Proprietà termofisiche dei fumi. Caratteristiche termofisiche e proprietà dei gas Calcolo della camera radiante e della camera convettiva

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 combustione
(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 le perdite o le perdite d'aria in relazione ai condotti di ventilazione dei 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:

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 di un impianto di recupero del calore per i gas di scarico di un forno di processo

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 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 dal lato del flusso dei fumi. 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 è nota la composizione elementare del combustibile, la composizione in massa dei gas di combustione 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, quindi temperatura media la 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 r= 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

Troviamo la temperatura media dei fumi:

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 ceduto 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 controcorrente:

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 ceduto dai gas di scarico, 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 in modo più obiettivo 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 N n 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

L'aria umida è una miscela di aria secca e vapore acqueo. Nell'aria insatura, l'umidità si trova nello stato di vapore surriscaldato e quindi le proprietà dell'aria umida possono essere descritte approssimativamente dalle leggi dei gas ideali.

Le principali caratteristiche dell’aria umida sono:

1. Umidità assoluta G, che determina la quantità di vapore acqueo contenuto in 1 m 3 di aria umida. Il vapore acqueo occupa l'intero volume della miscela, quindi l'umidità assoluta dell'aria è pari alla massa di 1 m 3 di vapore acqueo o alla densità del vapore, kg/m 3

2. L'umidità relativa dell'aria j è espressa dal rapporto tra l'umidità assoluta dell'aria e la sua massima umidità possibile alla stessa pressione e temperatura o dal rapporto tra la massa di vapore acqueo contenuta in 1 m 3 di aria umida e la massa di vapore acqueo necessario per saturare completamente 1 m 3 di aria umida alla stessa pressione e temperatura.

L'umidità relativa determina il grado di saturazione dell'aria con umidità:

, (1.2)

dov'è la pressione parziale del vapore acqueo corrispondente alla sua densità Pa; - pressione di vapore saturo alla stessa temperatura, Pa; - la massima quantità possibile di vapore in 1 m 3 di aria umida satura, kg/m 3 ; - densità del vapore alla pressione parziale e alla temperatura dell'aria umida, kg/m3.

La relazione (1.2) è valida solo quando si può assumere che il vapore liquido sia un gas ideale fino allo stato di saturazione.

La densità dell'aria umida r è la somma delle densità del vapore acqueo e dell'aria secca a pressioni parziali di 1 m 3 di aria umida alla temperatura dell'aria umida T, A:

(1.3)

dov'è la densità dell'aria secca alla pressione parziale di 1 m 3 di aria umida, kg/m 3 ; - pressione parziale dell'aria secca, Pa; - costante dei gas dell'aria secca, J/(kg×K).

Esprimendo e utilizzando l'equazione di stato per l'aria e il vapore acqueo, otteniamo

, (1.5)

dove è il flusso di massa di aria e vapore acqueo, kg/s.

Queste uguaglianze sono valide per lo stesso volume V aria umida e la stessa temperatura. Dividendo la seconda uguaglianza per la prima, otteniamo un'altra espressione per il contenuto di umidità

. (1.6)

Sostituendo qui i valori delle costanti dei gas per l'aria J/(kg × K) e per il vapore acqueo J/(kg × K), otteniamo il valore del contenuto di umidità espresso in chilogrammi di vapore acqueo per 1 kg di aria secca

. (1.7)

Sostituendo la pressione parziale dell'aria con il valore , dove dal precedente e IN– pressione atmosferica barometrica nelle stesse unità di R, otteniamo per l'aria umida sotto pressione barometrica

. (1.8)

Pertanto, ad una determinata pressione barometrica, il contenuto di umidità dell'aria dipende solo dalla pressione parziale del vapore acqueo. Il massimo contenuto di umidità possibile nell'aria, da dove

. (1.9)

Poiché la pressione di saturazione aumenta con la temperatura, la quantità massima possibile di umidità che può essere contenuta nell'aria dipende dalla sua temperatura, e maggiore è la temperatura, maggiore è. Se le equazioni (1.7) e (1.8) vengono risolte per e , allora otteniamo

(1.10)

. (1.11)

Volume di aria umida in entrata metri cubi, per 1 kg di aria secca, è calcolato dalla formula

(1.12)

Volume specifico di aria umida v, m 3 /kg, si determina dividendo il volume di aria umida per la massa della miscela per 1 kg di aria secca:

L'aria umida come refrigerante è caratterizzata da un'entalpia (in kilojoule per 1 kg di aria secca) pari alla somma delle entalpie dell'aria secca e del vapore acqueo

(1.14)

dove è la capacità termica specifica dell'aria secca, kJ/(kg×K); T– temperatura dell'aria, °C; io- entalpia del vapore surriscaldato, kJ/kg.

L'entalpia di 1 kg di vapore acqueo saturo secco a basse pressioni è determinata dalla formula empirica kJ/kg:

dove è un coefficiente costante approssimativamente uguale all'entalpia del vapore alla temperatura di 0 °C; = 1,97 kJ/(kg×K) – capacità termica specifica del vapore.

Sostituendo i valori io nell’espressione (1.14) e prendendo il calore specifico dell’aria secca costante e pari a 1.0036 kJ/(kg×K), troviamo l’entalpia dell’aria umida in kilojoule per 1 kg di aria secca:

Per determinare i parametri del gas umido, vengono utilizzate equazioni simili a quelle discusse sopra.

, (1.17)

dov'è la costante dei gas per il gas in esame; R- pressione del gas.

Entalpia del gas, kJ/kg,

dove è la capacità termica specifica del gas, kJ/(kg×K).

Contenuto di umidità assoluta del gas:

. (1.19)

Quando si calcolano gli scambiatori di calore a contatto per refrigeranti aria-acqua, è possibile utilizzare i dati nella tabella. 1.1-1.2 o dipendenze calcolate per determinare i parametri fisico-chimici dell'aria (1.24-1.34) e dell'acqua (1.35). Per i gas di combustione possono essere utilizzati i dati della tabella 1. 1.3.

Densità del gas umido, kg/m3:

, (1.20)

dove è la densità del gas secco a 0 °C, kg/m3; M g, M p – masse molecolari di gas e vapore.

Coefficiente di viscosità dinamica del gas umido, Pa×s:

, (1.21)

dov'è il coefficiente di viscosità dinamica del vapore acqueo, Pa×s; - coefficiente di viscosità dinamica del gas secco, Pa×s; - concentrazione in massa del vapore, kg/kg.

Capacità termica specifica del gas umido, kJ/(kg×K):

Coefficiente di conduttività termica del gas umido, W/(m×K):

, (1.23)

Dove K– indice adiabatico; IN– coefficiente (per i gas monoatomici IN= 2,5; per i gas biatomici IN= 1,9; per i gas triatomici IN = 1,72).

Tabella 1.1. Proprietà fisiche aria secca ( R= 0,101 MPa)

Le proprietà termofisiche dell'aria secca possono essere approssimate dalle seguenti equazioni.

Viscosità cinematica dell'aria secca a temperature da -20 a +140 °C, m 2 /s:

Papà; (1.24)

e da 140 a 400 °C, m 2 /s:

. (1.25)

Tabella 1.2. Proprietà fisiche dell'acqua in stato di saturazione

Densità del gas umido, kg/m3.

2. calore portato via dai gas di scarico. Determiniamo la capacità termica dei gas di combustione a tух =8000С;

3. perdita di calore attraverso la muratura per conduttività termica.

Perdite attraverso il caveau

Lo spessore della volta è di 0,3 m, il materiale è argilla refrattaria. Assumiamo che la temperatura della superficie interna della volta sia uguale alla temperatura dei gas.

Temperatura media del forno:

In base a questa temperatura, selezioniamo il coefficiente di conducibilità termica del materiale refrattario:

Pertanto, le perdite attraverso il caveau sono:

dove α è il coefficiente di scambio termico dalla superficie esterna delle pareti all'aria circostante, pari a 71,2 kJ/(m2*h*0С)

Perdite attraverso i muri. Le pareti sono posate in due strati (argilla refrattaria 345 mm, diatomite 115 mm)

Superficie della parete, m2:

Zona metodica

Zona di saldatura

Zona di Tomilnoy

Tortsevykh

Superficie totale delle pareti 162,73 m2

Con una distribuzione lineare della temperatura sullo spessore della parete, la temperatura media dell'argilla refrattaria sarà di 550°C e della diatomite di 1500°C.

Quindi.

Perdite totali dovute alla muratura

4. Secondo i dati pratici, si presume che la perdita di calore con l'acqua di raffreddamento sia pari al 10% del reddito Qx, ovvero Qx + Qp

5. Si presuppone che le perdite non contabilizzate siano pari al 15% Q del guadagno di calore

Creiamo un'equazione per il bilancio termico del forno

Riassumiamo il bilancio termico del forno nella Tabella 1; 2

Tabella 1

Tavolo 2

Il consumo di calore specifico per riscaldare 1 kg di metallo sarà

Supponiamo che la stufa abbia bruciatori “pipe-in-pipe” installati.

Ci sono 16 pezzi nelle zone di saldatura, 4 pezzi nella zona di ebollizione. totale bruciatori 20 pz. Determiniamo la quantità stimata di aria che arriva a un bruciatore.

Vв - flusso d'aria orario;

TV - 400+273=673 K - temperatura riscaldamento aria;

N – numero di bruciatori.

La pressione dell'aria davanti al bruciatore è considerata pari a 2,0 kPa. Ne consegue che la portata d'aria necessaria è fornita dal bruciatore DBV 225.

Determiniamo la quantità stimata di gas per bruciatore;

VГ =В=2667 consumo orario di carburante;

TG =50+273=323 K - temperatura del gas;

N – numero di bruciatori.

8. Calcolo del recuperatore

Per riscaldare l'aria stiamo progettando uno scambiatore di calore ad anello metallico costituito da tubi di diametro 57/49,5 mm con disposizione a corridoio con il loro passo

Dati iniziali per il calcolo:

Consumo orario di carburante B=2667 kJ/h;

Consumo d'aria per 1 m3 di carburante Lα = 13,08 m3/m3;

La quantità di prodotti della combustione di 1 m3 di gas combustibile Vα = 13,89 m3/m3;

Temperatura di riscaldamento dell'aria tв = 4000С;

Temperatura dei gas di scarico del forno tух=8000С.

Portata d'aria oraria:

Produzione oraria di fumo:

Quantità oraria di fumo che attraversa il recuperatore, tenendo conto delle perdite di fumo per detonazione e attraverso la serranda di bypass e l'aspirazione dell'aria.

Il coefficiente m, tenendo conto delle perdite di fumo, è considerato pari a 0,7.

Il coefficiente che tiene conto delle perdite d'aria nei suini sarà considerato pari a 0,1.

Temperatura dei fumi davanti al recuperatore, tenendo conto delle perdite d'aria;

dove iух – contenuto termico dei gas di scarico a tух=8000С

Questo contenuto di calore corrisponde alla temperatura dei fumi tD=7500C. (vedi Fig.67(3))