 1,3453 1,3587 1,3717 1,3857 1,3965 1,4087 1,4196 1,4305 1,4406 1,4503 1,4587 1,4671 1,4746 1,4822 1,4889 1,4952 1,5011 1,5070 1,5166 1,5175

1,3087 1,3209 1,3398 1,3608 1,3822 1,4024 1,4217 1,3549 1,4549 1,4692 1,4822 1,4902 1,5063 1,5154 1,5250 1,5343 1,5427 1,5511 1,5590 1,5666 1,5737 1,5809 1,5943 1,5943 1,6002 1,6045

1,4990 1,5103 1,5267 1,5473 1,5704 1,5943 1,6195 1,6464 1,6737 1,7010 1,7283 1,7556 1,7825 1,8085 1,8341 1,8585 1,8824 1,9055 1,9278 1,9698 1,9694 1,9891 2,0252 2,0252 2,0389 2,0593

1,2852 1,2978 1,3020 1,3062 1,3104 1,3104 1,3146 1,3188 1,3230 1,3314 1,3356 1,3398 1,3482 1,3566 1,3650 1,3818 – – – – – – – – – –

1,3062 1,3062 1,3146 1,3230 1,3356 1,3482 1,3650 1,3776 1,3944 1,4070 1,4196 1,4322 1,4448 1,4532 1,4658 1,4742 – – – – 1,5078 – – – – –

1,2991 1,3045 1,3142 1,3217 1,3335 1,3469 1,3612 1,3755 1,3889 1,4020 1,4141 1,4263 1,4372 1,4482 1,4582 1,4675 1,4763 1,4843 1,4918 1,4994 1,5376 – – – – –

1,3230 1,3285 1,3360 1,3465 1,3587 1,3787 1,3873 1,4020 1,4158 1,4293 1,4419 1,4545 1,4658 1,4771 1,4876 1,4973 1,5065 1,5149 1,5225 1,5305 1,5376 – – – – –

101

Таблица 2 Физические характеристики воздуха и дымовых газов среднего состава

Дымовые газы среднего состава

Воздух t , qC

Q ˜106 , м2 с

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200

13,2 23,2 34,8 48,2 62,9 79,3 96,7 115 135 155 177 200 223 247 273 300 327 355 384 415 448 478 511

2

O ˜ 10 , кДж м ˜ ч ˜ град

Pr

8,76 11,48 14,04 16,13 18,18 20,24 22,17 24,01 25,73 27,40 28,99 30,50 31,97 33,39 34,78 36,12 37,42 38,72 40,01 41,27 42,74 43,58 44,83

0,70 0,69 0,69 0,69 0,70 0,70 0,71 0,71 0,72 0,72 0,72 0,72 0,73 0,73 0,73 0,73 0,74 0,74 0,74 0,74 0,74 0,75 0,75

102

Q ˜106 , м2 с 11,9 20,8 31,6 43,9 57,8 73,0 89,4 107 126 146 167 188 211 234 258 282 307 333 361 389 419 450 482

2

O ˜ 10 , кДж м ˜ ч ˜ град

Pr

8,21 11,27 14,46 17,43 20,53 23,63 26,73 29,79 32,98 36,08 39,26 41,94 45,25 48,60 51,96 55,31 58,66 62,43 65,36 68,30 71,65 74,58 77,93

0,74 0,70 0,67 0,65 0,64 0,62 0,61 0,60 0,59 0,58 0,58 0,57 0,56 0,55 0,54 0,53 0,52 0,51 0,50 0,49 0,49 0,48 0,47

Таблица 3 Средняя теплоёмкость горючих газов сг, кДж/м3 град, при t от 0 до 1000 С t , qC 0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000

СО 1,298 1,302 1,306 1,315 1,327 1,344 1,357 1,373 1,386 1,398 1,411

H2 1,277 1,290 1,298 1,298 1,302 1,306 1,306 1,311 1,315 1,323 1,327

CH4 1,549 1,641 1,759 1,884 2,014 2,140 2,261 2,378 2,495 2,604 2,701

Значение зависимости

Re 1·104 2·104 5·104 1·105 1·106

1 1,65 1,51 1,34 1,28 1,14

2 1,50 1,40 1,27 1,22 1,11

H2S 1,507 1,532 1,562 1,595 1,632 1,671 1,708 1,746 1,784 1,817 1,851

C2H6 2,211 2,495 2,776 3,044 3,308 3,555 3,777 3,987 4,183 4,363 4,530

C3H8 3,048 3,509 3,965 4,371 4,761 5,096 5,431 5,724 5,987 6,230 6,461

C4H10 4,128 4,706 5,255 5,774 6,268 6,691 7,114 7,486 7,809 8,114 8,403

C5H12 5,129 5,837 6,515 7,135 7,742 8,257 8,784 9,232 9,626 9,990 10,346

Таблица 4 = f (l / d, Re) при турбулентном режиме l

5 1,34 1,27 1,18 1,15 1,08

10 1,23 1,18 1,13 1,10 1,05

103

l d 15 1,17 1,13 1,10 1,08 1,04

20 1,13 1,10 1,08 1,06 1,03

30 1,07 1,05 1,04 1,03 1,02

40 1,03 1,02 1,02 1,02 1,01

50 1 1 1 1 1

Таблица 5 Объёмная удельная теплота сгорания

Qiрв

,

Qiрн

сухих газов ов

ï ðî äóêòî â ñãî ðàí èÿ ãàçà ï ðè ñæèãàí èè 1 ì 3 газа при

ï ðè í î ðì àëüí û õ ôèçè÷åñêèõ óñëî âèÿõ: t = 0 C и P = 0,1 МПа Наименование газа

Н2

Высшая Qiрв , кДж/м3 12750

Низшая Qiрн , кДж/м3 10790

Химическая формула

Водород Оксид углерода Метан

СО

12640

12640

СН 4

39820

35880

Этан

С2 Н 6

70310

64360

Пропан

С3Н8

101210

93180

n-бутан

С 4 Н10

133800

123570

Изобутан

С 4 Н10

132960

122780

n-пентан

С5 Н12

169270

156630

Этилен

С2 Н 4

63039

59532

Пропилен

С3Н 6

91945

88493

Бутилен

С4 Н8

121434

113830

104

Таблица 6 , и объём = 1,0, t = 0 C 3

и P = 0,1 МПа

Теоретическая потребность О2 Воздух

СО2

Н2О

N2

Всего

Н2 СО СН 4

0,5 0,5 2,0

2,38 2,38 9,52

– 1,0 1,0

1,0 – 2,0

1,88 1,88 7,52

2,88 2,88 10,52

С2 Н6

3,5

16,66

2,0

3,0

13,16

18,16

С3 Н8

5,0

23,8

3,0

4,0

18,80

25,8

С4 Н10

6,5

30,94

4,0

5,0

24,44

33,44

С5 Н12

8,0

38,08

5,0

6,0

30,08

41,08

С2 Н 4

3,0

14,28

2,0

2,0

11,28

15,28

С3Н6

4,5

21,42

3,0

3,0

16,92

22,92

Газ

Продукты сгорания

С4 Н8

6,0

28,56

4,0

4,0

22,56

30,56

С5 Н10

7,5

35,7

5,0

5,0

28,20

28,20

С2 Н 2

2,5

11,9

2,0

1,0

9,40

12,40

105

Таблица 7 Степень диссоциации водяного пара H2O и диоксида углерода СО2 в зависимости от парциального давления t, qC

4

6

8

Парциальное давление, кПа 10 12 14 16 18 20

25

30

40

0,48 0,76 1,30 2,20 3,15 4,80 6,90 9,60 13,0 16,8 51,9

0,46 0,73 1,25 2,10 2,95 4,55 6,50 9,1 12,2 15,9 50,0

0,42 0,67 1,15 1,90 2,65 4,10 5,90 8,40 11,2 14,6 47,0

Водяной пар H2O 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 3000

0,85 1,45 2,40 4,05 5,75 8,55 12,3 16,0 22,5 28,5 70,6

0,75 1,27 2,10 3,60 5,05 7,50 10,8 15,0 20,0 25,6 66,7

0,65 1,16 1,90 3,25 4,60 6,80 9,90 13,7 18,4 23,5 63,8

0,60 1,08 1,80 3,00 4,30 6,35 9,30 12,9 17,2 22,1 61,6

0,58 1,02 1,70 2,85 4,00 6,00 8,80 12,2 16,3 20,9 59,6

0,56 0,95 1,60 2,70 3,80 5,70 8,35 11,6 15,6 20,0 58,0

0,54 0,90 1,53 2,65 3,55 5,45 7,95 11,1 15,0 19,3 56,5

0,52 0,85 1,46 2,50 3,50 5,25 7,65 10,7 14,4 18,6 55,4

0,50 0,80 1,40 2,40 3,40 5,10 7,40 10,4 13,9 18,0 54,3

Диоксид углерода СО2 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 3000

0,50 2,00 3,80 6,30 10,1 16,5 23,9 35,1 44,7 56,0 66,3 94,9

0,50 1,80 3,30 5,50 8,90 14,6 21,3 31,5 40,7 51,8 62,2 93,9

0,50 1,60 3,00 5,00 8,10 13,4 19,6 29,2 37,9 48,8 59,3 93,1

0,50 1,50 2,80 4,60 7,60 12,5 18,3 27,5 35,9 46,5 56,9 92,3

0,50 1,45 2,60 4,40 7,20 11,8 17,3 26,1 34,3 44,6 55,0 91,7

0,50 1,40 2,50 4,20 6,80 11,2 16,5 25,0 32,9 43,1 53,4 90,6

106

0,40 1,35 2,40 4,00 6,50 10,8 15,9 24,1 31,8 41,8 52,0 90,1

0,40 1,30 2,30 3,80 6,30 10,4 15,3 23,3 30,9 40,6 50,7 89,6

0,40 1,25 2,20 3,70 6,10 10,0 14,9 22,6 30,0 39,6 49,7 88,5

0,40 1,2 2,0 3,5 5,6 9,4 13,9 21,2 28,2 37,5 47,3 87,6

0,40 1,10 1,90 3,30 5,30 8,80 13,1 20,1 26,9 35,8 45,4 86,8

– – – – – – – – – – – –

Таблица 8 Температура жаропроизводительности простых и сложных газов при горении в сухом воздухе

Жаропроизводительность, qС 2235 2370 2043

Вид газа Водород Н 2 Оксид углерода СО Метан СН 4 Этан С2 Н 6

2097

Пропан С3 Н8

2110

Бутан С 4 Н10

2118

Пентан С5 Н12

2119

Этилен С 2 Н 4

2284

Пропилен С3 Н 6

2224

Бутилен С4 Н8

2203

Пентилен С5 Н10

2189

Ацетилен (этин) С 2 Н 2 Природный газ газовых месторождений Природный газ нефтяных месторождений Коксовый газ Газ высокотемпературной перегонки сланцев Газ парокислородного дутья под давлением Генераторный газ из жирных углей Генераторный газ паровоздушного дутья из тощих топлив Сжиженный газ (50 % С3Н8 + 50 % С4Н10) Водяной газ

2620 2040 2080 2120

107

1980 2050 1750 1670 2115 2210

Таблица 9 Усреднённые значения эмпирического пирометрического коэффициента

Таблица 11 Физические характеристики воды при атмосферном давлении

Наименование печей

Kпир

Кузнечная щелевая печь Шахтная печь для обжига цемента Камерная печь с плотно закрывающейся заслонкой и теплоизолированной кладкой Качественные конструкции садочных печей Стекловаренная печь непрерывного действия Туннельная печь закрытой конструкции Воздухоподогреватель Методическая печь Кузнечная щелевая печь Мартеновская печь Теплоизолированные топки неэкранированных котлов Топки экранированных котлов

0,66y0,70 0,75y0,80

t ,qC

U , кг/м3

0,75y0,80

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

999,9 999,7 998,2 995,7 992,2 988,1 983,1 977,8 971,8 965,3 958,4

0,80y0,85 0,70y0,75 0,75y0,82 0,77y0,90 0,70y0,75 0,66y0,70 0,70y0,75 0,70y0,75 0,65y0,70

ср , кДж/к㠘qС

4,212 4,191 4,183 4,174 4,174 4,174 4,179 4,183 4,195 4,208 4,220

O, а ˜106 , Вт/м ˜qС м 2 / с

P ˜106 ,

Q ˜106 ,

Па ˜ с

м 2 /с

0,560 0,580 0,597 0,612 0,627 0,640 0,650 0,662 0,669 0,676 0,684

1788 1306 1004 801,5 653,3 549,4 469,9 406,1 355,1 314,9 282,5

1,789 1,306 1,006 0,805 0,659 0,556 0,478 0,415 0,365 0,326 0,295

Таблица 10 Массовые удельные теплоёмкости некоторых металлов при постоянном давлении ср, кДж/кг град Наименование материала Алюминий Бронза Латунь Медь Никель Олово Ртуть Свинец Серебро Сталь Цинк Чугун

Температура, qС 0 20 0 0 20 0 0 0 0 20 20 20

108

Удельная теплоёмкость ср, кДж/к㠘 qС 0,92 0,381 0,378 0,381 0,462 0,921 0,138 0,129 0,234 0,462 0,394 0,504

109

13,2 13,8 14,3 14,7 15,1 15,5 15,8 16,1 16,3 16,5 16,8

Pr

13,5 9,45 7,03 5,45 4,36 3,59 3,03 2,58 2,23 1,97 1,75

ПРИЛОЖЕНИЕ III

Таблица 12 Плотности некоторых газов, входящих в состав природных газовых смесей, при нормальных физических условиях

Химическая формула

Ui0 , кг м3

Воздух Водяной пар

N2 – H2O

1,251 1,293 0,8041

Диоксид углерода

CO2

1,977

Кислород

1,429

Оксид углерода Метан

O2 H2 CO CH4

0,0899 1,25 0,7168

Этан

C2 H 6

1,356

Этилен

C2 H 4

1,260

Пропан

2,0037

Пропилен

C3 H8 C3 H 6

n-бутан

C4 H10

2,7023

Изобутан

C4 H10

2,685

n-пентан

C5 H12

3,457

Название Азот

Водород

Номограммы для определения поправки H 't Номограмма 1

t1' t"2 t'2

t1"

1,9149

1,0

HΔt

0,9 0,8

3,0 R = 4,0

0,7

1,5

0,8 1,0

2,0

0,4 0,6

0,2

0,6 0,5

110

P 0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

111

0,6

0,7

0,8

0,9

1,0

t1'

Номограмма 2

Номограмма 3

t"2

t1' t"2

t'2 t1"

t'2

t1" 1,0

HΔt 1,0

0,9

HΔt

0,9

0,8

0,8

0,7

R = 4,0

2,0 3,0

0,7

1,0 1,5

0,6 0,8

R = 4,0

1,5

0,5

2,0

1,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

112

0,6

0,7

0,8

0,9

0,4 0,6

0,2

P 0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

P 0

0,8

0,6

0,6 0,5

3,0

1,0

113

0,6

0,7

0,8

0,9

1,0

t1'

Номограмма 4

Номограмма 5

t'2

t1'

t"2

t"2 t'2

t1"

t1" 1,0

HΔt

1,0

0,9 0,8

0,8

0,7

3,0 R = 4,0

0,6 0,5

HΔt

0,9

1,5 2,0

0,8 1,0

0,6

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1,0

0,6 0,8

0,7

0,8

1,5

0,2 0,4

0,6 1,0 0,5

114

2,0 3,0

0,7

0,2 P

0

R = 4,0

0,4

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

115

0,6

0,9

P 1,0

Номограмма 7

Номограмма 6

t1' t1'

t"2 t'2

t'2

t"2 t"1

t1"

1,0

1,0 0,9

HΔt

0,8

R = 4,0

R = 4,0

0,7

2,0 3,0

1,0 1,5

0,6 0,8

0,2

0,3

0,4

0,5

116

0,6

0,7

0,4

0,8

0,5

0,9

1,0 1,5

0,6 0,8

0,2 0,4

0,6

0,2

0,6

0,1

2,0 3,0

0,7

0,8

0,5 0

HΔt

0,9

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

P 1,0

117

0,6

0,7

0,8

0,9

P 1,0

ПРИЛОЖЕНИЕ IV

Vг, м3/ч

ГНП-9

Vг , м3/ч

ГНП-8

ГНП-7

ГНП-6

ГНП-5

ГНП-4

25 36 90 14 14 80 110 80 180 45 4 3/4 5,5 3,2 4 6,6

ГНП-3

ГНП-1

D D1 D2 d d1 H H1 H2 L l n d2 d3 d4 n1 m

ГНП-2

Параметр и размеры, мм

Технические характеристики горелок ГНП

Давление газа, кПа

33 41 100 14 14 90 120 90 205 50 4 3/4 7,0 4,2 4 7,8

45 68 130 14 14 110 150 115 260 55 4 1 10,0 4,8 6 14,4

55 80 150 18 14 120 170 130 300 75 4 1 13,5 6,6 6 22,0

73 106 170 18 18 140 225 175 362 90 4 1 1/4 16,0 7,8 6 37,0

92 131 200 18 18 160 225 175 397 105 8 1 1/2 20,0 9,6 6 43,0

110 151 225 18 18 170 260 210 453 120 8 2 24,0 11,8 6 58,0

128 175 255 18 23 200 290 240 515 135 8 2 1/2 28,0 13,5 6 81,0

142 188 255 18 23 200 320 260 568 145 8 2 1/2 31,0 15,5 6 96,0

Давление газа, кПа

V г, м3/ч

3

V г, м /ч

Давление газа, кПа

Давление газа, кПа 118

119

V г, м 3/ч

Vг, м 3/ч

ПРИЛОЖЕНИЕ V

D1

D2

D3

L

L1

L2

L3

m, кг

ДВМ ДНМ ДВМ ДНМ ДВМ ДНМ ДВМ ДНМ ДВМ ДНМ

20/dг 20/dг 25/dг 25/dг 30/dг 30/dг 40/dг 40/dг 50/dг 50/dг

4y30 4y30 4y30 4y30 4y30 4y30 4y30 4y30 4y30 4y30

20 20 25 25 30 30 40 40 50 50

27,5 26,5 29 28 31 30 49 48 51,5 50

23 23 23 23 23 23 42,5 42,5 42,5 42,5

1 1/2 1 1/2 1 1/2 1 1/2 1 1/2 1 1/2 2 1/2 2 1/2 2 1/2 2 1/2

157 177 157 177 157 177 200 223 200 223

62 60 62 60 62 60 85 81 85 81

80 80 80 80 80 80 100 100 100 100

40 40 40 40 40 40 35 35 35 35

3,0 3,0 2,9 3,0 2,9 2,9 5,9 6,0 5,7 5,8

d1

dн.г

D

D1

D2

L

L2

10y80 10y80 10y80 10y80 10y80 10y80 10y80 10y80 10y80 10y80 10y80 10y80

60 60 70 70 90 90 110 110 130 130 150 150

130 130 150 170 170 170 225 225 225 225 225 225

160 160 185 205 205 205 260 260 260 260 290 260

80 80 100 100 125 125 150 150 200 200 200 200

370 370 370 473 370 473 473 853 473 853 473 853

200 200 200 260 260 260 260 260 260 260 260 260

ДВС 60/dг I ДНС 60/dг I ДВС 70/dг I ДНС 70/dг I ДВС 90/dг I ДНС 90/dг I ДВС 110/dг I ДНС 110/dг II ДВС 130/dг I ДНС 130/dг II ДВС 150/dг I ДНС 150/dг II 120

121

n 4 4 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8

n1 4 4 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8

m, кг

D

Количество отверстий

dн.г

Обозначение горелки

Давление воздуха, кПа

dг

Исполнение

Давление воздуха, кПа

Обозначение горелки

Технические характеристики горелок типа «труба в трубе»

23,8 23,3 24,8 24,8 27,3 49,3 54,3 80,0 55,3 83,0 57,3 82,0

Обозначение горелки

Vв, м3/ч

ДВБ 200/dг ДНБ 200/dг ДВБ 225/dг ДНБ 225/dг ДВБ 250/dг ДНБ 250/dг ДВБ 275/dг ДНБ 275/dг ДВБ 300-I/dг ДНБ 300-I/dг ДВБ 300-II/dг ДНБ 300-II/dг ДВБ 325/dг ДНБ 325/dг ДВБ 350/dг ДНБ 350/dг ДВБ 375/dг ДНБ 375/dг ДВБ 400/dг ДНБ 400/dг ДВБ 425/dг ДНБ 425/dг

dг

dн.г

D

D1

L

L1

30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200 30y200

200 200 225 225 250 250 275 275 300 300 300 300 325 325 350 350 375 375 400 400 425 425

295 295 325 325 350 350 395 395 400 400 400 400 430 430 460 460 480 480 515 515 530 530

335 335 365 365 390 390 435 435 440 440 440 440 485 485 500 500 530 530 565 565 580 580

555 555 555 555 555 555 555 555 555 555 670 670 670 670 670 670 670 670 670 670 670 670

1333 1333 1333 1333 1333 1333 1333 1333 1333 1333 1553 1553 1553 1553 1553 1553 1553 1553 1553 1553 1553 1553

Количество отверстий n 8 8 8 8 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12 12

n1 12 12 12 12 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16

n2 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 12 8 12 8 12 8 12 8 12 8 12

m, кг

223 237 237 241 250 264 258 272 280 293 331 410 335 414 377 456 381 460 390 469 392 471

а

Давление воздуха перед горелкой, кПа

V в, м3/ч

а

122

Vв, м3/ч

Давление воздуха перед горелкой, кПа

б

Давление воздуха перед горелкой, кПа

Vв, м3/ч

б

123

Давление воздуха перед горелкой, кПа

Vв, м 3/ч

а

Давление воздуха перед горелкой, кПа

V в, м3/ч

в

Давление воздуха перед горелкой, кПа

Vг, м3/ч

Vв, м3/ч

б

Давление воздуха перед горелкой, кПа

а

Давление газа перед горелкой, кПа

Vг, м3/ч

б

Vв, м3/ч

г

124

Давление воздуха перед горелкой, кПа 125

Давление газа перед горелкой, кПа

ПРИЛОЖЕНИЕ VI

D

ГППН-1 ГППС-1 ГППВ-1 ГППН-2 ГППС-2 ГППВ-2 ГППН-3 ГППС-3 ГППВ-3 ГППН-4 ГППС-4 ГППВ-4 ГППН-5 ГППС-5 ГППВ-5 ГППН-6 ГППС-6 ГППВ-6 ГППН-7 ГППС-7 ГППВ-7

25 25 25 35 35 35 50 50 50 75 75 75 105 105 105 140 140 140 165 165 165

D1

40 40 40 51 51 51 74 74 74 105 105 105 145 145 145 190 190 190 210 210 210

D2

130 130 130 170 170 170 240 240 240 260 260 260 350 350 350 395 395 395 395 395 395

d

2,3 1,5 Нет св. 3,3 2,0 Нет св. 4,6 2,8 1,85 6,6 4,2 2,6 9,3 5,9 3,7 8,2 5,2 4,6 9,3 5,9 Нет св.

d1

3/8 3/8 3/8 1/2 1/2 1/2 3/4 3/4 3/4 1 1/4 1 1/4 1 1/4 2 2 2 2 2 2 2 1/2 2 1/2 2 1/2

h

105 105 105 125 125 125 175 175 175 220 220 220 240 240 240 300 300 300 320 320 320

L

259 259 259 321 321 321 457 457 457 517 517 517 623 623 623 722 722 722 818 818 818

Число отверстий n

n1

– – – – – – 4 4 4 4 4 4 8 8 8 8 8 8 8 8 8

4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 6 6 6 8 8 8 8 8 8

m, кг 9,2 9,2 9,2 13,6 13,6 13,6 31,2 31,2 31,2 61,5 61,5 61,5 112,4 112,4 112,4 196,0 196,0 196,0 225,0 225,0 225,0

Давление газа перед горелкой, кПа

Обозначение горелки

Технические характеристики горелок ГПП

4 tв = 30 qС

tв = 300 qС

3 t в = 30 qС 2 tв = 300 qС 1

0 5 4 3 2 1 0 Давление воздуха перед горелкой, кПа ГППН-1 ГППН-2 ГППН-3 ГППН-4 ГППН-5 ГППН-6

0,00025 0,00075 0,00125 0,0005 0,00175 0,0025 0,001 0,0025 0,005 0,01

0,003

0,005

0,0075 0,015 0,02

0,03

ГППН-7 0,01 0,02 0,03 0,04 Секундный расход газа, м3/с

126

127

16

tв = 25 qС

Давление газа перед горелкой, кПа

Давление газа перед горелкой, кПа

80 t в = 300 qС

60

t в = 25 qС

40 tв = 300 qС 20

t в = 30 qС

tв = 30y300 qС

12 tв = 300 qС 8

4

0 5

0 5

4

3

Давление воздуха перед горелкой, кПа

2

1

0

ГППН-1 0,00025 0,00075 0,00125 ГППН-2 0,0005 0,00175 ГППН-3 ГППН-4 ГППН-5

0,001 0,003

0,0025 0,005

0,0025

0,0075

0,005

0,015

ГППН-6 ГППН-7

0,01

0,02

0,03

0,01 0,02 0,03 0,04

Секундный расход газа, м3/с

128

4

3

2

1

0

Давление воздуха ГППН-1 0,00025 0,00075 0,00125 перед горелкой, кПа ГППН-2 0,0005 0,00175 0,0025 ГППН-3 0,001 0,003 0,005 ГППН-4 0,0025 0,0075 ГППН-5 0,005 0,015 ГППН-6 0,01 0,02 0,03 ГППН-7 0,01 0,02 0,03 0,04 Секундный расход газа, м 3/с

129

Список литературы

Оглавление

1. Михеев, М. А. Основы теплопередачи / М. А. Михеев, И. М. Михеева. Изд. 2-е, стереотип. – М.: Энергия, 1977. 2. Голубков, Б. Н. Теплотехническое оборудование и теплоснабжение промышленных предприятий: учебник для техникумов / Б. Н. Голубков, О. Л. Данилов, Л. В. Зосимовский и др., под ред. Б. Н. Голубкова. 2-е изд., перераб. – М.: Энергия, 1979. 3. Стаскевич, Н. Л. Справочник по газоснабжению и использованию газа / Н. Л. Стаскевич, Г. Н. Северинец, Д. Я. Вигдорчик. – Л.: Недра, 1990. 4. Брук, Ю. Г. Сжигание газа в нагревательных печах / Ю. Г. Брук. – Л.: Недра, 1977. 5. Винтовкин, А. А. Современные горелочные устройства (конструкции и технические характеристики): справочное издание / А. А. Винтовкин, М. Г. Ладыгичев, В. Л. Гусовский, А. Б. Усачёв. – М.: Машиностроение-1, 2001. 6. Равич, М. Б. Эффективность использования топлива / М. Б. Равич. – М.: Наука, 1977. 7. Нащокин, В. В. Техническая термодинамика и теплопередача: учеб. пособ. для вузов / В. В. Нащокин. – М.: Высшая школа, 1969. 8. Михеев, В. П. Газовое топливо и его сжигание / В. П. Михеев. – Л.: Недра, 1966. 9. Положение о порядке осуществления государственного контроля за рациональным и эффективным использованием газа в РФ (12.02.96 г. Зарегистрировано Минюстом 1.05.96 г. Регистрационный № 1042). 10. Закон РФ «Об энергосбережении» от 03.04.96 г. № 28-ФЗ. 11. ПБ 12-529–03. Правила безопасности в газовом хозяйстве. 12. Правила учёта газа. (Зарегистрированы в Минюсте РФ 15.11.96 г., № 1198). 13. Правила поставки газа в РФ. (Утверждены Постановлением Правительства РФ 5.02.98 г., № 162). 14. Правила учёта тепловой энергии и теплоносителя. (Утверждены 12.09.95. Зарегистрированы Минюстом РФ 25.09.95 г., № 954). 15. СНиП 42-01–2002. Газораспределительные системы. 16. Порядок прекращения подачи газа на газоиспользующие установки. (Утверждён 21.06.95 г.).

Предисловие ............................................................................................................ 3 Глава 1. ОСНОВНЫЕ ПУТИ ДОСТИЖЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОГО ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ ............................................................. 5 1.1. Меры, направленные на сбережение энергоресурсов ...................... 5 1.2. Области применения вторичных энергетических ресурсов в системах ТГС ........................................................................... 6 Глава 2. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ И ТРЕБОВАНИЯ К ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОЙ РАБОТЫ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ И ЭКОНОМИЯ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ В СИСТЕМАХ ТГС» ............................................................................................ 6 2.1. Составные части и объём курсовой работы ...................................... 6 2.2. Состав курсовой работы и требования по её выполнению ....................................................................................... 7 Глава 3. ГОРЕНИЕ ГАЗОВ .................................................................................. 8 3.1. Материальный баланс горения газов ................................................. 8 3.2. Температура горения ......................................................................... 16 Глава 4. ТЕПЛОВЫЕ БАЛАНСЫ ПРОМЫШЛЕННЫХ ПЕЧЕЙ ............ 22 4.1. Тепловые балансы промышленных печей. Определение необходимого расхода газа ............................................... 22 4.2. Определение часовых приходов теплоты в печь ............................. 24 4.3. Определение часовых расходов теплоты из печи ........................... 27 4.4. Определение КПД промышленной печи ......................................... 33 Глава 5. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ НИЗШЕЙ ТЕПЛОТЫ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА ............................................ 45 5.1. Использование вторичных энергоресурсов ..................................... 45 5.2. Рекуперативные теплообменные аппараты ..................................... 48 5.3. Основы расчёта рекуперативных теплообменных аппаратов для промышленных печей ...................................................... 50 Глава 6. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ УСТАНОВОК. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ВЫСШЕЙ ТЕПЛОТЫ СГОРАНИЯ ТОПЛИВА........................................... 78 6.1. Контактные теплообменные аппараты ............................................. 78 6.2. Основы расчёта контактных теплообменных аппаратов ................ 81 Глава 7. СХЕМЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕПЛОТЫ ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ ГАЗОВОГО ТОПЛИВА В СИСТЕМАХ ТГС С ПРИМЕНЕНИЕМ РЕКУПЕРАТИВНЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ ...... 87

130

131

Глава 8. ГАЗОГОРЕЛОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА ............................................. 90 8.1. Требования, предъявляемые к горелкам для промышленных печей........................................................................ 90 8.2. Выбор типа горелок к промышленным печам ................................ 90 8.3. Общие рекомендации по выбору типа горелок для промышленных печей........................................................................ 92 8.4. Горелки типа «труба в трубе» конструкции «Стальпроекта» ......................................................................................... 94 8.5. Горелки ГНП конструкции «Теплопроекта»....................................96 8.6. Плоскопламенные горелки типа ГПП .............................................. 98 Приложения................................................................................................100 Список литературы ............................................................................................. 130

Учебное издание Комина Галина Павловна, Яковлев Виктор Александрович

ЭНЕРГОСБЕРЕЖЕНИЕ И ЭКОНОМИЯ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ В СИСТЕМАХ ТГС Учебное пособие Редактор А. В. Афанасьева Корректор К. И. Бойкова Компьютерная верстка И. А. Яблоковой

Подписано к печати 21.09.09. Формат 60×84 1/16. Бум. офсетная. Усл. печ. л. 7,7. Уч.-изд. л. 8.3. Тираж 200 экз. Заказ 98. «С» 44. Санкт-Петербургский государственный архитектурно-строительный университет. 190005, Санкт-Петербург, 2-я Красноармейская ул., д. 4. Отпечатано на ризографе. 190005, Санкт-Петербург, 2-я Красноармейская ул., д. 5.

132

133