Tema de proiectare

Se va proiecta un 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 [%] .

Se va proiecta cazanul efectuand dimensionarea constructiva , hidraulica si gazo-dinamica . Agentul primar sunt gazele de ardere .

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

Calculul cazanului

Calculul arderii combustibilului

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 (V_RO2 ) este :

Volumul de azot (V_N2 ) este :

Volumul de vapori de apa (V_H2O ) este :

Consideram ca W_inj 0 ( cantitatea relativa de abur folosita la injectarea combustibilului ) si obtinem :

Volumul teoretic total de gaze de ardere (V_g0 ) , la arderea teoretica , fara exces de aer este :

V_g0= V_RO2 + V_N2 + V_H2O [Nm³/kg]

V_g0=1,548 + 8,41 + 1,617=11,575 [Nm³/kg]

Puterea calorica inferioara a combustibilului lichid ( H_I ) se calculeaza cu relatia :

Diagrama I-t

Relatia generala de calcul a entalpiei gazelor de ardere rezultate din arderea unitatii de combustibil este :

I=V_RO2*i_RO2 + V_N2*i_N2 + V_H2O*i_H2O + (a - 1)* V₀*i_aer [kJ/Nm³ , kJ/kg]

Consideram a a =1,2 si a

Bilantul termic al cazanului

Ecuatia bilantului termic al cazanului se scrie sub forma :

Q_C + Q_A + Q_Cond= Q_Ab + Q_P + Q_Cos + Q_Inc + Q_Ext [ kW ] T

T Q_C=( Q_Ab - Q_Cond + Q_P ) + (Q_Cos - Q_A ) + Q_Inc + Q_Ext

Impartim relatia obtinuta mai sus cu Q_C si obtinem :

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 I_cos 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 t_cos .

unde :

t_S reprezinta temperatura de saturatie a apei din cazan ;

D_h reprezinta debitul orar de abur .

Din tabelul de proprietati termodinamice ale apei si aburului in stare de saturatie se scoate t_S la presiunea de 8,6 bar si se obtine t_S=173,42 [ ^o C] . Debitul orar de abur este dat in tema de proiectare si este D_h=3300 kg/h = 3,3 t/h .

T

Din diagrama I-t se scoate entalpia gazelor de ardere la evacuarea din cazan I_cos , in functie de temperatura gazelor de ardere t_cos si a , si obtinem I_cos=5050 kJ/kg .

Stiind ca t_aer=20 ^o C scoatem din tabelul cu proprietati fizice ale aerului ,la p=0,981 bar , c_pa=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* D_h^-0,6577=5,4643*10^-2* 3,3^-0,6577=0,024 .

Stiind q₂ , q₃ si q₅ putem calcula randamentul indirect al cazanului h_Cz si obtinem :

h_Cz

Calculul consumului de combustibil

Consumul de combustibil se calculeaza cu relatia :

Stiim ca Q_ut=D_p(i^' - i_al) + D_ab(i_ab- i_al)

unde :

D_p reprezinta debitul purjei [kg/h] ;

i_al reprezinta entalpia initiala a apei (la 70 ^o C) [kJ/kg] ;

i_ab reprezinta entalpia finala a aburului [kJ/kg] ;

i' reprezinta entalpia apei saturate .

D_ab= D_h=3300 [kg/h]

D_p=0,04* D_ab=0,04*3300=115,5 [kg/h]

i_ab= i_v + i_l=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 i_al la temperatura de 70 ^o C si obtinem valoarea i_al=293,00626 kJ/kg .

Stiind ca c=98 % obtinem :

i_ab=0,98*2772,42 + (1 - 0,98)*734,1=2731,65 kJ/kg

T Q_ut=115,5*(734,1 - 293,00626) + 3300*(2731,65 - 293,00626)=2247,91 kJ/s

T

Bilantul partial al suprafetelor

Se considera ipotetic ca temperatura initiala a gazelor de ardere este temperatura teoretica de ardere , corespunzand entalpiei teoretice de ardere , calculata cu relatia :

I_t=(1 - q₃)* H_I + a *V₀*c_pa*t_aer=(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 t_t=2040 ^o C.

Alegem temperatura focarului t_f=950 ^o C , o introducem in diagrama I-t si obtinem entalpia focarului I_f=18500 kJ/kg .

In continuare calculam fluxul de caldura preluat prin radiatie in focar :

Q_R=(1 - q₅)*B*(I_t - I_f)=(1 - 0,024)*0,05377*(43419,65 - 18500)=1295,8 [kW]

T Fluxul de caldura preluat in sistemul fierbator convectiv este :

Q_C= Q_util - Q_R=2247,91 - 1295,8=952,11 [kW] .

Calculam entalpiile si temperaturile gazelor de ardere la sfarsitul fiecarui convectiv si obtinem :

Q_CI=0,7* Q_C=(1 - q₅)*B*(I_f - I_CI) T

Q_CII=0,3* Q_C=(1 - q₅)*B*(I_CI - I_CII) T

Daca introducem cele doua entalpii in diagrama I-t obtinem temperaturile gazelor de ardere la sfarsitul celor doua convective : t_CI=305 ^o C si t_CII=30 ^o C.

Eroarea de inchidere a bilantului partial pe suprafete se calculeaza conform relatiilor :

TBilantul partial pe suprafete s-a incheiat .

Calculul focarului

In functie de marimea cazanului se alege diametrul focarului , diametrul suprafetei samotate si lungimea supprafetei samotate : D_f=650 mm , D_s= D_f - 2*65=650 - 130=520 mm , L_s=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

a_f^' este factorul de emisie pentru focar , a_f^'=0,75

T_p= t_s + 15 + 273,15=150,24 + 15 + 273,15=443,39

T_f= t_f + 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 ;

a_f este coeficientul de absorbtie al focarului ;

T_t= t_t + 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* a_fl + (1 - b)* a_g

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 : a_g=1 - e^-kg*l=1 - e^-0,357*0,51=0,166

Coeficientul de absorbtie al flacarii se calculeaza cu relatia :

a_fl=1 - e^-kfl*l , unde k_fl=(1,6* T_f/1000) - 0,5=1,457 T a_fl=1 - e^-1,457*0,51=0,52

Stiind ca b=0,6 , a_g=0,166 si a_fl=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 a_f =0,3784 / [0,3784 + (1 - 0,3784)*0,81*0,6]=0,55

Dupa aflarea acestor valori putem determina S_R :

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 sistemelor convective

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 d_e=48x3,5 [mm] T d_i=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 : W_CI=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 a_ic , la curgerea longitudinala fata de tevi :

se determina lungimea caracteristica a curgerii , in cazul curgerii interioare , prin tevi :

d=d_i=0,041 [m]

Se calculeaza Reynolds cu relatia :

Determinam coeficientul de transfer de caldura prin radiatia gazelor a_ir

Se determina grosimea stratului radiant : l=0,9*d_I=0,9*0,041=0,04 [m]

Determinam caracteristica de absorbtie :

T_g este temperatura absoluta medie a gazelor de ardere : T_g =t_mCI + 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 d_e=48x3,5 [mm] T d_i=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 : W_CI=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 a_ic , la curgerea longitudinala fata de tevi :

se determina lungimea caracteristica a curgerii , in cazul curgerii interioare , prin tevi :

d=d_i=0,041 [m]

Se calculeaza Reynolds cu relatia :

Coeficientul de transfer de caldura prin radiatia gazelor a_ir

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 de echilibrare al suprafetelor