CATEGORII DOCUMENTE |
Aeronautica | Comunicatii | Electronica electricitate | Merceologie | Tehnica mecanica |
Cazan bloc-abur cu urmatoarele caracteristici :
debit de abur : 1000 + 100*n [kg/h] ;
presiunea de saturatie : 4 + 0,2*n [bar] ;
combustibil folosit : combustibil lichid cu urmatoarele componente :
carbon (C) : 85 - 0,1*n [%] ;
hidrogen (H) : 10,3 + 0,1*n [%] ;
sulf (S) : 0,7 [%] ;
oxigen (O) : 0,3 [%] ;
azot (N) : 0,5 [%] ;
cenusa (A) : 0,2 [%] ;
umiditate (W) : 3 [%] .
Stiind ca n= 15 T urmatoarele caracteristici ale cazanului :
debit de abur : 2500 [kg/h] ;
presiunea de saturatie : 7 [bar] ;
combustibil lichid cu urmatoarele componente :
carbon (C) : 83,5 [%] ;
hidrogen (H) : 11,8 [%] ;
sulf (S) : 0,7 [%] ;
oxigen (O) : 0,3 [%] ;
azot (N) : 0,5 [%] ;
cenusa (A) : 0,2 [%] ;
umiditate (W) : 3 [%] ;
Verificare
Volumul teoretic de aer necesar arderii ( V0 ) , la arderea fara exces de aer a unui kg de combustibil lichid este :
V0=0,0889*K + 0,265*H - 0,0333*O [Nm3/kg]
unde K=C + 0,375*S [%] .
K= 83,5 + 0,375*0,7= 83,76 [%]
V0=0,0889*83,76 + 0,256*11,8 - 0,0333*0,3= 10,641 [Nm3/kg]
Volumul de bioxid de carbon si de sulf (VRO2 ) este :
Volumul de azot (VN2 ) este :
Volumul de vapori de apa (VH2O ) este :
Consideram ca Winj 0 ( cantitatea relativa de abur folosita la injectarea combustibilului ) si obtinem :
Volumul teoretic total de gaze de ardere (Vg0 ) , la arderea teoretica , fara exces de aer este :
Vg0= VRO2 + VN2 + VH2O [Nm3/kg]
Vg0=1,548 + 8,41 + 1,617=11,575 [Nm3/kg]
Puterea calorica inferioara a combustibilului lichid ( HI ) se calculeaza cu relatia :
Relatia generala de calcul a entalpiei gazelor de ardere rezultate din arderea unitatii de combustibil este :
I=VRO2*iRO2 + VN2*iN2 + VH2O*iH2O + (a - 1)* V0*iaer [kJ/Nm3 , kJ/kg]
Consideram a a =1,2 si a
t0 |
VRO2=1,548 |
VN2=8,41 |
VH2O=1,617 |
Vg0=aV |
V0=10,641 |
a a |
a a |
a a |
|||||||
iRO2 |
VRO2*iRO2 |
iN2 |
VN2*iN2 |
iH2O |
VH2O*iH2O |
Ig0=a(I*V) |
iaer |
V0*iaer |
a -1)* (V0*iaer) |
I=Ig0+ (a -1)* (V0*iaer) |
a -1)* (V0*iaer) |
I= Ig0+ (a -1)* (V0*iaer) |
a -1)* (V0*iaer) |
I= Ig0+ (a -1)* (V0*iaer) |
|
| |||||||||||||||
11948,6 | |||||||||||||||
| |||||||||||||||
Ecuatia bilantului termic al cazanului se scrie sub forma :
QC + QA + QCond= QAb + QP + QCos + QInc + QExt [ kW ] T
T QC=( QAb - QCond + QP ) + (QCos - QA ) + QInc + QExt
Pierderea specifica de caldura prin entalpia gazelor de ardere evacuate din cazan (q2 ) este determinata de faptul acestea au un potential termic mai ridicat decat cel corespunzator temperaturii de referinta .
Pierderea specifica q2 se calculeaza cu relatia :
unde Icos reprezinta entalpia gazelor de ardere la evacuarea din cazan si se determina din diagrama I-t functie de a si de temperatura gazelor de ardere tcos .
unde :
tS reprezinta temperatura de saturatie a apei din cazan ;
Dh reprezinta debitul orar de abur .
Din tabelul de proprietati termodinamice ale apei si aburului in stare de saturatie se scoate tS la presiunea de 8,6 bar si se obtine tS=173,42 [ o C] . Debitul orar de abur este dat in tema de proiectare si este Dh=3300 kg/h = 3,3 t/h .
T
Stiind ca taer=20 o C scoatem din tabelul cu proprietati fizice ale aerului ,la p=0,981 bar , cpa=1,2971 kJ/(Nm3*K)
T
Pierderea de caldura prin ardere incompleta de natura chimica este neglijabila si T q3
Pierderea specifica de caldura catre mediul exterior (q5 ) se datoreaza faptului ca gazele de ardere si agentul produs sunt la temperaturi mai ridicate decat temperatura de referinta , realizandu-se astfel un schimb de caldura de la peretii cazanului catre mediul ambiant.
Pierderea specifica de caldura catre mediul ambiant se calculeaza cu formula :
q5=5,4643*10-2* Dh-0,6577=5,4643*10-2* 3,3-0,6577=0,024 .
Stiind q2 , q3 si q5 putem calcula randamentul indirect al cazanului hCz si obtinem :
hCz
Calculul consumului de combustibil
Consumul de combustibil se calculeaza cu relatia :
Stiim ca Qut=Dp(i' - ial) + Dab(iab- ial)
unde :
Dp reprezinta debitul purjei [kg/h] ;
ial reprezinta entalpia initiala a apei (la 70 o C) [kJ/kg] ;
iab reprezinta entalpia finala a aburului [kJ/kg] ;
i' reprezinta entalpia apei saturate .
Dab= Dh=3300 [kg/h]
Dp=0,04* Dab=0,04*3300=115,5 [kg/h]
iab= iv + il=c*i" + (1 - c)*i'
Din tabelul de proprietati termodinamice ale apei si aburului in stare de saturatie scoatem valorile lui i" si i' , la presiunea p=5,4 bar , si obtinem valorile i"=2772,42 kJ/kg si i'=734,1 kJ/kg.
Din tabelul de proprietati fizice ale apei , pe curba de saturatie scoatem valoarea lui ial la temperatura de 70 o C si obtinem valoarea ial=293,00626 kJ/kg .
Stiind ca c=98 % obtinem :
iab=0,98*2772,42 + (1 - 0,98)*734,1=2731,65 kJ/kg
T Qut=115,5*(734,1 - 293,00626) + 3300*(2731,65 - 293,00626)=2247,91 kJ/s
T
Se considera ipotetic ca temperatura initiala a gazelor de ardere este temperatura teoretica de ardere , corespunzand entalpiei teoretice de ardere , calculata cu relatia :
It=(1 - q3)* HI + a *V0*cpa*taer=(1 - 0)*43116 + 1,1*10,641*1,2971*20=43419,65 [kJ/kg]
Introducem entalpia teoretica in diagrama I-t si obtinem temperatura teoretica tt=2040 o C.
Alegem temperatura focarului tf=950 o C , o introducem in diagrama I-t si obtinem entalpia focarului If=18500 kJ/kg .
In continuare calculam fluxul de caldura preluat prin radiatie in focar :
QR=(1 - q5)*B*(It - If)=(1 - 0,024)*0,05377*(43419,65 - 18500)=1295,8 [kW]
T Fluxul de caldura preluat in sistemul fierbator convectiv este :
QC= Qutil - QR=2247,91 - 1295,8=952,11 [kW] .
Calculam entalpiile si temperaturile gazelor de ardere la sfarsitul fiecarui convectiv si obtinem :
QCI=0,7* QC=(1
- q5)*B*(If - ICI) T
QCII=0,3* QC=(1 - q5)*B*(ICI - ICII) T
Daca introducem cele doua entalpii in diagrama I-t obtinem temperaturile gazelor de ardere la sfarsitul celor doua convective : tCI=305 o C si tCII=30 o C.
Eroarea de inchidere a bilantului partial pe suprafete se calculeaza conform relatiilor :
TBilantul partial pe suprafete s-a incheiat .
In functie de marimea cazanului se alege diametrul focarului , diametrul suprafetei samotate si lungimea supprafetei samotate : Df=650 mm , Ds= Df - 2*65=650 - 130=520 mm , Ls=800 mm .
Se determina o suprafata preliminara de schimb de caldura in focar :
unde :
c0 este constanta de radiatie , c0=5,765*10-8 W/m2*K4
af' este factorul de emisie pentru focar , af'=0,75
Tp= ts + 15 + 273,15=150,24 + 15 + 273,15=443,39
Tf= tf + 273,15=950 + 273,15=1223,15
T
Lungimea preliminara necesara preluarii radiatiei este :
Volumul focarului se calculeaza cu relatia :
Suprafata preliminara a peretilor se calculeaza cu relatia :
Calculul exact
unde :
x =0,6 si este factorul de murdarie al ecranelor ;
af este coeficientul de absorbtie al focarului ;
Tt= tt + 273,15=2065 + 273,15=2338,15 ;
M este factorul de pozitie al flacarii in focar :
, unde y este o cifra caracteristica care tine seama de radiatia partilor samotate .
a=b* afl + (1 - b)* ag
Intensitatea de radiatie pentru radiatia gazelor de ardere este functie de concentratia gazelor triatomoce , exprimata prin presiunile lor partiale in gazele de ardere :
presiunea partiala a gazelor CO2 si SO2 in gazele de ardere :
presiunea partiala a apei :
Grosimea stratului radiant de gaze in focar , l , se calculeaza cu relatia:
Constanta de radiatie a gazelor din focar se calculeaza cu relatia :
T Coeficientul de absorbtie in focar este : ag=1 - e-kg*l=1 - e-0,357*0,51=0,166
Coeficientul de absorbtie al flacarii se calculeaza cu relatia :
afl=1 - e-kfl*l , unde kfl=(1,6* Tf/1000) - 0,5=1,457 T afl=1 - e-1,457*0,51=0,52
Stiind ca b=0,6 , ag=0,166 si afl=0,52 T a=0,6*0,166 + (1 - 0,6)*0,52=0,3784
Calculul radiatiei focarului mai tine seama si de radiatia partilor samotate ale focarului :
T af =0,3784 / [0,3784 + (1 - 0,3784)*0,81*0,6]=0,55
Dupa aflarea acestor valori putem determina SR :
Eroarea de inchidere a calculului focarului se calculeaza conform relatiei :
In continuare se vor calcula toate valorile pentru suprafata finala de schimb de caldura in focar :
Calculul convectivului I
Se alege diametrul tevilor luand in considerare pe de o parte ca tevile de diametru mai mic sunt mai economice , pe de alta parte ca murdarirea interioara a tevilor , mai ales cu cenusa volanta , impune alegera unor diametre mai mari .
Aleg de=48x3,5 [mm] T di=48 - 2*3,5=41 [mm]
Se calculeaza temperatura medie a gazelor de ardere in convectivul I :
Se calculeaza debitul de gaze mediu care circula prin tevi , in convectivul I :
Se alege viteza de circulatie a gazelor de ardere : WCI=18 m/s
Aplicam ecuatia de continuitate :
Determinarea coeficientului de transfer de caldura
Din tabelul cu valorile constantelor fizice ale gazelor de ardere si ale aerului scoatem valorile pentru Pr , n si l la temperatura medie a gazelor de ardere in convectivul I (700 oC ) si obtinem :
Pr =0,61
l= 8,27*10-2 [W/mK]
n= 112*10-6 [m2/s]
Determinam coeficientul de transfer de caldura convectiv aic , la curgerea longitudinala fata de tevi :
se determina lungimea caracteristica a curgerii , in cazul curgerii interioare , prin tevi :
d=di=0,041 [m]
Se calculeaza Reynolds cu relatia :
Determinam coeficientul de transfer de caldura prin radiatia gazelor air
Se determina grosimea stratului radiant : l=0,9*dI=0,9*0,041=0,04 [m]
Determinam caracteristica de absorbtie :
Tg este temperatura absoluta medie a gazelor de ardere : Tg =tmCI + 273=700 + 273=973 [K]
Coeficientul de absorbtie al gazelor este :
Coeficientul de transfer de caldura prin radiatia gazelor de ardere se calculeaza cu relatia :
Coeficientul total de transfer de caldura este :
Suprafata necesara de schimb de caldura se determina cu relatia :
Diferenta medie a temperaturilor se calculeaza cu relatia :
Lungimea tevilor pentru fascicolul de tevi scaldat interior de gaze de ardere se calculeaza cu relatia :
Calculul convectivului II
Se alege diametrul tevilor luand in considerare pe de o parte ca tevile de diametru mai mic sunt mai economice , pe de alta parte ca murdarirea interioara a tevilor , mai ales cu cenusa volanta , impune alegera unor diametre mai mari .
Diametrul tevilor este acelasi cu cel ales la convectivul I de=48x3,5 [mm] T di=48 - 2*3,5=41 [mm]
Se calculeaza temperatura medie a gazelor de ardere in convectivul II :
Se calculeaza debitul de gaze mediu care circula prin tevi , in convectivul II :
Se alege viteza de circulatie a gazelor de ardere : WCI=19 m/s
Aplicam ecuatia de continuitate :
Determinarea coeficientului de transfer de caldura
Din tabelul cu valorile constantelor fizice ale gazelor de ardere si ale aerului scoatem valorile pentru Pr , n si l la temperatura medie a gazelor de ardere in convectivul II (350 oC ) si obtinem :
Pr =0,645
l= 5,27*10-2 [W/mK]
n= 53,1*10-6 [m2/s]
Determinam coeficientul de transfer de caldura convectiv aic , la curgerea longitudinala fata de tevi :
se determina lungimea caracteristica a curgerii , in cazul curgerii interioare , prin tevi :
d=di=0,041 [m]
Se calculeaza Reynolds cu relatia :
Coeficientul de transfer de caldura prin radiatia gazelor air
Coeficientul total de transfer de caldura este :
Suprafata necesara de schimb de caldura se determina cu relatia :
Diferenta medie a temperaturilor se calculeaza cu relatia :
Lungimea tevilor pentru fascicolul de tevi scaldat interior de gaze de ardere se calculeaza cu relatia :
Politica de confidentialitate | Termeni si conditii de utilizare |
Vizualizari: 1754
Importanta:
Termeni si conditii de utilizare | Contact
© SCRIGROUP 2024 . All rights reserved