Camino, calcolo. Capacità termica dei prodotti della combustione completa in un volume stechiometrico d'aria. Elenco della letteratura utilizzata

Istituto statale di istruzione superiore formazione professionale

"Stato di Samara Università Tecnica»

Dipartimento di Tecnologia Chimica ed Ecologia Industriale

LAVORO DEL CORSO

nella disciplina "Termodinamica tecnica e ingegneria del calore"

Argomento: Calcolo dell'impianto di recupero del calore dei gas di scarico forno tecnologico

Completato da: Studente Ryabinina E.A.

ZF corso III gruppo 19

Controllato da: Consulente Churkina A.Yu.

Samara 2010

introduzione

La maggior parte delle imprese chimiche genera rifiuti termici ad alta e bassa temperatura, che possono essere utilizzati come risorse energetiche secondarie (SER). Questi includono gas di scarico provenienti da diverse caldaie e forni di processo, flussi raffreddati, acqua di raffreddamento e vapore di scarico.

Le RES termiche coprono in gran parte il fabbisogno di calore delle singole industrie. Pertanto, nell'industria dell'azoto, oltre il 26% della domanda di calore è soddisfatta attraverso fonti energetiche rinnovabili e nell'industria della soda - oltre l'11%.

Il numero di SER utilizzati dipende da tre fattori: la temperatura dei SER, la loro potenza termica e la continuità di uscita.

Attualmente, il più diffuso è il recupero del calore dai gas industriali di scarico, che per quasi tutti i processi di ingegneria antincendio hanno un potenziale ad alta temperatura e possono essere utilizzati continuamente nella maggior parte dei settori. Il calore dei gas di scarico è la componente principale del bilancio energetico. Viene utilizzato principalmente per scopi tecnologici e, in alcuni casi, per scopi energetici (nelle caldaie a calore residuo).

Tuttavia, l'uso diffuso di HER termici ad alta temperatura è associato allo sviluppo di metodi di riciclaggio, compreso il calore di scorie calde, prodotti, ecc., nuovi metodi per riciclare il calore dei gas di scarico, nonché al miglioramento della progettazione degli esistenti attrezzature per il riciclaggio.

1. Descrizione dello schema tecnologico

Nei forni tubolari senza camera di convezione o nei forni a convezione radiante, ma con una temperatura iniziale del prodotto riscaldato relativamente elevata, la temperatura dei gas di scarico può essere relativamente elevata, il che comporta maggiori perdite di calore, una diminuzione in termini di efficienza del forno e maggiore consumo di carburante. Pertanto è necessario sfruttare il calore dei gas di scarico. Ciò può essere ottenuto utilizzando un riscaldatore d'aria, che riscalda l'aria che entra nel forno per la combustione del combustibile, oppure installando caldaie a calore residuo, che consentono di ottenere il vapore acqueo necessario per le esigenze tecnologiche.

Tuttavia, per riscaldare l'aria, sono necessari costi aggiuntivi per la costruzione di un riscaldatore d'aria, un ventilatore, nonché un ulteriore consumo di elettricità consumato dal motore del ventilatore.

Per garantire il normale funzionamento del riscaldatore d'aria, è importante prevenire la possibilità di corrosione della sua superficie sul lato del flusso Gas di scarico. Questo fenomeno è possibile quando la temperatura della superficie di scambio termico è inferiore alla temperatura del punto di rugiada; in questo caso, parte dei fumi, a diretto contatto con la superficie del generatore d'aria, viene notevolmente raffreddata, il vapore acqueo in essi contenuto si condensa parzialmente e, assorbendo l'anidride solforosa dai gas, forma un acido debole aggressivo.

Il punto di rugiada corrisponde alla temperatura alla quale la pressione del vapore acqueo saturo è uguale alla pressione parziale del vapore acqueo contenuto nei fumi.

Uno dei metodi più affidabili di protezione dalla corrosione è preriscaldare l'aria in qualche modo (ad esempio negli scaldacqua o nei riscaldatori a vapore) a una temperatura superiore al punto di rugiada. Tale corrosione può verificarsi anche sulla superficie dei tubi di convezione se la temperatura del materiale in ingresso al forno è inferiore al punto di rugiada.

La fonte di calore per aumentare la temperatura del vapore saturo è la reazione di ossidazione (combustione) del combustibile primario. I gas di combustione formatisi durante la combustione cedono il loro calore al flusso della materia prima (vapore acqueo) nelle camere di irraggiamento e poi di convezione. Il vapore acqueo surriscaldato viene fornito al consumatore e i prodotti della combustione lasciano il forno ed entrano nella caldaia a calore residuo. All'uscita dall'HRSG, il vapore acqueo saturo viene reimmesso nel forno di surriscaldamento del vapore e i gas di combustione, raffreddati dall'acqua di alimentazione, entrano nel riscaldatore d'aria. Dal riscaldatore d'aria, i gas di combustione entrano nel KTAN, dove l'acqua che entra attraverso la batteria viene riscaldata e va direttamente al consumatore, e i gas di combustione vengono rilasciati nell'atmosfera.

2. Calcolo del forno

2.1 Calcolo del processo di combustione

Determiniamo il calore inferiore di combustione del carburante Q R N. Se il carburante è un singolo idrocarburo, allora è il suo calore di combustione Q R N pari al calore standard di combustione meno il calore di evaporazione dell'acqua contenuta nei prodotti della combustione. Può anche essere calcolato utilizzando gli effetti termici standard della formazione dei prodotti iniziali e finali in base alla legge di Hess.

Per un combustibile costituito da una miscela di idrocarburi, il calore di combustione è determinato dalla regola dell'additività:

Dove Q pi n- calore di combustione io-esimo componente del carburante;

sì io- concentrazione io-esimo componente del carburante in frazioni di unità, quindi:

Q R N cm = 35,84 ∙ 0,987 + 63,80 ∙ 0,0033+ 91,32 ∙ 0,0012+ 118,73 ∙ 0,0004 + 146,10 ∙ 0,0001 = 35,75 MJ/m 3 .

Massa molare del carburante:

Mm = Σ Mi ∙ sì io ,

Dove Mi- massa molare io-esimo componente del carburante, da qui:

Mm = 16,042 ∙ 0,987 + 30,07 ∙ 0,0033 + 44,094 ∙ 0,0012 + 58,120 ∙ 0,0004 + 72,15 ∙ 0,0001 + 44,010 ∙ 0,001+ 28,01 ∙ 0,0 07 = 16,25 kg/mol.

kg/m3,

Poi Q R N cm, espresso in MJ/kg, è pari a:

MJ/kg.

I risultati del calcolo sono riassunti nella tabella. 1:

Composizione del carburante Tabella 1

Determiniamo la composizione elementare del carburante, % (massa):

,

Dove n io C , NIH , n io N , n io O- il numero di atomi di carbonio, idrogeno, azoto e ossigeno presenti nelle molecole dei singoli componenti che compongono il carburante;

Contenuto di ciascun componente del carburante, massa. %;

x io- contenuto di ciascun componente del carburante, mol. %;

Mi- massa molare dei singoli componenti del carburante;

Mm- massa molare del carburante.

Controllo della composizione :

C + H + O + N = 74,0 + 24,6 + 0,2 + 1,2 = 100% (in peso).

Determiniamo la quantità teorica di aria necessaria per bruciare 1 kg di carburante; è determinata dall'equazione stechiometrica della reazione di combustione e dal contenuto di ossigeno nell'aria atmosferica. Se è nota la composizione elementare del carburante, la quantità teorica di aria L0, kg/kg, calcolato con la formula:

In pratica, per garantire la completa combustione del combustibile, nel forno viene introdotta una quantità di aria in eccesso; troviamo la portata effettiva dell’aria a α = 1,25:

l = αL 0 ,

Dove l- portata d'aria effettiva;

α - coefficiente d'aria in eccesso,

l = 1,25∙17,0 = 21,25 kg/kg.

Volume specifico d'aria (n.) per la combustione di 1 kg di carburante:

Dove ρ dentro= 1.293 – densità dell'aria in condizioni normali,

m3/kg.

Troviamo la quantità di prodotti della combustione che si formano quando viene bruciato 1 kg di carburante:

se la composizione elementare del combustibile è nota, la composizione in massa dei gas di scarico per 1 kg di combustibile durante la combustione completa può essere determinata sulla base delle seguenti equazioni:

Dove mCO2 , mH2O , mN2 , mO2- massa dei gas corrispondenti, kg.

Quantità totale di prodotti della combustione:

M p.s. = mCO2 + mH2O + mN2 + mO2 ,

M p.s.= 2,71 + 2,21 + 16,33 + 1,00 = 22,25 kg/kg.

Controlliamo il valore risultante:

Dove W f- consumo specifico di vapore dell'ugello durante la combustione di combustibile liquido, kg/kg (per combustibile gassoso W f = 0),

Poiché il carburante è un gas, trascuriamo il contenuto di umidità nell'aria e non teniamo conto della quantità di vapore acqueo.

Troviamo il volume dei prodotti della combustione in condizioni normali formati durante la combustione di 1 kg di carburante:

Dove io e io- la massa del gas corrispondente formato durante la combustione di 1 kg di carburante;

ρ i- densità di un dato gas in condizioni normali, kg/m 3 ;

Mi- massa molare di un dato gas, kg/kmol;

22,4 - volume molare, m 3 /kmol,

m3/kg; m3/kg;

m3/kg; m3/kg.

Volume totale dei prodotti della combustione (n.) alla portata d'aria effettiva:

V = V CO2 + V H2O + V N2 + V O2 ,

V = 1,38 + 2,75+ 13,06 + 0,70 = 17,89 m3 /kg.

Densità dei prodotti della combustione (n.):

kg/m3.

Troviamo la capacità termica e l'entalpia dei prodotti della combustione di 1 kg di carburante nell'intervallo di temperatura da 100 °C (373 K) a 1500 °C (1773 K), utilizzando i dati nella tabella. 2.

Calore specifico medio dei gas con ð, kJ/(kg∙K) Tavolo 2

Entalpia dei gas di combustione generati durante la combustione di 1 kg di carburante:

Dove con CO2 , con H2O , con N2 , con O2- capacità termica specifica media a pressione costante del corrispondente prato a temperatura T, kJ/(kg K);

con T- capacità termica media dei gas di combustione formati durante la combustione di 1 kg di carburante ad una temperatura T, kJ/(kg K);

a 100 °C: kJ/(kg∙K);

a 200 °C: kJ/(kg∙K);

a 300 °C: kJ/(kg∙K);

a 400 °C: kJ/(kg∙K);

a 500 °C: kJ/(kg∙K);

a 600 °C: kJ/(kg∙K);

a 700 °C: kJ/(kg∙K);

a 800 °C: kJ/(kg∙K);

a 1000 °C: kJ/(kg∙K);

a 1500 °C: kJ/(kg∙K);

I risultati del calcolo sono riassunti nella tabella. 3.

Entalpia dei prodotti della combustione Tabella 3

Secondo la tabella. 3 costruire un grafico delle dipendenze H = F ( T ) (Fig. 1) vedi allegato .

2.2 Calcolo del bilancio termico del forno, efficienza del forno e consumo di carburante

Flusso termico assorbito dal vapore acqueo nel forno (carico termico utile):

Dove G- quantità di vapore acqueo surriscaldato per unità di tempo, kg/s;

H cap1 E N cap2

Consideriamo la temperatura dei gas di scarico pari a 320 °C (593 K). Perdita di calore per irraggiamento ambiente sarà pari al 10%, di cui il 9% perso nella camera radiante e l'1% in quella convettiva. Rendimento del forno η t = 0,95.

Trascuriamo le perdite di calore dovute alla combustione chimica, così come la quantità di calore del carburante e dell’aria in entrata.

Determiniamo l'efficienza del forno:

Dove No eh- entalpia dei prodotti della combustione alla temperatura dei fumi in uscita dal forno, sì, eh; la temperatura dei gas di scarico viene normalmente considerata superiore di 100 - 150 °C rispetto alla temperatura iniziale delle materie prime all'ingresso del forno; q sudore- perdita di calore per irraggiamento nell'ambiente, % o frazione di Piano Q ;

Consumo di carburante, kg/s:

kg/s.

2.3 Calcolo della camera radiante e della camera convettiva

Impostiamo la temperatura dei fumi al passaggio: T P= 750 - 850 °C, accettare

T P= 800 °C (1073 K). Entalpia dei prodotti della combustione alla temperatura di passaggio

H P= 21171,8 kJ/kg.

Flusso di calore ricevuto dal vapore acqueo nei tubi radianti:

Dove N n è l'entalpia dei prodotti della combustione alla temperatura dei fumi al passaggio, kJ/kg;

η t - coefficiente azione utile focolari; si consiglia di assumerlo pari a 0,95 - 0,98;

Flusso di calore assorbito dal vapore acqueo nei tubi convettivi:

L’entalpia del vapore acqueo all’ingresso della sezione radiante sarà:

kJ/kg.

Accettiamo il valore della perdita di carico nella camera di convezione ∆ P A= 0,1 MPa, quindi:

P A = P - P A ,

P A= 1,2 – 0,1 = 1,1 MPa.

Temperatura di ingresso del vapore acqueo nella sezione radiante T A= 294 °C, allora la temperatura media della superficie esterna dei tubi radianti sarà:

Dove Δt- la differenza tra la temperatura della superficie esterna dei tubi radianti e la temperatura del vapore acqueo (materia prima) riscaldato nei tubi; Δt= 20 - 60 °C;

A.

Temperatura massima di combustione di progetto:

Dove A- temperatura ridotta della miscela iniziale di carburante e aria; è considerata pari alla temperatura dell'aria immessa per la combustione;

GRAZIE.- capacità termica specifica dei prodotti della combustione in temperatura T P;

°C.

A tmassimo = 1772,8 °C e T n = intensità termica di 800 °C di una superficie assolutamente nera qs per temperature diverse la superficie esterna dei tubi radianti assume i seguenti valori:

Θ, °С 200 400 600

qs, W/m2 1,50 ∙ 10 5 1,30 ∙ 10 5 0,70 ∙ 10 5

Costruiamo un grafico ausiliario (Fig. 2) vedi allegato, da cui si ricava l'intensità termica a Θ = 527 °C: qs= 0,95 ∙ 10 5 W/m2.

Calcoliamo il flusso termico totale immesso nel focolare:

Valore preliminare dell'area della superficie equivalente assolutamente nera:

m2.

Accettiamo il grado di schermatura della muratura Ψ = 0,45 e per α = 1,25 troviamo che

Hs /H l = 0,73.

Quantità di superficie piana equivalente:

m2.

Accettiamo il posizionamento di tubi su una fila e un passaggio tra di loro:

S = 2D N= 2 ∙ 0,152 = 0,304 m Per questi valori il fattore di forma A = 0,87.

Quantità di superficie muraria schermata:

m2.

Superficie riscaldante del tubo radiante:

m2.

Selezioniamo il forno BB2, i suoi parametri:

superficie della camera di radiazione, m 2 180

superficie della camera di convezione, m 2 180

lunghezza utile del forno, m 9

larghezza della camera di radiazione, m 1,2

esecuzione b

metodo di combustione del carburante senza fiamma

diametro dei tubi della camera di radiazione, mm 152×6

diametro dei tubi della camera di convezione, mm 114×6

Numero di tubi nella camera di radiazione:

Dove D n è il diametro esterno dei tubi nella camera di radiazione, m;

l pavimento - lunghezza utile dei tubi radianti bagnati dal flusso dei fumi, m,

l pavimento = 9 – 0,42 = 8,2 m,

.

Stress termico della superficie dei tubi radianti:

W/m2.

Determinare il numero di tubi della camera di convezione:

Li disponiamo in uno schema a scacchiera di 3 in una fila orizzontale. Distanza tra i tubi S = 1,7 D n = 0,19 m.

La differenza di temperatura media è determinata dalla formula:

°C.

Coefficiente di scambio termico nella camera di convezione:

W/(m2∙K).

Lo stress termico della superficie dei tubi di convezione è determinato dalla formula:

W/m2.

2.4 Calcolo idraulico della serpentina del forno

Il calcolo idraulico della serpentina del forno consiste nel determinare la perdita di carico del vapore acqueo nei tubi radianti e convettivi.

Dove G

ρ a v.p. – densità del vapore acqueo a temperatura e pressione medie nella camera di convezione, kg/m3;

D k – diametro interno dei tubi di convezione, m;

z k – numero di flussi nella camera di convezione,

SM.

ν k = 3.311 ∙ 10 -6 m 2 /s.

Valore del criterio di Reynolds:

M.

Perdita di pressione per attrito:

Pa = 14,4 kPa.

Pa = 20,2 kPa.

dove Σ ζ a

- numero di giri.

Perdita di pressione totale:

2.5 Calcolo della perdita di carico del vapore acqueo nella camera di radiazione

Velocità media del vapore acqueo:

Dove G– consumo di vapore acqueo surriscaldato nel forno, kg/s;

ρ r v.p. – densità del vapore acqueo a temperatura e pressione medie nella camera di convezione, kg/m3;

Dр – diametro interno dei tubi di convezione, m;

z p – numero di flussi nella camera di convezione,

SM.

Viscosità cinematica del vapore acqueo a temperatura e pressione medie in una camera di convezione ν p = 8,59 ∙ 10 -6 m2/s.

Valore del criterio di Reynolds:

Lunghezza totale dei tubi in un tratto rettilineo:

M.

Coefficiente di attrito idraulico:

Perdita di pressione per attrito:

Pa = 15,1 kPa.

Perdita di pressione per superare la resistenza locale:

Pa = 11,3 kPa,

dove Σ ζ р= 0,35 – coefficiente di resistenza quando si gira di 180 ºС,

- numero di giri.

Perdita di pressione totale:

I calcoli hanno mostrato che il forno selezionato garantirà il processo di surriscaldamento del vapore acqueo nella modalità specificata.

3. Calcolo della caldaia a calore residuo

Lo troveremo temperatura media Gas di scarico:

Dove T 1 – temperatura dei fumi all’ingresso,

T 2 – temperatura dei fumi all'uscita, °C;

°C (538 K).

Portata massica dei fumi:

dove B è il consumo di carburante, kg/s;

Per i gas di combustione l'entalpia specifica viene determinata in base ai dati riportati nella tabella. 3 e fig. 1 secondo la formula:

Entalpie dei liquidi refrigeranti Tabella 4

Flusso di calore trasmesso dai fumi:

Dove N 1 e H 2 - entalpia dei gas di scarico alla temperatura rispettivamente di ingresso e di uscita dell'HRSG, generata durante la combustione di 1 kg di carburante, kJ/kg;

B - consumo di carburante, kg/s;

H 1 e H 2 - entalpia specifica dei gas di combustione, kJ/kg,

Flusso di calore assorbito dall'acqua, W:

Dove η ku è il coefficiente di utilizzo del calore nell'HRSG; η ku = 0,97;

G n - produzione di vapore, kg/s;

H kvp è l'entalpia del vapore acqueo saturo alla temperatura di uscita, kJ/kg;

H n in - entalgia dell'acqua di alimentazione, kJ/kg,

La quantità di vapore acqueo ricevuta nell'HRSG è determinata dalla formula:

kg/s.

Flusso di calore ricevuto dall'acqua nella zona di riscaldamento:

Dove H k in - entalpia specifica dell'acqua alla temperatura di evaporazione, kJ/kg;

Flusso di calore trasmesso dai fumi all'acqua nella zona di riscaldamento (calore utile):

Dove H x – entalpia specifica dei gas di combustione alla temperatura T x, da qui:

kJ/kg.

Il valore dell'entalpia di combustione di 1 kg di carburante:

Secondo la fig. 1 temperatura fumi corrispondente al valore H x = 5700,45 kJ/kg:

T x = 270 °C.

Differenza di temperatura media nella zona di riscaldamento:

°C.

270 gas di scarico 210 Tenendo conto dell'indice di controflusso:

Dove A f – coefficiente di scambio termico;

m2.

Differenza di temperatura media nella zona di evaporazione:

°C.

320 gas di combustione 270 Tenendo conto dell'indice di controflusso:

187 vapore acqueo 187

Superficie di scambio termico nella zona di riscaldamento:

Dove A f – coefficiente di scambio termico;

m2.

Superficie totale di scambio termico:

F = F n+ F tu,

F= 22,6 + 80 = 102,6 mq.

In conformità con GOST 14248-79, selezioniamo un evaporatore standard con uno spazio di vapore con le seguenti caratteristiche:

diametro cassa mm 1600

numero di fasci tubieri 1

numero di tubi in un fascio 362

superficie di scambio termico, m 2 170

area della sezione trasversale di un colpo

tubi passanti, m 2 0,055

4. Bilancio termico del riscaldatore d'aria

Aria atmosferica con temperatura t°in-x entra nell'apparecchio, dove viene riscaldato ad una certa temperatura t x b-x a causa del calore dei fumi.

Il consumo d'aria, kg/s è determinato in base alla quantità di carburante richiesta:

Dove IN- consumo di carburante, kg/s;

l- consumo d'aria effettivo per bruciare 1 kg di carburante, kg/kg,

I gas di combustione, cedendo il loro calore, vengono raffreddati t dgz = t dg2 Prima tdg4 .

=

Dove H3 E H4- entalpia dei fumi alle temperature t dg3 E tdg4 rispettivamente, kJ/kg,

Flusso di calore assorbito dall'aria, W:

Dove con vx- capacità termica specifica media dell'aria, kJ/(kg K);

0,97 - efficienza del riscaldatore d'aria,

Temperatura finale dell'aria ( t x b-x) è determinato dall'equazione del bilancio termico:

A.

5. Bilancio termico di KTAN

Dopo il riscaldatore d'aria, i gas di scarico entrano in un apparecchio di contatto con un ugello attivo (CTAN), da dove la loro temperatura diminuisce tdg5 = tdg4 fino a temperatura t dg6= 60°C.

Il calore dei fumi viene rimosso da due flussi d'acqua separati. Un flusso entra in contatto diretto con i fumi e l'altro scambia calore con essi attraverso la parete della serpentina.

Flusso di calore sprigionato dai gas di combustione, W:

Dove H5 E H6- entalpia dei fumi alla temperatura tdg5 E t dg6 rispettivamente, kJ/kg,

La quantità di acqua di raffreddamento (totale), kg/s, è determinata dall'equazione del bilancio termico:

dove η è l'efficienza di KTAN, η=0,9,

kg/s.

Flusso di calore assorbito dall'acqua di raffreddamento, W:

Dove G acqua- consumo di acqua di raffreddamento, kg/s:

con acqua- capacità termica specifica dell'acqua, 4,19 kJ/(kg K);

tn acqua E t all'acqua- temperatura dell'acqua rispettivamente all'ingresso e all'uscita del KTAN,

6. Calcolo dell'efficienza di un impianto di recupero calore

Quando si determina il valore di efficienza del sistema sintetizzato ( η che) viene utilizzato un approccio tradizionale.

L’efficienza di un impianto di recupero calore si calcola utilizzando la formula:

7. Valutazione exergetica del sistema forno - caldaia a recupero di calore

Il metodo exergetico di analisi dei sistemi tecnologici energetici consente di valutare nel modo più oggettivo e qualitativo le perdite di energia, che non vengono identificate in alcun modo durante una valutazione convenzionale utilizzando la prima legge della termodinamica. Nel caso in esame viene utilizzata come criterio di valutazione l’efficienza exergetica, definita come il rapporto tra l’exergia estratta e l’exergia fornita al sistema:

Dove E sost- exergia del carburante, MJ/kg;

Risposta E- exergia assorbita dal flusso di vapore acqueo nel forno e nella caldaia a recupero di calore.

Nel caso del combustibile gassoso, l'exergia fornita è la somma dell'exergia del combustibile ( E sub1) e l'exergia atmosferica ( E subv2):

Dove Nn E Ma- entalpia dell'aria alla temperatura di ingresso del forno e alla temperatura ambiente, rispettivamente, kJ/kg;

Quello-298K (25°C);

ΔS- variazione dell'entropia dell'aria, kJ/(kg K).

Nella maggior parte dei casi, l’entità dell’energia atmosferica può essere trascurata, ovvero:

L’exergia rimossa per il sistema in esame è costituita dall’exergia assorbita dal vapore acqueo nel forno ( E foro1) e l'exergia assorbita dal vapore acqueo nell'HRSG ( E foro2).

Per un flusso di vapore riscaldato in forno:

Dove G- consumo di vapore nel forno, kg/s;

N cap1 E N cap2- entalpia del vapore acqueo rispettivamente all'ingresso e all'uscita del forno, kJ/kg;

ΔSVP- variazione di entropia del vapore acqueo, kJ/(kg K).

Per il flusso di vapore acqueo ricevuto nell'HRSG:

Dove Gn- consumo di vapore in HRSG, kg/s;

h al cap- entalpia del vapore acqueo saturo all'uscita dell'HRSG, kJ/kg;

h n dentro- entalpia dell'acqua di alimentazione all'ingresso dell'HRSG, kJ/kg.

Risposta E = E foro 1 + E foro 2 ,

Risposta E= 1965,8 + 296,3 = 2262,1 J/kg.

Conclusione

Dopo aver effettuato i calcoli per l'installazione proposta (recupero del calore dai gas di scarico di un forno tecnologico), possiamo concludere che per una data composizione del combustibile, produttività del forno in termini di vapore acqueo e altri indicatori, il valore di efficienza del sintetizzato il sistema è alto, quindi l'installazione è efficace; Ciò è stato dimostrato anche dalla valutazione exergetica del sistema forno-caldaia a recupero, ma in termini di costi energetici l'impianto lascia molto a desiderare e necessita di miglioramenti.

Elenco della letteratura usata

1. Kharaz D .E. Modi di utilizzo delle risorse energetiche secondarie nelle industrie chimiche / D. I. Kharaz, B. I. Psakhis. – M.: Chimica, 1984. – 224 p.

2. Skoblo A . E. Processi e apparati dell'industria petrolchimica e della raffinazione del petrolio / A. I. Skoblo, I. A. Tregubova, Yu. K., Molokanov. – 2a ed., riveduta. e aggiuntivi – M.: Chimica, 1982. – 584 p.

3. Pavlov K .F. Esempi e compiti per il corso di processi e dispositivi tecnologia chimica: Manuale. Un manuale per le università / K. F. Pavlov, P. G. Romankov, A. A. Noskov; Ed. P. G. Romankova. – 10a edizione, rivista. e aggiuntivi – L.: Chimica, 1987. – 576 p.

Applicazione

Proprietà termofisiche i prodotti della combustione gassosa necessari per calcolare la dipendenza di vari parametri dalla temperatura di un dato mezzo gassoso possono essere stabiliti sulla base dei valori riportati nella tabella. In particolare, le dipendenze indicate per la capacità termica si ottengono nella forma:

Cpsm = a -1/ D,

Dove UN = 1,3615803; B = 7,0065648; C = 0,0053034712; D = 20,761095;

Cpsm = a + bT sm + cT 2 sm,

Dove UN = 0,94426057; B = 0,00035133267; C = -0,0000000539.

La prima dipendenza è preferibile in termini di precisione di approssimazione, la seconda dipendenza può essere adottata per calcoli di precisione inferiore.

Parametri fisici dei gas di scarico
(A P = 0,0981 MPa; R CO2 = 0,13; P H2O = 0,11; R N2 = 0,76)

APPENDICE 3

(riferimento)

Permeabilità all'aria e ai fumi di condotti e valvole d'aria

1. Per determinare perdite o perdite d'aria in relazione ai condotti di ventilazione sistemi di controllo del fumo Si possono utilizzare le seguenti formule ottenute approssimando i dati tabellari:

per condotti d'aria di classe H (nel campo di pressione 0,2 - 1,4 kPa): ΔL = UN(R - B)Con, Dove ΔL- perdite d'aria (perdite), m 3 /m 2 h; R- pressione, kPa; UN = 10,752331; B = 0,0069397038; Con = 0,66419906;

per condotti d'aria di classe P (nel campo di pressione 0,2 - 5,0 kPa): dove un = 0,00913545; b =-3.1647682 · 10 8 ; c =-1.2724412 · 10 9 ; d = 0,68424233.

2. Per le valvole normalmente chiuse di sicurezza antincendio, i valori numerici delle caratteristiche specifiche di resistenza alla penetrazione del fumo e del gas in base alla temperatura del gas corrispondono ai dati ottenuti durante le prove al fuoco al banco di vari prodotti presso la base sperimentale del VNIIPO:

Quando il carbonio del combustibile viene bruciato nell'aria secondo l'equazione (21C+2102 + 79N2=21C02 + 79N2), per ogni volume di C02 nei prodotti della combustione ce ne sono 79: 21 = 3,76 volumi di N2.

Quando si brucia antracite, carboni magri e altri tipi di combustibile alto contenuto carbonio, si formano prodotti di combustione simili nella composizione ai prodotti di combustione del carbonio. Quando si brucia l'idrogeno secondo l'equazione

42H2+2102+79N2=42H20+79N2

Per ogni volume di H20 ci sono 79:42 = 1,88 volumi di azoto.

Nei prodotti della combustione di gas naturali, liquefatti e di coke, combustibili liquidi, legna da ardere, torba, lignite, carbone a fiamma lunga e gassosa e altri tipi di combustibili con un contenuto significativo di idrogeno nella massa combustibile, una grande quantità di vapore acqueo viene formato, talvolta superando il volume della CO2. La presenza di umidità nella parte superiore

Lieve aumenta naturalmente il contenuto di vapore acqueo nei prodotti della combustione.

La composizione dei prodotti della combustione completa dei principali tipi di carburante in un volume d'aria di cento chiometrici è riportata in Tabella. 34. Dai dati di questa tabella è chiaro che nei prodotti della combustione di tutti i tipi di carburante il contenuto di N2 supera significativamente il contenuto totale di C02-f-H20 e nei prodotti della combustione del carbonio è del 79%.

I prodotti della combustione dell'idrogeno contengono il 65% di N2, mentre i prodotti della combustione di gas naturali e liquefatti, benzina, olio combustibile e altri tipi di combustibili idrocarburici ne contengono il 70-74%.

Riso. 5. Capacità termica volumetrica

Prodotti della combustione

4 - prodotti della combustione del carbonio

5 - prodotti della combustione dell'idrogeno

La capacità termica media dei prodotti di combustione completi che non contengono ossigeno può essere calcolata utilizzando la formula

C = 0,01(Cc02C02 + Cso2S02 + C„20H20 + CN2N2) kcal/(m3-°C), (VI. 1)

Dove Сс0г, Csо2, СНа0, CNa sono le capacità termiche volumetriche di anidride carbonica, anidride solforosa, vapore acqueo e azoto, e С02, S02, Н20 e N2 sono il contenuto dei componenti corrispondenti nei prodotti della combustione, % (volume).

In accordo con ciò, la formula (VI. 1) assume la seguente forma:

C=0,01.(Cc02/?02 + CHj0H20-bCNi! N2) kcal/(m3°С). (VI.2)

La capacità termica volumetrica media di C02, H20 e N2 nell'intervallo di temperature da 0 a 2500 °C è riportata nella tabella. 36. Le curve che caratterizzano la variazione della capacità termica volumetrica media di questi gas all'aumentare della temperatura sono mostrate in Fig. 5.

Da quelli riportati in tabella. 16 dati e curve mostrati in Fig. 5, è visibile quanto segue:

1. La capacità termica volumetrica della CO2 supera significativamente la capacità termica dell'H20, che a sua volta supera la capacità termica dell'N2 nell'intero intervallo di temperature da 0 a 2000 °C.

2. La capacità termica della CO2 aumenta con l'aumento della temperatura più velocemente della capacità termica dell'H20 e la capacità termica dell'H20 più velocemente della capacità termica dell'N2. Tuttavia, nonostante ciò, la capacità termica volumetrica media ponderata dei prodotti della combustione di carbonio e idrogeno in volume stechiometrico l'aria differisce poco.

Questa situazione, a prima vista inaspettata, è dovuta al fatto che nei prodotti della combustione completa del carbonio presente nell'aria per ogni metro cubo La CO2, che ha la capacità termica volumetrica più elevata, rappresenta 3,76 m3 di N2 con la capacità termica volumetrica minima

Capacità termica, e nei prodotti della combustione dell'idrogeno, per ogni metro cubo di vapore acqueo, la cui capacità termica volumetrica è inferiore a quella della CO2, ma maggiore di quella dell'N2, c'è la metà della quantità di azoto (1,88 m3) .

Di conseguenza, le capacità termiche volumetriche medie dei prodotti della combustione di carbonio e idrogeno nell'aria vengono livellate, come si può vedere dai dati in tabella. 37 e confronto delle curve 4 e 5 in Fig. 5. La differenza nelle capacità termiche medie ponderate dei prodotti della combustione di carbonio e idrogeno nell'aria non supera il 2%. Naturalmente, le capacità termiche dei prodotti della combustione del carburante, costituiti principalmente da carbonio e idrogeno, in un volume stechiometrico di aria si trovano in una regione ristretta tra le curve 4 e 5 (ombreggiate in Fig. 5).

Prodotti di combustione completa di varia tipologia; i combustibili nell'aria stechiometrica nell'intervallo di temperatura da 0 a 2100 °C hanno la seguente capacità termica, kcal/(m3>°C):

Fluttuazioni della capacità termica dei prodotti della combustione vari tipi i combustibili sono relativamente piccoli. U combustibile solido con un elevato contenuto di umidità (legna da ardere, torba, lignite, ecc.), la capacità termica dei prodotti della combustione nello stesso intervallo di temperature è superiore a quella dei combustibili a basso contenuto di umidità (antracite, carbon fossile, olio combustibile, gas naturale , eccetera.) . Ciò è spiegato dal fatto che quando viene bruciato combustibile con un elevato contenuto di umidità, i prodotti della combustione aumentano il contenuto di vapore acqueo, che ha una capacità termica maggiore rispetto al gas biatomico - azoto.

Nella tabella La Figura 38 mostra le capacità termiche volumetriche medie dei prodotti della combustione completi, non diluiti con aria, per vari intervalli di temperatura.

Tabella 38

Un aumento del contenuto di umidità nel carburante aumenta la capacità termica dei prodotti della combustione a causa di un aumento del contenuto di vapore acqueo in essi nello stesso intervallo di temperature, rispetto alla capacità termica dei prodotti della combustione del carburante con un contenuto di umidità inferiore e allo stesso tempo abbassa la temperatura di combustione del carburante a causa dell'aumento del volume dei prodotti della combustione dovuto alla coppia d'acqua.

All’aumentare del contenuto di umidità nel combustibile, la capacità termica volumetrica dei prodotti della combustione aumenta in un dato intervallo di temperature e contemporaneamente diminuisce l’intervallo di temperatura da 0 a £max a causa della diminuzione del valore<тах. ПОСКОЛЬКУ ТЄПЛОЄМКОСТЬ ГЭЗОВ уМвНЬ — шается с понижением температуры, теплоемкость продуктов сгорания топлива с различной влажностью в интервале температур от нуля до <тах для данного топлива претерпевает незначительные колебания (табл. 39). В соответствии с этим можно принять теплоемкость про­дуктов сгорания всех видов твердого топлива от 0 до tmax равной 0,405, жидкого топлива 0,401, природного, доменного и генераторного газов 0,400 ккал/(м3-°С).

Ciò consente di semplificare notevolmente la determinazione delle temperature calorimetriche e calcolate di combustione (secondo il metodo descritto nel Capitolo VII). L'errore consentito in questo caso solitamente non supera l'1%, ovvero i 20°.

Dall'esame delle curve 4 e 5 in Fig. 5 si può vedere che il rapporto tra i prodotti di capacità termica della combustione completa del carbonio in un volume stechiometrico di aria nell'intervallo di temperature da 0 a t°C, ad esempio da 0 a

200 e da 0 a 2100 °C sono praticamente uguali al rapporto tra le capacità termiche dei prodotti della combustione dell'idrogeno negli stessi intervalli di temperatura. Il rapporto indicato delle capacità termiche C' rimane praticamente costante per i prodotti della combustione completa di vari tipi di combustibile in un volume stechiometrico d'aria.

Nella tabella 40 mostra il rapporto tra le capacità termiche dei prodotti della combustione completa di combustibile con un basso contenuto di zavorra, che si trasforma in prodotti di combustione gassosi (antracite, coke, carbone, combustibile liquido, naturale, petrolio, gas di cokeria, ecc.) nell'intervallo di temperature da 0 a t °C e nell'intervallo di temperature da 0 a 2100 °C. Poiché la capacità termica di questi tipi di combustibile è prossima a 2100 °C, il rapporto tra le capacità termiche C’ indicato è uguale al rapporto tra le capacità termiche nell’intervallo di temperature da 0 a t e da 0 a tm&x-

Nella tabella 40 mostra anche i valori del valore C', calcolato per i prodotti della combustione di carburante con un alto contenuto di zavorra, che si trasforma in prodotti della combustione gassosi durante la combustione del carburante, cioè umidità nel combustibile solido, azoto e anidride carbonica nel combustibile gassoso. La potenza termica di questi tipi di combustibile (legna da ardere, torba, lignite, generatore misto, aria e gas di altoforno) è di 1600-1700 °C.

Tabella 40

Come si può vedere dalla tabella. 40, i valori di C' e K differiscono poco anche per prodotti di combustione di combustibili con diverso contenuto di zavorra e potenza termica.

Calore di combustione. Il potere calorifico inferiore del combustibile gassoso secco Qf varia ampiamente da 4 a 47 MJ/m3 e dipende dalla sua composizione - il rapporto e la qualità di combustibile e non combustibile

Componenti. Il valore Qf più basso è per il gas di altoforno, la cui composizione media è di circa il 30% di gas infiammabili (principalmente monossido di carbonio CO) e circa il 60% di azoto N2 non infiammabile. Più grande

Il valore Qf per i gas associati, la cui composizione è caratterizzata da un alto contenuto di idrocarburi pesanti. Il calore di combustione dei gas naturali oscilla in un intervallo ristretto Qf = 35,5...37,5 MJ/m3.

Il potere calorifico inferiore dei singoli gas inclusi nei combustibili gassosi è riportato nella tabella. 3.2. Per i metodi per determinare il potere calorifico del combustibile gassoso, vedere la sezione 3.

Densità. Esistono densità assolute e relative dei gas.

La densità assoluta del gas pg, kg/m3, è la massa del gas per 1 m3 del volume occupato da questo gas. Quando si calcola la densità di un singolo gas, il suo volume in kilomoli viene considerato pari a 22,41 m3 (come per un gas ideale).

La densità relativa del gas Rotn è il rapporto tra la densità assoluta del gas in condizioni normali e la densità simile dell'aria:

Rotn = Рг / Рв = Рг / 1.293, (6.1)

Dove pg, pE sono rispettivamente la densità assoluta del gas e dell'aria in condizioni normali, kg/m3. Le densità relative dei gas vengono comunemente utilizzate per confrontare tra loro gas diversi.

I valori delle densità assolute e relative dei gas semplici sono riportati nella tabella. 6.1.

La densità della miscela di gas pjM, kg/m3, viene determinata in base alla regola dell'additività, secondo la quale le proprietà dei gas vengono riassunte in base alla loro frazione volumetrica nella miscela:

Dove Xj è il contenuto volumetrico del 7° gas nel carburante, %; (rg); - densità del gas jesimo contenuto nel combustibile, kg/m3; n è il numero di singoli gas nel carburante.

I valori di densità dei combustibili gassosi sono riportati in tabella. P.5.

La densità del gas p, kg/m3, a seconda della temperatura e della pressione, può essere calcolata utilizzando la formula

Dove p0 è la densità del gas in condizioni normali (T0 = 273 K e p0 = 101,3 kPa), kg/m3; p e T sono rispettivamente la pressione effettiva, kPa, e la temperatura assoluta del gas, K.

Quasi tutti i tipi di combustibile gassoso sono più leggeri dell'aria, quindi in caso di perdita il gas si accumula sotto i soffitti. Per motivi di sicurezza, prima di avviare la caldaia, assicurarsi di controllare l'assenza di gas nei luoghi più probabili del suo accumulo.

La viscosità dei gas aumenta con l'aumentare della temperatura. I valori del coefficiente di viscosità dinamica p, Pa-s, possono essere calcolati utilizzando l'equazione empirica di Cesaire-Lenda

Tabella 6.1

Caratteristiche dei componenti del gas combustibile (a t - O °C chr = 101,3 kPa)

Dove p0 è il coefficiente di viscosità dinamica del gas in condizioni normali (G0 = 273 K e p0 - 101,3 kPa), Pa-s; T è la temperatura assoluta del gas, K; C è un coefficiente dipendente dal tipo di gas, K, preso dalla tabella. 6.2.

Per una miscela di gas, il coefficiente di viscosità dinamica può essere determinato approssimativamente dai valori di viscosità dei singoli componenti:

Dove gj è la frazione di massa del gas jesimo nel carburante, %; Tsy è il coefficiente di viscosità dinamica del jesimo componente, Pa-s; n è il numero di singoli gas nel carburante.

In pratica, è ampiamente utilizzato il coefficiente di viscosità cinematica V, m2/s, che
Ciò è correlato alla viscosità dinamica p attraverso la dipendenza dalla densità p

V = r/r. (6.6)

Tenendo conto delle (6.4) e (6.6), il coefficiente di viscosità cinematica v, m2/s, in funzione della pressione e della temperatura, può essere calcolato utilizzando la formula

Dove v0 è il coefficiente di viscosità cinematica del gas in condizioni normali (Go = 273 K e p0 = 101,3 kPa), m2/s; p e G sono rispettivamente la pressione effettiva, kPa, e la temperatura assoluta del gas, K; C è un coefficiente dipendente dal tipo di gas, K, preso dalla tabella. 6.2.

I valori dei coefficienti di viscosità cinematica per i combustibili gassosi sono riportati nella tabella. P.9.

Tabella 6.2

Coefficienti di viscosità e conducibilità termica dei componenti del gas combustibile

(a t = 0 °C ir = 101,3 kPa)

Conduttività termica. Il trasferimento di energia molecolare nei gas è caratterizzato dal coefficiente di conducibilità termica ‘k, W/(m-K). Il coefficiente di conducibilità termica è inversamente proporzionale alla pressione e aumenta all'aumentare della temperatura. I valori del coefficiente X possono essere calcolati utilizzando la formula di Sutherland

Dove X.0 è il coefficiente di conducibilità termica del gas in condizioni normali (G0 = 273 K e Po = 101,3 kPa), W/(m-K); p e T sono rispettivamente la pressione effettiva, kPa, e la temperatura assoluta del gas, K; C è un coefficiente dipendente dal tipo di gas, K, preso dalla tabella. 6.2.

I valori dei coefficienti di conducibilità termica per i combustibili gassosi sono riportati in tabella. P.9.

La capacità termica del combustibile gassoso per 1 m3 di gas secco dipende dalla sua composizione ed è generalmente definita come

4L=0.01(CH2H2+Cco0+

СН4СН4 + сСО2сОг +- + сх. X;), (6.9) dove сН2, сС0, сСш, сС02,…, сх. - capacità termica dei componenti costitutivi del combustibile, rispettivamente idrogeno, monossido di carbonio, metano, anidride carbonica e il componente i-esimo, kJ/(m3-K); H2, CO, CH4, C02, …, Xg--

Le capacità termiche dei componenti combustibili del combustibile gassoso sono riportate nella tabella. Articolo 6, non infiammabile - nella tabella. P.7.

Capacità termica del combustibile gassoso umido

Sggtl, kJ/(m3-K), è definito come

<тл = ctrn + 0,00124cHzq йтля, (6.10) где drTn- влагосодержание газообразного топлива,

Esplosività. Una miscela di gas infiammabile e aria in determinate proporzioni può esplodere in presenza di fuoco o anche di una scintilla, ovvero il processo di accensione e combustione avviene a una velocità prossima alla velocità del suono. Le concentrazioni esplosive di gas infiammabile nell'aria dipendono dalla composizione chimica e dalle proprietà del gas. I limiti di concentrazione volumetrica di accensione per i singoli gas infiammabili miscelati con aria sono riportati in precedenza nella tabella. 6.1. L'idrogeno (4...74% in volume) e il monossido di carbonio (12,5...74%) hanno i limiti di infiammabilità più ampi. Per il gas naturale, i limiti medi di infiammabilità inferiore e superiore in volume sono rispettivamente del 4,5 e del 17%; per la cokeria - 5,6 e 31%; per dominio - 35 e 74%.

Tossicità. La tossicità si riferisce alla capacità di un gas di provocare avvelenamento di organismi viventi. Il grado di tossicità dipende dal tipo di gas e dalla sua concentrazione. I componenti del gas più pericolosi a questo riguardo sono il monossido di carbonio CO e l'idrogeno solforato H2S.

La tossicità delle miscele di gas è determinata principalmente dalla concentrazione del componente più tossico presente nella miscela, mentre i suoi effetti nocivi, di norma, sono notevolmente potenziati in presenza di altri gas nocivi.

La presenza e la concentrazione di gas nocivi nell'aria possono essere determinate con un dispositivo speciale: un analizzatore di gas.

Quasi tutti i gas naturali sono inodori. Per individuare le fughe di gas e adottare misure di sicurezza, il gas naturale viene odorizzato prima di entrare nella tubazione, cioè viene saturo di una sostanza dall'odore pungente (ad esempio i mercaptani).

Il calore di combustione dei diversi tipi di combustibile varia ampiamente. Per l'olio combustibile, ad esempio, è superiore a 40 MJ/kg, mentre per il gas di altoforno e alcune marche di scisti bituminosi è di circa 4 MJ/kg. Anche la composizione dei combustibili energetici varia ampiamente. Pertanto, le stesse caratteristiche qualitative, a seconda del tipo e della marca del carburante, possono differire nettamente l'una dall'altra quantitativamente.

Le caratteristiche del carburante indicate. Per l'analisi comparativa, nel ruolo di caratteristiche che generalizzano la qualità del carburante, vengono utilizzate le caratteristiche date del carburante, %-kg/MJ, che generalmente vengono calcolate utilizzando la formula

Dove xg è un indicatore della qualità del carburante funzionante,%; Q[ - calore specifico di combustione (più basso), MJ/kg.

Quindi, ad esempio, per calcolare il ridotto

Umidità contenuto di ceneri zolfo S„p e

Azoto N^p (per lo stato operativo del carburante)

La formula (7.1) assume la seguente forma, %-kg/MJ:

TOC o "1-3" h z KP=Kl GT; (7.2)

4f=l7e[; (7.3)

SNP=S’/Єї; (7.4)

^p=N7Q[. (7.5)

A titolo esemplificativo, il seguente confronto è indicativo nella condizione di bruciare combustibili diversi in caldaie della stessa potenza termica. Quindi, un confronto tra la ridotta umidità del carbone vicino a Mosca

Marca 2B (WЈp = 3,72%-kg/MJ) e nazarov-

Il carbone 2B (W^p = 3,04%-kg/MJ) mostra che nel primo caso la quantità di umidità introdotta nel focolare della caldaia con combustibile sarà circa 1,2 volte maggiore rispetto al secondo, nonostante il fatto che l'umidità operativa del carbone vicino a Mosca (W[ = 31%) è inferiore a quella di

Carbone di Nazarovo (Wf= 39%).

Carburante condizionale. Nel settore energetico, per confrontare l'efficienza dell'uso del combustibile in diversi impianti di caldaie, per pianificare la produzione e il consumo di combustibile nei calcoli economici, è stato introdotto il concetto di combustibile di riferimento. Come combustibile standard, è accettato tale combustibile, il cui calore specifico di combustione (il più basso) in condizioni di lavoro è pari a Qy T = 29300 kJ/kg (o

7000 kcal/kg).

Per ogni combustibile naturale esiste un cosiddetto equivalente termico adimensionale E, che può essere più o meno di uno:

Quando si costruisce un forno, idealmente, si vorrebbe avere un progetto che fornisca automaticamente tutta l'aria necessaria per la combustione. A prima vista, questo può essere fatto usando un camino. Infatti quanto più intensamente la legna arde, tanto più devono essere i fumi caldi, tanto maggiore deve essere il tiraggio (modello a carburatore). Ma non è vero. Il tiraggio non dipende assolutamente dalla quantità di fumi caldi generati. Il tiraggio è la differenza di pressione nel tubo dalla testata al focolare. È determinato dall'altezza del tubo e dalla temperatura dei fumi, o meglio dalla loro densità.

La spinta è determinata dalla formula:

F= A(p in - p d) h

dove F è il tiraggio, A è il coefficiente, p in è la densità dell'aria esterna, p d è la densità dei fumi, h è l'altezza del tubo

La densità dei fumi si calcola utilizzando la formula:

p d = p dentro (273+t dentro) / (273+t d)

dove t in e t d sono la temperatura in gradi Celsius dell'aria atmosferica esterna al tubo e dei gas di scarico nel tubo.

La velocità di movimento dei gas di combustione nel tubo (flusso volumetrico, ovvero la capacità di aspirazione del tubo) G non dipende affatto dall'altezza del camino ed è determinata dalla differenza di temperatura tra i fumi e l'aria esterna, nonché dalla sezione trasversale del camino. Da ciò derivano alcune conclusioni pratiche.

Innanzitutto, i camini sono alti non per aumentare il flusso d'aria attraverso il focolare, ma solo per aumentare il tiraggio (cioè la caduta di pressione nel tubo). Questo è molto importante per evitare che il tiraggio si ribalti (fumando la stufa) durante il supporto del vento (la quantità di tiraggio deve sempre superare il possibile supporto del vento).

In secondo luogo, è conveniente regolare il flusso d'aria utilizzando dispositivi che modificano la sezione trasversale aperta del tubo, ovvero utilizzando valvole. Quando l'area della sezione trasversale del canale del camino viene aumentata, ad esempio, della metà, ci si può aspettare un aumento di circa due volte del flusso d'aria volumetrico attraverso il focolare.

Spieghiamolo con un esempio semplice e chiaro. Abbiamo due forni identici. Uniamoli in uno solo. Otteniamo una stufa due volte più grande con il doppio della quantità di legna che brucia, con il doppio del flusso d'aria e della sezione trasversale del tubo. Oppure (che è la stessa cosa), se nel focolare divampa sempre più legna da ardere, è necessario aprire sempre di più le valvole sul tubo.

Terzo, se la stufa brucia normalmente in uno stato stazionario e lasciamo inoltre entrare un flusso di aria fredda nel focolare oltre la legna che brucia nel camino, i gas di scarico si raffredderanno immediatamente e il flusso d'aria attraverso la stufa sarà ridotto. Allo stesso tempo, il legno che brucia inizierà a spegnersi. Cioè, non sembriamo influenzare direttamente la legna da ardere e dirigere un flusso aggiuntivo oltre la legna da ardere, ma si scopre che il tubo può far passare meno gas di combustione rispetto a prima, quando questo flusso d'aria aggiuntivo era assente. Il tubo stesso ridurrà il flusso d'aria che c'era in precedenza verso la legna da ardere e inoltre non lascerà entrare un ulteriore flusso di aria fredda. In altre parole, il camino verrà bloccato.

Per questo motivo sono dannose le perdite di aria fredda attraverso le fessure dei camini, gli eccessivi flussi d'aria nel focolare e, in generale, eventuali dispersioni di calore nel camino, con conseguente abbassamento della temperatura dei fumi.

In quarto luogo, maggiore è il coefficiente di resistenza gasdinamica del camino, minore è la portata d'aria. Cioè è consigliabile rendere le pareti del camino il più lisce possibile, senza turbolenze e senza curve.

In quinto luogo, quanto più bassa è la temperatura dei gas di combustione, tanto più bruscamente cambia il flusso d'aria quando la temperatura dei gas di scarico varia, il che spiega la situazione di instabilità del tubo durante l'accensione del forno.

Al sesto, ad alte temperature dei fumi, la portata d'aria non dipende dalla temperatura dei fumi. Cioè, quando il forno si riscalda fortemente, il flusso d'aria smette di aumentare e inizia a dipendere solo dalla sezione trasversale del tubo.

Problemi di instabilità sorgono non solo quando si analizzano le caratteristiche termiche del tubo, ma anche quando si considera la dinamica dei flussi di gas nel tubo. In effetti, un camino è un pozzo pieno di gas di combustione leggeri. Se questo gas di combustione leggero non sale verso l'alto molto rapidamente, è possibile che l'aria esterna pesante affoghi semplicemente nel gas leggero e crei una corrente discendente nel tubo. Questa situazione è particolarmente probabile quando le pareti della canna fumaria sono fredde, cioè durante l'accensione della stufa.

Riso. 1. Schema del movimento dei gas in un camino freddo: 1 - focolare; 2 - alimentazione d'aria attraverso il ventilatore; 3-camino; 4 - valvola; 5 - dente del camino; 6-gas di scarico; 7-aria fredda che cade; 8 - flusso d'aria che provoca il ribaltamento della spinta.

a) tubo verticale liscio aperto
b) tubo con valvola e dente
c) tubo con valvola superiore

Le frecce continue indicano la direzione del movimento dei gas di combustione caldi e leggeri. Le frecce tratteggiate indicano la direzione del movimento dei flussi verso il basso di aria fredda e pesante dall'atmosfera.

SU riso. 1a viene mostrato schematicamente un forno in cui viene fornita aria 2 e attraverso un camino vengono scaricati i gas di combustione 6. Se la sezione trasversale del camino è grande (o la velocità di movimento dei gas di scarico è piccola), quindi come risultato di qualche fluttuazione dell'aria atmosferica fredda e pesante 7 inizia a penetrare nel camino, raggiungendo anche il focolare. Questo flusso in caduta può sostituire il flusso d'aria “standard” attraverso la cenere 2. Anche se la stufa è bloccata con tutte le porte e tutte le serrande di aspirazione dell'aria sono chiuse, la stufa può comunque bruciare a causa dell'aria proveniente dall'alto. Del resto, questo è esattamente ciò che accade spesso quando i carboni si spengono con lo sportello del forno chiuso. Può verificarsi anche una completa inversione del tiraggio: l'aria entrerà dall'alto attraverso il tubo ed i fumi usciranno dalla porta.

In realtà sulla parete interna del camino sono sempre presenti irregolarità, escrescenze e asperità, in caso di collisione con le quali i fumi e le correnti d'aria fredda controcorrente vorticano e si mescolano tra loro. Il flusso d'aria fredda verso il basso viene espulso o, una volta riscaldato, inizia a salire verso l'alto mescolato con gas caldi.

L'effetto di dispiegamento dei flussi di aria fredda verso il basso verso l'alto è rafforzato dalla presenza di valvole parzialmente aperte, nonché dal cosiddetto dente, ampiamente utilizzato nella tecnologia di produzione dei caminetti ( riso. 1b). Il dente impedisce il flusso di aria fredda dal camino allo spazio del caminetto e quindi impedisce al caminetto di fumare.

Le correnti d'aria verso il basso nel tubo sono particolarmente pericolose in caso di nebbia: i gas di scarico non sono in grado di evaporare le più piccole goccioline d'acqua, si raffreddano, il tiraggio diminuisce e possono persino ribaltarsi. Il forno fa molto fumo e non si accende.

Per lo stesso motivo le stufe con la canna fumaria umida fanno molto fumo. Per evitare correnti discendenti, le valvole superiori sono particolarmente efficaci ( riso. 1c), regolabile in funzione della velocità dei fumi nel camino. Tuttavia, il funzionamento di tali valvole è scomodo.

Riso. 2. Dipendenza del coefficiente di eccesso d'aria a dal tempo di riscaldamento del forno (curva continua). La curva tratteggiata rappresenta la portata d'aria G necessaria per la completa ossidazione dei prodotti della combustione del legno (incluse fuliggine e sostanze volatili) nei fumi (in unità relative). La curva tratteggiata è la portata d'aria effettiva G del tubo fornita dal tiraggio del tubo (in unità relative). Il coefficiente d'aria in eccesso è il quoziente della separazione del tubo G dall'ingresso G

Un tiraggio stabile e sufficientemente forte si verifica solo dopo che le pareti del camino si sono riscaldate, il che richiede molto tempo, quindi all'inizio della combustione non c'è sempre abbastanza aria. Il coefficiente d'aria in eccesso è inferiore all'unità e la stufa fuma ( riso. 2). E viceversa: a fine combustione il camino rimane caldo, il tiraggio permane a lungo, nonostante la legna sia quasi bruciata (il coefficiente di eccesso d'aria è maggiore di uno). Le stufe in metallo con camini coibentati in metallo raggiungono le condizioni operative più velocemente grazie alla loro bassa capacità termica rispetto ai camini in mattoni.

L'analisi dei processi nel camino può essere continuata, ma è già chiaro che non importa quanto sia buona la stufa stessa, tutti i suoi vantaggi possono essere annullati da un cattivo camino. Naturalmente, l'ideale sarebbe sostituire la canna fumaria con un moderno sistema di scarico forzato dei fumi mediante elettroventilatore con portata regolabile e precondensazione dell'umidità dei fumi. Un tale sistema, tra le altre cose, potrebbe purificare i gas di scarico da fuliggine, monossido di carbonio e altre impurità nocive, nonché raffreddare i gas di scarico scaricati e fornire recupero di calore.

Ma tutto questo è in un lontano futuro. Per un residente estivo e un giardiniere, un camino a volte può diventare molto più costoso della stufa stessa, soprattutto nel caso del riscaldamento di una casa a più livelli. I camini delle saune sono generalmente più semplici e corti, ma la potenza termica della stufa può essere molto elevata. Tali tubi, di regola, sono molto caldi per tutta la loro lunghezza, da essi spesso volano scintille e cenere, ma la perdita di condensa e fuliggine è insignificante.

Se attualmente prevedi di utilizzare l'edificio dello stabilimento balneare solo come stabilimento balneare, il tubo può essere reso non isolato. Se si pensa allo stabilimento balneare anche come luogo di eventuale soggiorno (residenza temporanea, pernottamento), soprattutto in inverno, allora è più opportuno realizzare subito la tubazione coibentata, e di alta qualità, “a vita”. In questo caso, la stufa può essere cambiata almeno ogni giorno, il design può essere selezionato in modo migliore e più necessario e il tubo sarà lo stesso.

Almeno, se la stufa funziona in modalità di combustione a lungo termine (legna senza fiamma), è assolutamente necessario isolare il tubo, poiché a basse potenze (1 - 5 kW) il tubo metallico non isolato diventerà completamente freddo, la condensa scorrerà abbondantemente , che nelle gelate più severe può addirittura congelare e ostruire il tubo con il ghiaccio. Ciò è particolarmente pericoloso in presenza di reti parascintille e di ombrelloni con piccole luci di passaggio. I parascintille sono consigliabili per incendi intensi in estate ed estremamente pericolosi in condizioni di bassa combustione della legna in inverno. A causa del possibile intasamento dei tubi con ghiaccio, nel 1991 è stata vietata l'installazione di deflettori e cappe sui tubi delle stufe (e anche prima sui camini delle stufe a gas).

Per gli stessi motivi, non dovresti lasciarti trasportare dall'altezza del tubo: il livello del tiraggio non è così importante per una stufa per sauna non girevole. Se inizia a fumare, puoi sempre ventilare rapidamente la stanza. Ma l'altezza sopra il colmo del tetto (almeno 0,5 m) deve essere mantenuta per evitare che il tiraggio si ribalti durante le raffiche di vento. Sui tetti piani il tubo deve sporgere sopra il manto nevoso. In ogni caso è meglio avere un tubo più basso, ma più caldo (rispetto a uno più alto, ma più freddo). I tubi alti in inverno sono sempre freddi e pericolosi da utilizzare.

I camini freddi presentano molti svantaggi. Allo stesso tempo, i tubi non isolati, ma non molto lunghi sulle stufe metalliche si riscaldano rapidamente quando vengono accesi (molto più velocemente dei tubi in mattoni), rimangono caldi durante un riscaldamento vigoroso e quindi sono ampiamente utilizzati negli stabilimenti balneari (e non solo negli stabilimenti balneari), in particolare poiché sono relativamente economici. I tubi in cemento-amianto non vengono utilizzati sulle stufe metalliche, poiché sono pesanti e si rompono anche se surriscaldati, provocando la rottura dei frammenti.

Riso. 3. I progetti più semplici di camini metallici: 1 - camino rotondo in metallo; 2 - parascintille; 3 - tappo per proteggere il tubo dalle precipitazioni; 4 - travi; 5 - rivestimento del tetto; 6 - blocchi di legno tra le travi (o travi) per creare un'apertura tagliafuoco (taglio) nel tetto o nel soffitto (se necessario); 7 - colmo del tetto; 8 - coperture morbide (cartone animato, isolante in idrovetro, tegole morbide, lastre di cartone ondulato-bitume, ecc.); 9 - lamiera metallica per la copertura del tetto e copertura dell'apertura (è consentito l'uso di una lamiera piana di aceido - pannello isolante elettrico in cemento-amianto); 10 - tampone drenante in metallo; 11 - sigillatura dell'intercapedine con amianto (giunto); 12 - cappuccio a lontra in metallo; 13 - travi del soffitto (con spazio riempito con isolamento); 14 - rivestimento del soffitto; 15 - piano mansardato (se necessario); 16 - lamiera per taglio soffitto; 17 - angoli di rinforzo in metallo; 18 - copertura metallica per rivestimento del soffitto (se necessario); 19 - isolante resistente al calore non infiammabile (argilla espansa, sabbia, perlite, lana minerale); 20 - copertura protettiva (lamiera metallica sopra uno strato di cartone amianto spessore 8 mm); 21 - schermo per tubi metallici.

a) tubo non isolato termicamente;
b) un tubo schermato termicamente isolato con una resistenza al trasferimento di calore di almeno 0,3 m 2 -deg/W (che equivale ad uno spessore di mattone di 130 mm o ad uno spessore di isolamento in lana minerale di 20 mm).

SU riso. 3 Vengono presentati gli schemi di installazione tipici di tubi metallici non isolati. Il tubo stesso deve essere acquistato in acciaio inossidabile con uno spessore di almeno 0,7 mm. Il diametro più comune del tubo russo è 120 mm, quello finlandese è 115 mm.

Secondo GOST 9817-95, l'area della sezione trasversale di un camino multigiro deve essere di almeno 8 cm 2 per 1 kW di potenza termica nominale rilasciata nel focolare durante la combustione della legna. Questa potenza non deve essere confusa con la potenza termica di una stufa ad alta intensità di calore, rilasciata dalla superficie esterna in mattoni della stufa nella stanza secondo SNiP 2.04.05-91. Questo è uno dei tanti malintesi dei nostri documenti normativi. Poiché le stufe ad alta intensità di calore vengono solitamente riscaldate solo 2-3 ore al giorno, la potenza nel focolare è circa dieci volte maggiore della potenza di rilascio del calore dalla superficie di una stufa in mattoni.

La prossima volta parleremo delle caratteristiche dell'installazione dei camini.