Termofysiske egenskaper til røykgasser. Termofysiske egenskaper og egenskaper til gasser Beregning av strålingskammeret og konveksjonskammeret

Termofysiske egenskaper gassformige forbrenningsprodukter som er nødvendige for å beregne avhengigheten av ulike parametere av temperaturen til et gitt gassformig medium kan fastsettes basert på verdiene gitt i tabellen. Spesielt oppnås de angitte avhengighetene for varmekapasiteten i formen:

C psm = a -1/ d,

Hvor en = 1,3615803; b = 7,0065648; c = 0,0053034712; d = 20,761095;

C psm = a + bT sm + cT 2 sm,

Hvor en = 0,94426057; b = 0,00035133267; c = -0,0000000539.

Den første avhengigheten er å foretrekke når det gjelder tilnærmingsnøyaktighet, den andre avhengigheten kan brukes for beregninger med lavere nøyaktighet.

Fysiske parametere for røykgasser
(på P = 0,0981 MPa; R CO2 = 0,13; s H20 = 0,11; R N2 = 0,76)

VEDLEGG 3

(henvisning)

Luft- og røykgjennomtrengelighet av luftkanaler og ventiler

1. For å bestemme lekkasjer eller luftlekkasjer i forhold til ventilasjonskanalene til røykkontrollsystemer, kan følgende formler oppnådd ved å tilnærme tabelldata brukes:

for klasse H luftkanaler (i trykkområdet 0,2 - 1,4 kPa): ΔL = EN(R - b)Med, Hvor ΔL- luftlekkasjer (lekkasje), m 3 /m 2 h; R- trykk, kPa; EN = 10,752331; b = 0,0069397038; Med = 0,66419906;

for klasse P luftkanaler (i trykkområdet 0,2 - 5,0 kPa): hvor a = 0,00913545; b =-3.1647682 · 10 8 ; c =-1,2724412 · 10 9 ; d = 0,68424233.

2. For brannsikkerhet, normalt lukkede ventiler, tilsvarer de numeriske verdiene for de spesifikke egenskapene til motstand mot røyk og gasspenetrering, avhengig av gasstemperaturen, dataene oppnådd under benkebranntester av forskjellige produkter ved eksperimentell base av VNIIPO:

Statens utdanningsinstitusjon for høyere utdanning yrkesopplæring

"Samara-staten teknisk universitet»

Institutt for kjemisk teknologi og industriell økologi

KURSARBEID

i faget "Teknisk termodynamikk og varmeteknikk"

Tema: Beregning av en varmegjenvinningsinstallasjon for avgassene til en prosessovn

Fullført av: Student Ryabinina E.A.

ZF kurs III gruppe 19

Sjekket av: Konsulent Churkina A.Yu.

Samara 2010

Introduksjon

De fleste kjemiske virksomheter genererer høy- og lavtemperatur termisk avfall, som kan brukes som sekundære energiressurser (SER). Disse inkluderer røykgasser fra ulike kjeler og prosessovner, avkjølte strømmer, kjølevann og spilldamp.

Termisk RES dekker i stor grad varmebehovet til individuelle bransjer. I nitrogenindustrien dekkes dermed mer enn 26% av varmebehovet gjennom fornybare energikilder, og i brusindustrien - mer enn 11%.

Antall brukte SER-er avhenger av tre faktorer: temperaturen til SER-ene, deres termiske kraft og kontinuiteten i utgangen.

For tiden er den mest utbredte gjenvinningen av varme fra industrielle avfallsgasser, som for nesten alle branntekniske prosesser har et høyt temperaturpotensial og kan brukes kontinuerlig i de fleste bransjer. Varmen fra avgasser er hovedkomponenten i energibalansen. Den brukes først og fremst til teknologiske, og i noen tilfeller, til energiformål (i spillvarmekjeler).

Den utbredte bruken av høytemperatur termiske HER-er er imidlertid assosiert med utviklingen av resirkuleringsmetoder, inkludert varmen fra varme slagger, produkter osv., nye metoder for resirkulering av varmen fra avfallsgasser, samt forbedring av designene til eksisterende gjenvinningsutstyr.

1. Beskrivelse teknologisk ordning

I rørformede ovner som ikke har et konveksjonskammer, eller i strålekonveksjonsovner, men med en relativt høy starttemperatur på det oppvarmede produktet, kan temperaturen på avgassene være relativt høy, noe som fører til økte varmetap, en reduksjon i ovnseffektivitet og høyere drivstofforbruk. Derfor er det nødvendig å bruke varmen fra avgassene. Dette kan oppnås enten ved å bruke en luftvarmer, som varmer opp luften som kommer inn i ovnen for brenselforbrenning, eller ved å installere spillvarmekjeler, som gjør det mulig å skaffe vanndamp som er nødvendig for teknologiske behov.

For å varme opp luften kreves det imidlertid ekstra kostnader for konstruksjon av en luftvarmer, en vifte, samt ekstra strømforbruk som forbrukes av viftemotoren.

For å sikre normal drift av luftvarmeren, er det viktig å forhindre muligheten for korrosjon av overflaten fra siden av røykgasstrømmen. Dette fenomenet er mulig når temperaturen på varmevekslingsoverflaten er under duggpunkttemperaturen; i dette tilfellet blir en del av røykgassene, i direkte kontakt med overflaten til luftvarmeren, betydelig avkjølt, vanndampen i dem kondenserer delvis og, absorberer svoveldioksid fra gassene, danner en aggressiv svak syre.

Duggpunktet tilsvarer temperaturen der trykket til mettet vanndamp er lik partialtrykket til vanndampen i røykgassene.

En av de mest pålitelige metodene for beskyttelse mot korrosjon er å forvarme luften på en eller annen måte (for eksempel i vann- eller dampvarmere) til en temperatur over duggpunktet. Slik korrosjon kan også oppstå på overflaten av konveksjonsrør dersom temperaturen på fôret som kommer inn i ovnen er under duggpunktet.

Varmekilden for å øke temperaturen til mettet damp er oksidasjonsreaksjonen (forbrenningsreaksjonen) til det primære brenselet. Røykgassene som dannes ved forbrenning, avgir varmen i strålingen og deretter konveksjonskamrene til råstoffstrømmen (vanndamp). Overopphetet vanndamp tilføres forbrukeren, og forbrenningsprodukter forlater ovnen og går inn i spillvarmekjelen. Ved utgangen fra HRSG føres mettet vanndamp tilbake inn i dampoveropphetingsovnen, og røykgassene, avkjølt av matevann, kommer inn i luftvarmeren. Fra luftvarmeren kommer røykgasser inn i KTAN, hvor vannet som kommer inn gjennom spolen varmes opp og går direkte til forbrukeren, og røykgassene slippes ut i atmosfæren.

2. Ovnsberegning

2.1 Beregning av forbrenningsprosessen

La oss bestemme den lavere forbrenningsvarmen til drivstoff Q R n. Hvis drivstoffet er et individuelt hydrokarbon, er dets forbrenningsvarme Q R n lik standard forbrenningsvarme minus fordampningsvarmen til vann som finnes i forbrenningsproduktene. Det kan også beregnes ved å bruke standard termiske effekter av dannelsen av initiale og sluttprodukter basert på Hess' lov.

For et drivstoff som består av en blanding av hydrokarboner, bestemmes forbrenningsvarmen av additivitetsregelen:

Hvor Q pi n- forbrenningsvarme Jeg-th drivstoffkomponent;

y jeg- konsentrasjon Jeg-th drivstoffkomponent i brøkdeler av enhet, da:

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 .

Molar masse av drivstoff:

Mm = Σ M i ∙ y jeg ,

Hvor M i- molar masse Jeg-th drivstoffkomponent, herfra:

M m = 16,042 ∙ 0,987 + 30,07 ∙ 0,0033 + 44,094 ∙ 0,0012 + 58,120 ∙ 0,0004 + 72,15 ∙ 0,0001 + 44,0 ∙ 0,0001 + 44,0+ 07 = 16,25 kg/mol.

kg/m 3,

Deretter Q R n cm, uttrykt i MJ/kg, er lik:

MJ/kg.

Beregningsresultatene er oppsummert i tabell. 1:

Drivstoffsammensetning Tabell 1

La oss bestemme grunnstoffsammensetningen til drivstoffet, % (masse):

,

Hvor n i C , NIH , n i N , n i O- antall karbon-, hydrogen-, nitrogen- og oksygenatomer i molekylene til individuelle komponenter som utgjør drivstoffet;

Innhold av hver drivstoffkomponent, masse. %;

x i- innhold av hver brenselkomponent, mol. %;

M i- molar masse av individuelle drivstoffkomponenter;

M m- molar masse av drivstoff.

Sjekker sammensetningen :

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

La oss bestemme den teoretiske mengden luft som kreves for å brenne 1 kg drivstoff; den bestemmes fra den støkiometriske ligningen for forbrenningsreaksjonen og oksygeninnholdet i den atmosfæriske luften. Hvis den elementære sammensetningen av drivstoffet er kjent, den teoretiske mengden luft L 0, kg/kg, beregnet med formelen:

I praksis, for å sikre fullstendig forbrenning av drivstoff, føres en overflødig mengde luft inn i ovnen; la oss finne den faktiske luftstrømhastigheten ved α = 1,25:

L = αL 0 ,

Hvor L- faktisk luftstrøm;

α - overskytende luftkoeffisient,

L = 1,25∙17,0 = 21,25 kg/kg.

Spesifikt luftvolum (antall) for forbrenning av 1 kg drivstoff:

Hvor ρ inn= 1,293 – lufttetthet under normale forhold,

m 3 /kg.

La oss finne mengden forbrenningsprodukter som dannes når 1 kg drivstoff forbrennes:

hvis den elementære sammensetningen av drivstoffet er kjent, kan massesammensetningen av røykgassene per 1 kg drivstoff under fullstendig forbrenning bestemmes basert på følgende ligninger:

Hvor mCO2 , m H2O , m N2 , m O2- masse av tilsvarende gasser, kg.

Total mengde forbrenningsprodukter:

m p.s. = m CO2 + m H2O + m N2 + m O2 ,

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

Vi sjekker den resulterende verdien:

Hvor W f- spesifikt forbruk av dysedamp ved brenning av flytende drivstoff, kg/kg (for gassdrivstoff W f = 0),

Siden drivstoffet er en gass, neglisjerer vi fuktighetsinnholdet i luften og tar ikke hensyn til mengden vanndamp.

La oss finne volumet av forbrenningsprodukter under normale forhold dannet under forbrenning av 1 kg drivstoff:

Hvor m jeg- massen til den tilsvarende gassen som dannes under forbrenning av 1 kg drivstoff;

ρ i- tetthet av en gitt gass under normale forhold, kg/m 3 ;

M i- molar masse av en gitt gass, kg/kmol;

22,4 - molvolum, m 3 /kmol,

m3/kg; m3/kg;

m3/kg; m 3 /kg.

Totalt volum av forbrenningsprodukter (antr.) ved faktisk luftstrøm:

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

V = 1,38 + 2,75+ 13,06 + 0,70 = 17,89 m 3 /kg.

Tetthet av forbrenningsprodukter (nr.):

kg/m3.

La oss finne varmekapasiteten og entalpien til forbrenningsprodukter til 1 kg drivstoff i temperaturområdet fra 100 °C (373 K) til 1500 °C (1773 K), ved å bruke dataene i tabellen. 2.

Gjennomsnittlig spesifikk varmekapasitet for gasser med р, kJ/(kg∙K) tabell 2

Entalpi av røykgasser som genereres under forbrenning av 1 kg drivstoff:

Hvor med CO2 , med H2O , med N2 , med O2- gjennomsnittlig spesifikk varmekapasitet ved konstant trykk på den tilsvarende plenen ved temperatur t, kJ/(kg K);

med t- gjennomsnittlig varmekapasitet til røykgasser dannet under forbrenning av 1 kg drivstoff ved en temperatur t, kJ/(kg K);

ved 100 °C: kJ/(kg∙K);

ved 200 °C: kJ/(kg∙K);

ved 300 °C: kJ/(kg∙K);

ved 400 °C: kJ/(kg∙K);

ved 500 °C: kJ/(kg∙K);

ved 600 °C: kJ/(kg∙K);

ved 700 °C: kJ/(kg∙K);

ved 800 °C: kJ/(kg∙K);

ved 1000 °C: kJ/(kg∙K);

ved 1500 °C: kJ/(kg∙K);

Beregningsresultatene er oppsummert i tabell. 3.

Entalpi av forbrenningsprodukter Tabell 3

I følge tabellen. 3 bygg en avhengighetsgraf Ht = f ( t ) (Figur 1) se vedlegg .

2.2 Beregning av ovnens varmebalanse, ovnseffektivitet og drivstofforbruk

Varmestrøm absorbert av vanndamp i ovnen (nyttig varmebelastning):

Hvor G- mengde overopphetet vanndamp per tidsenhet, kg/s;

H ch1 Og N ch2

Vi tar temperaturen på eksosrøykgassene til 320 °C (593 K). Varmetap ved stråling i miljø vil utgjøre 10 %, med 9 % av dem tapt i strålingskammeret, og 1 % i konveksjonskammeret. Ovnseffektivitet η t = 0,95.

Vi neglisjerer varmetap fra kjemisk underbrenning, samt varmemengden til innkommende drivstoff og luft.

La oss bestemme effektiviteten til ovnen:

Hvor N eh- entalpi av forbrenningsprodukter ved temperaturen til røykgassene som forlater ovnen, t eh; temperaturen til eksosrøykgassene antas vanligvis å være 100 - 150 °C høyere enn den opprinnelige temperaturen til råvarene ved inngangen til ovnen; q svette- varmetap ved stråling til miljøet, % eller brøkdel av Q etasje ;

Drivstofforbruk, kg/s:

kg/s.

2.3 Beregning av strålingskammer og konveksjonskammer

Vi setter temperaturen på røykgassene ved passet: t P= 750 - 850 °C, aksepter

t P= 800 °C (1073 K). Entalpi av forbrenningsprodukter ved temperatur ved passasjen

H P= 21171,8 kJ/kg.

Varmestrøm mottatt av vanndamp i strålerør:

Hvor N n er entalpien til forbrenningsprodukter ved røykgasstemperaturen ved passasjen, kJ/kg;

η t - koeffisient nyttig handling brannbokser; det anbefales å ta det lik 0,95 - 0,98;

Varmestrøm absorbert av vanndamp i konveksjonsrør:

Entalpien til vanndamp ved inngangen til strålingsseksjonen vil være:

kJ/kg.

Vi aksepterer verdien av trykktap i konveksjonskammeret ∆ P Til= 0,1 MPa, deretter:

P Til = P - P Til ,

P Til= 1,2 – 0,1 = 1,1 MPa.

Temperaturen på vanndamp som kommer inn i stråleseksjonen t Til= 294 °C, da gjennomsnittstemperatur den ytre overflaten av strålerørene vil være:

Hvor Δt- forskjellen mellom temperaturen på den ytre overflaten av strålerørene og temperaturen på vanndampen (råmaterialet) oppvarmet i rørene; Δt= 20-60 °C;

TIL.

Maksimal design forbrenningstemperatur:

Hvor til- redusert temperatur på den opprinnelige blandingen av drivstoff og luft; antas å være lik temperaturen til luften som tilføres for forbrenning;

TAKK.- spesifikk varmekapasitet til forbrenningsprodukter ved temperatur t P;

°C.

På t maks = 1772,8 °C og t n = 800 °C termisk intensitet for en absolutt svart overflate qs for forskjellige temperaturer på den ytre overflaten av strålerørene har følgende verdier:

Θ, °С 200 400 600

qs, W/m 2 1,50 ∙ 10 5 1,30 ∙ 10 5 0,70 ∙ 10 5

Vi bygger en hjelpegraf (fig. 2) se vedlegg, hvorfra vi finner varmeintensiteten ved Θ = 527 °C: qs= 0,95 ∙ 10 5 W/m 2.

Vi beregner den totale varmestrømmen som innføres i brannboksen:

Foreløpig verdi av arealet til den tilsvarende absolutt svarte overflaten:

m 2.

Vi aksepterer skjermingsgraden til murverket Ψ = 0,45 og for α = 1,25 finner vi at

Hs /H l = 0,73.

Mengde tilsvarende flat overflate:

m 2.

Vi aksepterer en enkelt-rads plassering av rør og et trinn mellom dem:

S = 2d n= 2 ∙ 0,152 = 0,304 m. For disse verdiene er formfaktoren TIL = 0,87.

Mengde skjermet muroverflate:

m 2.

Strålende rørvarmeoverflate:

m 2.

Vi velger BB2-ovnen, dens parametere:

strålingskammeroverflate, m 2 180

konveksjonskammeroverflate, m 2 180

arbeidslengde på ovnen, m 9

strålekammerbredde, m 1,2

utførelse b

metode for å brenne drivstoff flammefritt

diameter på strålekammerrør, mm 152×6

diameter på konveksjonskammerrør, mm 114×6

Antall rør i strålingskammeret:

Hvor d n er den ytre diameteren til rørene i strålingskammeret, m;

l gulv - nyttig lengde på strålerør vasket av røykgassstrømmen, m,

l etasje = 9 – 0,42 = 8,2 m,

.

Termisk spenning på overflaten av strålerør:

W/m2.

Bestem antall rør i konveksjonskammeret:

Vi arrangerer dem i et sjakkbrettmønster på 3 i en horisontal rad. Røravstand S = 1,7 d n = 0,19 m.

Den gjennomsnittlige temperaturforskjellen bestemmes av formelen:

°C.

Varmeoverføringskoeffisient i konveksjonskammeret:

W/(m 2 ∙ K).

Den termiske spenningen til overflaten av konveksjonsrør bestemmes av formelen:

W/m2.

2.4 Hydraulisk beregning av ovnsspolen

Den hydrauliske beregningen av ovnsspolen består i å bestemme trykktapet av vanndamp i stråle- og konveksjonsrørene.

Hvor G

ρ til v.p. – tetthet av vanndamp ved gjennomsnittlig temperatur og trykk i konveksjonskammeret, kg/m3;

d k - indre diameter av konveksjonsrør, m;

z k – antall strømninger i konveksjonskammeret,

m/s.

ν k = 3,311 ∙ 10 -6 m 2 /s.

Reynolds kriterieverdi:

m.

Friksjonstrykktap:

Pa = 14,4 kPa.

Pa = 20,2 kPa.

hvor Σ ζ til

- antall svinger.

Totalt trykktap:

2.5 Beregning av vanndamptrykktap i strålingskammeret

Gjennomsnittlig hastighet på vanndamp:

Hvor G– forbruk av vanndamp overopphetet i ovnen, kg/s;

ρ r v.p. – tetthet av vanndamp ved gjennomsnittlig temperatur og trykk i konveksjonskammeret, kg/m3;

dр – indre diameter av konveksjonsrør, m;

z p – antall strømninger i konveksjonskammeret,

m/s.

Kinematisk viskositet av vanndamp ved gjennomsnittlig temperatur og trykk i et konveksjonskammer ν p = 8,59 ∙ 10 -6 m 2 /s.

Reynolds kriterieverdi:

Total lengde på rør i en rett seksjon:

m.

Hydraulisk friksjonskoeffisient:

Friksjonstrykktap:

Pa = 15,1 kPa.

Trykktap for å overvinne lokal motstand:

Pa = 11,3 kPa,

hvor Σ ζ r= 0,35 – motstandskoeffisient når du dreier 180 ºС,

- antall svinger.

Totalt trykktap:

Beregningene viste at den valgte ovnen vil sikre prosessen med overoppheting av vanndamp i den angitte modusen.

3. Beregning av spillvarmekjel

La oss finne gjennomsnittstemperaturen til røykgassene:

Hvor t 1 – temperatur på røykgasser ved innløpet,

t 2 – temperatur på røykgasser ved utløpet, °C;

°C (538 K).

Røykgass massestrøm:

hvor B er drivstofforbruk, kg/s;

For røykgasser bestemmes den spesifikke entalpien basert på dataene i tabell. 3 og fig. 1 i henhold til formelen:

Entalpier av kjølevæsker Tabell 4

Varmestrøm overført av røykgasser:

Hvor N 1 og H 2 - entalpi av røykgasser ved temperaturen på henholdsvis innløpet og utløpet av HRSG, generert under forbrenning av 1 kg drivstoff, kJ/kg;

B - drivstofforbruk, kg/s;

h 1 og h 2 - spesifikk entalpi av røykgasser, kJ/kg,

Varmefluks absorbert av vann, W:

Hvor η ku er koeffisienten for varmeutnyttelse i HRSG; η ku = 0,97;

G n - dampproduksjon, kg/s;

h kvp er entalpien til mettet vanndamp ved utløpstemperaturen, kJ/kg;

h n in - entalgi av matevann, kJ/kg,

Mengden vanndamp som mottas i HRSG bestemmes av formelen:

kg/s.

Varmestrøm mottatt av vann i varmesonen:

Hvor h k in - spesifikk entalpi av vann ved fordampningstemperatur, kJ/kg;

Varmestrøm overført av røykgasser til vann i varmesonen (nyttig varme):

Hvor h x – spesifikk entalpi av røykgasser ved temperatur t x, herfra:

kJ/kg.

Verdien av forbrenningsentalpien til 1 kg drivstoff:

I følge fig. 1 røyktemperatur tilsvarende verdien H x = 5700,45 kJ/kg:

t x = 270 °C.

Gjennomsnittlig temperaturforskjell i varmesonen:

°C.

270 røykgasser 210 Tatt i betraktning motstrømsindeksen:

Hvor TIL f - varmeoverføringskoeffisient;

m 2.

Gjennomsnittlig temperaturforskjell i fordampningssonen:

°C.

320 røykgasser 270 Tatt i betraktning motstrømsindeksen:

187 vanndamp 187

Varmeveksleroverflate i varmesonen:

Hvor TIL f - koeffisient for varmeoverføring;

m 2.

Totalt varmeveksleroverflateareal:

F = F n + F u,

F= 22,6 + 80 = 102,6 m2.

I samsvar med GOST 14248-79 velger vi en standard fordamper med et damprom med følgende egenskaper:

husdiameter, mm 1600

antall rørbunter 1

antall rør i en bunt 362

varmevekslerflate, m 2 170

tverrsnittsareal på ett slag

gjennomgående rør, m 2 0,055

4. Varmebalansen til luftvarmeren

Atmosfærisk luft med temperatur t ° in-x kommer inn i apparatet, hvor det varmes opp til en temperatur t x b-x på grunn av varmen fra røykgasser.

Luftforbruk, kg/s bestemmes basert på nødvendig mengde drivstoff:

Hvor I- drivstofforbruk, kg/s;

L- faktisk luftforbruk for forbrenning av 1 kg drivstoff, kg/kg,

Røykgasser, som gir fra seg varmen, kjøles av t dgz = t dg2 før t dg4 .

=

Hvor H 3 Og H 4- entalpi av røykgasser ved temperaturer t dg3 Og t dg4 henholdsvis kJ/kg,

Varmestrøm absorbert av luft, W:

Hvor med v-x- gjennomsnittlig spesifikk varmekapasitet til luft, kJ/(kg K);

0,97 - luftvarmereffektivitet,

Endelig lufttemperatur ( t x b-x) bestemmes fra varmebalanseligningen:

TIL.

5. Varmebalanse av KTAN

Etter luftvarmeren kommer røykgassene inn i et kontaktapparat med en aktiv dyse (CTAN), hvor temperaturen synker fra kl. t dg5 = t dg4 opp til temperatur t dg6= 60 °C.

Varmen fra røykgassene fjernes av to separate vannstrømmer. Den ene strømmen kommer i direkte kontakt med røykgassene, og den andre utveksler varme med dem gjennom spolens vegg.

Varmefluks avgitt av røykgasser, W:

Hvor H 5 Og H 6- entalpi av røykgasser ved temperatur t dg5 Og t dg6 henholdsvis kJ/kg,

Mengden kjølevann (totalt), kg/s, bestemmes fra varmebalanseligningen:

hvor η er effektiviteten til KTAN, η=0,9,

kg/s.

Varmefluks absorbert av kjølevann, W:

Hvor G vann- kjølevannsforbruk, kg/s:

med vann- spesifikk varmekapasitet til vann, 4,19 kJ/(kg K);

tn vann Og t til vann- vanntemperatur ved henholdsvis innløp og utløp av KTAN,

6. Beregning av virkningsgraden til et varmegjenvinningsanlegg

Når du bestemmer effektivitetsverdien til det syntetiserte systemet ( η at) en tradisjonell tilnærming brukes.

Effektiviteten til et varmegjenvinningsanlegg beregnes ved hjelp av formelen:

7. Eksergivurdering av ovn - spillvarme kjelesystem

Den eksergetiske metoden for å analysere energiteknologiske systemer gjør det mulig å mest objektivt og kvalitativt vurdere energitap, som ikke på noen måte identifiseres under en konvensjonell vurdering ved bruk av termodynamikkens første lov. I det aktuelle tilfellet brukes eksergieffektivitet som et evalueringskriterium, som er definert som forholdet mellom den ekstraherte eksergien og eksergien som leveres til systemet:

Hvor E sub- drivstoffeksergi, MJ/kg;

E svar- eksergi absorbert av strømmen av vanndamp i ovnen og spillvarmekjelen.

Når det gjelder gassformig drivstoff, er den tilførte eksergien summen av drivstoffets eksergi ( E sub1) og lufteksergi ( E subv2):

Hvor N n Og Men- luftentalpi ved temperaturen ved inngangen til ovnsovnen og omgivelsestemperaturen, henholdsvis kJ/kg;

At- 298 K (25 °C);

ΔS- endring i luftentropi, kJ/(kg K).

I de fleste tilfeller kan størrelsen på lufteksergi neglisjeres, det vil si:

Den fjernede eksergien for det aktuelle systemet består av eksergien som absorberes av vanndampen i ovnen ( E hull 1), og eksergi absorbert av vanndamp i HRSG ( E hull 2).

For en strøm av damp oppvarmet i en ovn:

Hvor G- dampforbruk i ovnen, kg/s;

N ch1 Og N ch2- entalpi av vanndamp ved henholdsvis innløp og utløp av ovnen, kJ/kg;

ΔS VP- endring i entropi av vanndamp, kJ/(kg K).

For strømmen av vanndamp mottatt i HRSG:

Hvor Gn- dampforbruk i HRSG, kg/s;

h til kap- entalpi av mettet vanndamp ved utløpet av HRSG, kJ/kg;

h n inn- entalpi av matevann ved inngangen til HRSG, kJ/kg.

E svar = E hull1 + E hull2 ,

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

Konklusjon

Etter å ha utført beregninger for den foreslåtte installasjonen (gjenvinning av varme fra avgassene til en teknologisk ovn), kan vi konkludere med at for en gitt drivstoffsammensetning, ovnsproduktivitet når det gjelder vanndamp og andre indikatorer, effektivitetsverdien til den syntetiserte systemet er høyt, og dermed er installasjonen effektiv; Dette ble også vist av eksergivurderingen av ovn-spillvarmekjelesystemet, men når det gjelder energikostnader, etterlater installasjonen mye å være ønsket og krever forbedring.

Liste over brukt litteratur

1. Kharaz D .OG. Måter å bruke sekundære energiressurser i kjemisk industri / D. I. Kharaz, B. I. Psakhis. – M.: Kjemi, 1984. – 224 s.

2. Skoblo A . OG. Prosesser og apparater for oljeraffinering og petrokjemisk industri / A. I. Skoblo, I. A. Tregubova, Yu. K., Molokanov. – 2. utg., revidert. og tillegg – M.: Kjemi, 1982. – 584 s.

3. Pavlov K .F. Eksempler og oppgaver for forløpet av prosesser og enheter kjemisk teknologi: Lærebok. En håndbok for universiteter / K. F. Pavlov, P. G. Romankov, A. A. Noskov; Ed. P. G. Romankova. – 10. utgave, revidert. og tillegg – L.: Kjemi, 1987. – 576 s.

applikasjon

Fuktig luft er en blanding av tørr luft og vanndamp. I umettet luft er fuktighet i tilstanden overopphetet damp, og derfor kan egenskapene til fuktig luft tilnærmet beskrives av lovene til ideelle gasser.

De viktigste egenskapene til fuktig luft er:

1. Absolutt fuktighet g, som bestemmer mengden vanndamp som finnes i 1 m 3 fuktig luft. Vanndamp opptar hele volumet av blandingen, så absolutt luftfuktighet er lik massen på 1 m 3 vanndamp eller damptetthet, kg/m 3

2. Relativ luftfuktighet j uttrykkes ved forholdet mellom luftens absolutte fuktighet og dens maksimalt mulige fuktighet ved samme trykk og temperatur eller forholdet mellom massen vanndamp inneholdt i 1 m 3 fuktig luft og massen av vanndamp som kreves for å fullstendig mette 1 m 3 fuktig luft ved samme trykk og temperatur.

Relativ fuktighet bestemmer graden av metning av luft med fuktighet:

, (1.2)

hvor er partialtrykket til vanndamp som tilsvarer dens tetthet Pa; - mettet damptrykk ved samme temperatur, Pa; - maksimal mulig mengde damp i 1 m 3 mettet fuktig luft, kg/m 3 ; - damptetthet ved partialtrykk og temperatur av fuktig luft, kg/m3.

Relasjon (1.2) er kun gyldig når vi kan anta at væskedamp er en ideell gass opp til metningstilstanden.

Tettheten av fuktig luft r er summen av tetthetene av vanndamp og tørr luft ved partialtrykk på 1 m 3 fuktig luft ved temperaturen til den fuktige luften T, TIL:

(1.3)

hvor er tettheten til tørr luft ved partialtrykket på 1 m 3 fuktig luft, kg/m 3 ; - deltrykk av tørr luft, Pa; - gasskonstant for tørr luft, J/(kg×K).

Uttrykke og bruke tilstandsligningen for luft og vanndamp, får vi

, (1.5)

hvor er massestrømmen av luft og vanndamp, kg/s.

Disse likhetene gjelder for samme volum V fuktig luft og samme temperatur. Ved å dele den andre likheten med den første får vi et annet uttrykk for fuktighetsinnholdet

. (1.6)

Ved å erstatte verdiene av gasskonstanter for luft J/(kg × K) og for vanndamp J/(kg × K), får vi verdien av fuktighetsinnhold uttrykt i kilo vanndamp per 1 kg tørr luft

. (1.7)

Erstatte partiallufttrykket med verdien , hvor fra forrige og I– barometrisk lufttrykk i samme enheter som R, får vi for fuktig luft under barometertrykk

. (1.8)

Således, ved et gitt barometertrykk, avhenger fuktighetsinnholdet i luften kun av partialtrykket til vanndamp. Maksimalt mulig fuktighetsinnhold i luften, hvorfra

. (1.9)

Siden metningstrykket øker med temperaturen, avhenger den maksimalt mulige mengden fuktighet som kan inneholdes i luften av dens temperatur, og jo høyere temperatur, jo større. Hvis ligningene (1.7) og (1.8) løses for og , får vi

(1.10)

. (1.11)

Volum av fuktig luft inn kubikkmeter, per 1 kg tørr luft, beregnes med formelen

(1.12)

Spesifikt volum fuktig luft v, m 3 /kg, bestemmes ved å dele volumet av fuktig luft med massen av blandingen per 1 kg tørr luft:

Fuktig luft som kjølevæske er karakterisert ved en entalpi (i kilojoule per 1 kg tørr luft) lik summen av entalpiene av tørr luft og vanndamp

(1.14)

hvor er den spesifikke varmekapasiteten til tørr luft, kJ/(kg×K); t– lufttemperatur, °C; Jeg- entalpi av overopphetet damp, kJ/kg.

Entalpien til 1 kg tørr mettet vanndamp ved lavt trykk bestemmes av den empiriske formelen, kJ/kg:

hvor er en konstant koeffisient omtrent lik entalpien til damp ved en temperatur på 0 °C; = 1,97 kJ/(kg×K) – spesifikk varmekapasitet til damp.

Erstatter verdiene Jeg i uttrykk (1.14) og tar den spesifikke varmekapasiteten til tørr luft konstant og lik 1,0036 kJ/(kg×K), finner vi entalpien til fuktig luft i kilojoule per 1 kg tørr luft:

For å bestemme parametrene til våtgass, brukes ligninger som ligner de som er diskutert ovenfor.

, (1.17)

hvor er gasskonstanten for gassen som studeres; R- gasstrykk.

Gassentalpi, kJ/kg,

hvor er den spesifikke varmekapasiteten til gassen, kJ/(kg×K).

Absolutt fuktighetsinnhold i gass:

. (1.19)

Ved beregning av kontaktvarmevekslere for luft-vann-kjølevæsker kan du bruke dataene i Tabell. 1.1-1.2 eller beregnede avhengigheter for å bestemme de fysisk-kjemiske parameterne for luft (1.24-1.34) og vann (1.35). For røykgasser kan dataene i tabell 1 brukes. 1.3.

Tetthet av våtgass, kg/m3:

, (1.20)

hvor er tettheten av tørr gass ved 0 °C, kg/m3; M g, Mp - molekylmasser av gass og damp.

Dynamisk viskositetskoeffisient for våtgass, Pa×s:

, (1.21)

hvor er koeffisienten for dynamisk viskositet til vanndamp, Pa×s; - koeffisient for dynamisk viskositet for tørr gass, Pa×s; - massekonsentrasjon av damp, kg/kg.

Spesifikk varmekapasitet for våtgass, kJ/(kg×K):

Termisk konduktivitetskoeffisient for våtgass, W/(m×K):

, (1.23)

Hvor k- adiabatisk indeks; I– koeffisient (for monoatomiske gasser I= 2,5; for diatomiske gasser I= 1,9; for triatomiske gasser I = 1,72).

Tabell 1.1. Fysiske egenskaper tørr luft ( R= 0,101 MPa)

De termofysiske egenskapene til tørr luft kan tilnærmes ved følgende ligninger.

Kinematisk viskositet av tørr luft ved temperaturer fra -20 til +140 °C, m 2 /s:

Pa; (1,24)

og fra 140 til 400 °C, m 2 /s:

. (1.25)

Tabell 1.2. Fysiske egenskaper til vann i metningstilstand

Tetthet av våtgass, kg/m3.

2. varme som føres bort av avgasser. La oss bestemme varmekapasiteten til røykgasser ved tух =8000С;

3. varmetap gjennom murverket ved varmeledningsevne.

Tap gjennom hvelvet

Tykkelsen på hvelvet er 0,3 m, materialet er ildleire. Vi antar at temperaturen på den indre overflaten av hvelvet er lik temperaturen på gassene.

Gjennomsnittlig ovnstemperatur:

Basert på denne temperaturen velger vi varmeledningskoeffisienten til ildleirematerialet:

Dermed er tap gjennom hvelvet:

hvor α er varmeoverføringskoeffisienten fra den ytre overflaten av veggene til den omgivende luften, lik 71,2 kJ/(m2*h*0С)

Tap gjennom vegger. Veggene legges i to lag (ildleir 345 mm, diatomitt 115 mm)

Veggareal, m2:

Metodisk sone

Sveiseområde

Tomilnoy-sonen

Tortsevykh

Totalt veggareal 162,73 m2

Med en lineær temperaturfordeling over veggtykkelsen vil gjennomsnittstemperaturen på ildleire være 5500C, og diatomitt 1500C.

Derfor.

Totaltap gjennom murverk

4. I henhold til praktiske data antas varmetap med kjølevann å være lik 10 % av Qx inntekt, det vil si Qx + Qp

5. Uregnskapsførte tap antas å være 15 % Q av varmetilskudd

La oss lage en ligning for varmebalansen til ovnen

Vi oppsummerer varmebalansen til ovnen i tabell 1; 2

Tabell 1

tabell 2

Det spesifikke varmeforbruket for oppvarming av 1 kg metall vil være

Vi antar at ovnen har "rør-i-rør" brennere installert.

Det er 16 stykker i sveisesonene, 4 stykker i småkokesonen. Total brennere 20 stk. La oss bestemme den estimerte mengden luft som kommer til en brenner.

Vв - luftstrøm per time;

TV - 400+273=673 K - luftvarmetemperatur;

N – antall brennere.

Lufttrykket foran brenneren antas å være 2,0 kPa. Det følger at den nødvendige luftstrømmen leveres av DBV 225-brenneren.

La oss bestemme den estimerte mengden gass per brenner;

VГ =В=2667 drivstofforbruk per time;

TG =50+273=323 K - gasstemperatur;

N – antall brennere.

8. Beregning av recuperatoren

For å varme opp luften, designer vi en metallsløyfevarmeveksler fra rør med en diameter på 57/49,5 mm med et korridorarrangement med deres stigning

Opprinnelige data for beregning:

Drivstofforbruk per time B=2667 kJ/t;

Luftforbruk per 1 m3 drivstoff La = 13,08 m3/m3;

Mengden forbrenningsprodukter fra 1 m3 brennbar gass Va = 13,89 m3/m3;

Luftoppvarmingstemperatur tв = 4000С;

Temperaturen på røykgassene fra ovnen tух=8000С.

Luftstrøm per time:

Røykproduksjon per time:

Timemengde røyk som passerer gjennom recuperatoren, tatt i betraktning røyktap på grunn av utslag og gjennom bypass-porten og luftsug.

Koeffisient m, tatt i betraktning røyktap, antas å være 0,7.

Koeffisienten som tar hensyn til luftlekkasjer i svinene vil bli tatt til 0,1.

Røyktemperatur foran rekuperatoren, tatt i betraktning luftlekkasjer;

hvor iух – varmeinnholdet i røykgasser ved tух=8000С

Dette varmeinnholdet tilsvarer røyktemperaturen tD=7500C. (se fig. 67(3))