Проект парового котла Е-35-2,4-250 на Кузнецком каменном угле

диаграмма теплового расчета А4.dwg

БР 13.03.03.07.000 ПЗ
Рисунок 2.1 - (Q t ) диаграмма

ВКР часть 3 - перегреватель.docx

3.2 Гидравлический расчет пароперегревателя
Целями гидравлического расчета пароперегревателя является обеспечение безопасной температуры металла его труб оптимизация схемы пароперегревателя 2.
Задачами гидравлического расчета пароперегревателя являются определение гидравлического сопротивления тракта пароперегревателя и определение истинного давления в барабане 2. Тепловая схема пароперегревателя представлена на рисунке
33145229235Гидравлическая схема пароперегревателя представлена на рисунке 3.3 и 3.4.
– барабан; 2 – потолочный перегреватель; 3 – фестон; 4 – конвективный пароперегреватель; 5 – пароохладитель; 6 – паросборная камера.
Рисунок 3.3 – Гидравлическая схема пароперегревателя
Рисунок 3.4 – Гидравлическая схема пароперегревателя
2.1 Расчет падения давления по паровому тракту
Сопротивление парового тракта определяется по следующей формуле 2:
Δpпе = ΣΔpэл + ΣΔpрег + ΣΔpсеп + ΣΔpарм
где ΣΔpэл – суммарное сопротивление элементов пароперегревателя Па;
ΣΔpрег – суммарное сопротивление регуляторов Па;
ΣΔpсеп – суммарное сопротивление встроенных сепараторов (для прямоточных котлов)Па;
ΣΔpарм – суммарное сопротивление арматуры Па.
Падение давления в каждом элементе пароперегревателя определяется по формуле 2:
где Δpтр – перепад давления вызванный трением в данном элементе Па;
Δpм – местное сопротивление в элементе (сопротивление входа выхода поворотов) Па;
– перепад давления вызванный коллекторным эффектом Па;
Δpнив – перепад давления обусловленный изменением высотной отметки Па.
Суммарное местное сопротивление и сопротивление трения рассчитывается по формуле 2:
где W = Д·f – скорость пара в элементе пароперегревателя мс;
– средний удельный объем пара в элементе пароперегревателя м3кг определяемый по среднему давлению pср Па и средней температуре пара tср °C 2.
Живое сечение для прохода пара в элементе пароперегревателя определяется по формуле:
где dвн = d – 2· – внутренний диаметр труб элемента пароперегревателя м.
Полный коэффициент гидравлического сопротивления находится из выражения 3:
= λ0· + вх + Σпов + вых
где λ0 = λdвн – приведенный коэффициент сопротивления трения 1м 3;
– средняя длина элемента пароперегревателя (труб) м;
вх и вых – соответственно коэффициенты сопротивления входа и выхода из элемента 3.
Сумма коэффициентов сопротивления поворотов параллельно включенных труб 2:
где zi.пов – сумма коэффициентов сопротивления поворотов каждой трубы.
Гидравлический расчет пароперегревателя представлен в таблице .
2.2 Расчет коллекторного эффекта в элементах пароперегревателя
Статическое давление меняется по длине коллекторов в результате изменения скоростей среды нивелирного напора и невосстанавливаемых потерь от трения и в местных сопротивлениях. Изменение статического давления по длине коллектора влияет на разность давлений между входными и выходными сечениями присоединенных к нему труб вызывая неравномерное распределение среды между ними (гидравлическую разверку); это следует учитывать особенно при одностороннем подводе или отводе среды. Изменение статического давления по длине коллекторов не учитывается при равномерном подводе (отводе) среды к ним трубами расположенными не менее чем в трех сечениях его активной части и при сечении коллектора превышающим суммарное сечение всех присоединенных к нему подводящих (отводящих) труб 2.
Максимальное изменение статического давления по длине горизонтально расположенного коллектора определяется по формуле 2:
где А – коэффициент учитывающий потери в коллекторе;
– удельный объем среды в коллекторе м3кг.
2.2.1 Расчет коллекторного эффекта в паросборной камере
На рисунке представлена паросборная камера к которой осуществляется равномерный рассредоточенный радиальный подвод и односторонний отвод пара.
– пароперепускные трубы из 1 КПЕ в паросборную камеру; 2 – паросборная камера; 3 – главная паровая задвижка
Рисунок 3.5 – Паросборная камера
При данной схеме движения пара потеря статического давления в паросборной камере находится по формуле:
где максимальное изменение давления по длине паросборной камеры Па.
Максимальное изменение давления по длине паросборной камеры 2:
где А = 2 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе 2;
= 0091 м3кг – удельный объем пара в паросборной камере определяемый при и температуре пара 3;
W – максимальная скорость пара в паросборной камере.
Максимальная скорость пара в паросборной камере 2:
где - расход пара через паросборную камеру;
f – живое сечение для прохода пара в паросборной камере м2;
где - внутренний диаметр паросборной камеры;
Потеря статического давления в паросборной камере 2:
2.2.2 Расчет коллекторного эффекта в собирающем коллекторе КПЕ
К собирающему коллектору КПЕ осуществляется рассредоточенный радиальный подвод и рассредоточенный отвод (рисунок 3.6 ).
04595635000Рисунок 3.6 - Собирающий коллектор КПЕ
При такой схеме движения пара потеря статического давления в этом собирающем коллекторе определяется по следующей формуле 2:
где максимальное изменение давления по длине собирающего коллектора КПЕ Па.
Максимальное изменение давления по длине собирающего коллектора КПЕ 2:
где А = 18 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе 2;
W – максимальная скорость пара в коллекторе;
= 0091 м3кг – удельный объем пара в собирающем коллекторе КПЕ определяется при и температуре пара 3.
Максимальная скорость пара в коллекторе 2:
где - расход пара через собирающие коллекторы т.к. собирающих коллектора 2то
f – живое сечение для прохода пара в коллекторе м2;
где - внутренний диаметр собирающего коллектора;
Потеря статического давления в собирающем коллекторе КПЕ 2:
2.2.3 Расчет коллекторного эффекта в раздающем коллекторе КПЕ
К раздающему коллектору КПЕ осуществляется рассредоточенный радиальный подвод и радиальный отвод пара в середине активной части (рисунок 3.7).
Рисунок 3.7 – Раздающий коллектор КПЕ
При такой схеме движения пара потеря статического давления в этом раздающем коллекторе определяется по следующей формуле 2:
где максимальное изменение давления по длине раздающего коллектора первого хода ширм Па.
Максимальное изменение давления по длине раздающего коллектора хода КПЕ 2:
= 00769 м3кг – удельный объем пара в раздающем коллекторе КПЕ определяется при и температуре пара 3.
где - расход пара через раздающие коллекторы т.к. раздающих
коллектора два и количество пароперепускных труб на коллектор – 1 то расход пара
где - внутренний диаметр раздающего коллектора;
Потеря статического давления в раздающем коллекторе КПЕ:
2.2.4 Расчет падения давления во впрыскивающем пароохладителе
Впрыскивающий пароохладитель устанавливается между потолочным и конвективным перегревателями для впрыска собственного конденсата с целью регулирования температуры перегретого пара 2.
– подвод пара; 2 – входной (собирающий) коллектор; – подвод конденсата на впрыск;
– впрыскивающая форсунка; 5 – защитная цилиндрическая рубашка; 6 – корпус пароохладителя; 7 – выходной (раздающий) коллектор; 8 – отвод пара; 9 – сжатое сечение трубы Вентури
Рисунок 3.8 – Пароохладитель
Исходные данные к расчету первого впрыскивающего пароохладителя приведены в таблице 3.5 и сформированы на основании 2.
Таблица 3.5 – Исходные данные к расчету первого пароохладителя
Расход пара на входе в первый пароохладитель
Расход пара на выходе из первого пароохладителя
Температура пара на входе в первый пароохладитель
Температура пара на выходе из первого пароохладителя
Давление пара на входе во второй пароохладитель
Давление пара на выходе из первого пароохладителя
Удельный объем пара на входе в первый пароохладитель
Удельный объем пара на выходе из пароохладителя
Количество пароохладителей
Внутренний диаметр коллекторов пароохладителя
Количество форсунок в пароохладителе
Длина цилиндрической рубашки
Внутренний диаметр цилиндрической рубашки
Перепад давлений в пароохладителе определяется по формуле 2:
Δp = Δpвх + Δpф + Δpц.р + Δpв + Δpвых
где Δpвх – падение давления в собирающем (входном) коллекторе Па;
Δpф – гидравлическое сопротивление форсунки Па;
Δpц.р – падение давления в цилиндрической рубашке Па;
Δpв – падение давления в сжатом сечении трубы Вентури Па;
Δpвых – падение давления в раздающем (выходном) коллекторе Па.
Падение давления в раздающем (выходном) коллекторе определяется по формуле 3:
где Авых = 1 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе 3;
Wвых = Двых·выхf = 98·00799003834 = 2052 мс – скорость пара в выходном сечении.
Потери давления в цилиндрической рубашке пароохладителя определяется по формуле 2:
где 0 = 0079 – коэффициент трения цилиндрической рубашки 2;
Кt = 061 при °С °С 1;
где wсж = 50 – 70 = 60 мс;
l0 = 2863 м при wρ = 377 кг(м2с) 1.
Принимается lруб = 192 м.
Wруб = Двых·выхfруб = 98· 00799(314020124 )= 247 мс – скорость пара в рубашке пароохладителя.
Падение давления в собирающем коллекторе пароохладителя определяется по формуле 3:
где Авх = 18 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе 3;
Wвх = Двх·вхf = 902· 00737003834 = 1734 мс – скорость пара во входном сечении.
Гидравлическое сопротивление форсунки определяется из выражения 3:
где ф = 023 – коэффициент сопротивления форсунки при dфdруб = 32201 = 0189 3;
Падение давления в сжатом сечении трубы Вентури находится по формуле 3
где в = 025 – коэффициент сопротивления трубы Вентури 3.
Перепад давления создаваемый эжектирующим соплом в месте пережима равен 3:
= 015·215745 = 32362 Па.
Тогда перепад давлений во втором пароохладителе равен:
Δp = Δpвх + Δpф + Δpц.р + Δpв + Δpвых = 24475+ 469 + 479+ 32362 – 17401 =
2.2.5 Расчет коллекторного эффекта в собирающем коллекторе потолочного перегревателя
К собирающему коллектору осуществляется рассредоточенный радиальный подвод и рассредоточенный отвод (рисунок 3.9).
Рисунок 3.9- Собирающий коллектор потолочного перегревателя
При такой схеме движения пара потеря статического давления в этом собирающем коллекторе определяется по следующей формуле:
где максимальное изменение давления по длине собирающего коллектора потолочного перегревателя Па.
Максимальное изменение давления по длине собирающего коллектора потолочного перегревателя:
где А = 18 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе 1;
= 006071 м3кг – удельный объем пара в собирающем коллекторе потолочного перегревателя определяется при и температуре пара 3.
Максимальная скорость пара в коллекторе:
где - расход пара через собирающие коллекторы (таблица 3.1) т.к. собирающих
коллектора два и количество пароперепускных труб на коллектор – 2 то расход пара
Потеря статического давления в собирающем коллекторе потолочного перегревателя:
2.2.6 Расчет коллекторного эффекта в раздающем коллекторе потолочного перегревателя
К раздающему коллектору осуществляется рассредоточенный радиальный подвод и радиальный отвод пара в середине активной части (рисунок 3.10).
Рисунок 3.10 – Раздающий коллектор потолочного перегревателя
При такой схеме движения пара потеря статического давления в этом раздающем коллекторе определяется по следующей формуле:
где максимальное изменение давления по длине раздающего коллектора потолочного перегревателя Па.
Максимальное изменение давления по длине раздающего коллектора потолочного перегревателя:
где А = 2 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе 1;
= 00741 м3кг – удельный объем пара в раздающем коллекторе потолочного перегревателя определяется при и температуре пара 3.
где - расход пара через раздающие коллекторы (таблица 13.1) т.к. раздающих
коллектора два и количество пароперепускных труб на каждый коллектор – 2 то расход пара
Потеря статического давления в раздающем коллекторе потолочного перегревателя:
3 Определение суммарного коэффициента сопротивления
3.1 Определение суммарного коэффициента сопротивления змеевиков КПЕ
Конструкция конвективной ступени пароперегревателя представлены на рисунке 3.11.
Рисунок 3.11 – Змеевики конвективной ступени пароперегревателя
Полный коэффициент сопротивления элемента состоящего из четырех параллельных
где - суммарное живое сечение всех параллельных труб элемента м2;
- живое сечение труб м2;
- полные коэффициенты сопротивления отдельных труб.
В таблице 3.6 представлены значения для расчёта суммарных коэффициентов сопротивления для ниток змеевика второй по ходу газов ступени пароперегревателя.
Таблица 3.6 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для ниток змеевика второй по ходу газов ступени пароперегревателя
Сумма коэффициентов сопротивления поворотов в 1 2 нитках:
Полный коэффициент сопротивления для 1-2 ниток рассчитывается по формуле:
Полный коэффициент сопротивления змеевика КПЕ равен z = 79. Змеевик КПЕ представлен на рисунке 3.11.
3.2 Определение суммарного коэффициента сопротивления труб потолочного перегревателя
Далее расчеты полных сопротивлений труб для всех элементов ведутся по средней длине трубы lтр ср.
Полный коэффициент сопротивления для труб рассчитывается по формуле:
приведенный коэффициент сопротивления трения определяется по номограмме 2.3 3:
Средняя длина труб lтр ср=7433 м 5.
Коэффициенты сопротивления труб находятся по номограммам и таблицам :
=02+02=04 при углах поворота 1*125 1*110;
3.3 Определение суммарного коэффициента сопротивления пароперепускных труб в паросборную камеру из КПЕ
Полный коэффициент сопротивления элемента:
приведенный коэффициент сопротивления трения определяется по номограмме 2.3 2:
Средняя длина труб lтр ср=5882 м 5.
Коэффициенты сопротивления труб находятся по номограммам и таблицам 2:
=02 при углах поворота 1*90;
3.4 Определение суммарного коэффициента сопротивления пароперепускных труб из пароохладителя в КПЕ
Средняя длина труб lтр ср=144 м 5.
3.5 Определение суммарного коэффициента сопротивления пароперепускных труб в пароохладитель из потолочного перегревателя
Полный коэффициент сопротивления элемента 2:
Средняя длина труб lтр ср=1636 м 5.
=0 при отсутствии угла поворота;
3.6 Определение суммарного коэффициента сопротивления пароперепускных труб в потолочный перегреватель из барабана
Полный коэффициент сопротивления для труб рассчитывается по формуле 2:
Средняя длина труб lтр ср=1166 м 5.
=02+02+02=06 при углах поворота 1*902*65;
4 Определение суммарного перепада давления в пароперегревателе
Суммарный перепад давления в пароперегревателе определяется как сумма перепадов давлений во всех его элементах:
Pпер=ΣPзл=1124769Па = 0112 МПа
Давление в барабане
Pб=Pб+Pпер=24+0112=2512 МПа
Гидравлический расчет пароперегревателя сведен в таблицу 3.7
90034823270Таблица 3.7 – Гидравлический расчет пароперегревателя
Таблица 3.7 – Гидравлический расчет пароперегревателя

ВКР часть 5.docx

5 Прочностной расчет блока конвективного перегревателя
1 Расчет на прочность змеевиков пароперегревателя
Определение расчетной температуры стенки разверенной трубы производится по формуле 6:
- для труб первичных перегревателей
где: С -средняя температура среды в расчетном сечении;
тогда: t = 239+50=2890C;
Номинальное допускаемое напряжение МПа для выбранной марки стали 20 при расчетной температуре стенки t= 289C для принятого расчетного ресурса 6:
P=24 МПа -расчетное (избыточное) давление;
Da=32 мм -наружный диаметр элемента;
Рисунок 5.1 – Эскиз змеевика
Расчётная толщина стенки определяется по формуле 6:
Производственная прибавка определяется по формуле 6:
Прибавка учитывающая минусовое отклонение толщины стенки исходной трубы определяется по формуле 6:
Прибавка учитывающая утонение стенки при гибке труб определяется 6:
- для прямой части трубы;
Эксплутационная прибавка определяется по формуле 6:
С12=0- учитывает возможное понижение прочности трубы по внутренней (пароводяной) стороне за счёт коррозиимм;
С22=05-0033- учитывает возможное понижение прочности трубы по наружной (со стороны газов) стороне за счёт коррозии механического износа (эрозии) мм при ta([t]-40)=;
Общая прибавка определяется по формуле 6:
Номинальная толщина стенки определяется по формуле 6:
Расчёт торовых коэффициентов 6:
Расчёт коэффициентов формы 6:
где a=10% - овальность гиба;
Номинальная толщина стенки колена расчитывается по формуле 6:
С12=11+3RDaS=11+36432 08=0109
Расчитывается толщина 3 участков колена 6:
Номинальная толщина стенки принимается равной 1365 мм
По сортаменту толщина стенки равна 4 мм.
2 Расчет на прочность выходного коллектора пароперегревателя
2.1 Расчёт толщины стенки коллектора
Определение расчетной температуры стенки производится по формуле 6:
где: С -средняя температура среды в расчетном сечении ;
С -превышение температуры среды в трубе;
X=05- полнота перемешивания;
Рисунок 5.2 – Эскиз коллектора
Коэфициент прочности коллектора ослабленного продольным рядом одинаковых отверстий (d) расположенных с одинаковым шагом (t) определяется по формуле 6:
Для одиночного отверстия d= 159мм 6:
Расчетная толщина стенки для одиночного отверстия 6:
С12=0 мм – прибавка учитывающаяутонение стенки при гибке труб для коллектора;
С21=05- учитывает возможное понижение прочности трубы по внутренней (пароводяной) стороне за счёт коррозиимм;
С22=0- учитывает возможное понижение прочности трубы по наружной (со стороны газов) стороне за счёт коррозии механического износа (эрозии) мм;
С=С11+С12+С21+С22=0648+0+05+0=1148 мм
Для ряда отверстий d= 32мм:
Коэфициент прочности коллектора ослабленного поперечным рядом одинаковых отверстий (d) расположенных с одинаковым шагом (t1) определяется по формуле 6:
Приняли самое опасное сечение и для него считаем толщину стенки
Для одиночного отверстия с φ=049
Номинальное допускаемое напряжение МПа для выбранной марки стали 20 при расчетной температуре стенки t= 255C для принятого расчетного ресурса 6
(для выбранной марки стали при расчетной температуре стенки для принятого расчетного ресурса)
Da=273 мм -наружний диаметр элемента;
По сортаменту 273х26
Прибавка учитывающая утонение стенки при гибке труб для коллектора равна 6:
Толщина стенки по сортаменту 26 мм
2.2 Расчёт толщины донышка коллектора
Плоские днища для коллекторов изготавливаются из поковок путем механической обработки. Конструкция плоских днищ и условные обозначения приведены на рисунке 3.
Рисунок 5.3 - Конструкция плоских днищ коэффициент "К" для них
Во всех случаях K≥035.
Расчетная толщина плоского днища определяется по формуле 6:
где К - коэффициент учитывающий конструкцию днища;
Ко - коэффициент учитывающий наличие отверстий в днище;
[] - номинальное допустимое напряжение для материала днища МПа.
Коэффициент К определяется по конструкции выбранного днища в зависимости от коэффициента К1 расчет которого дается в следующем пункте.
Коэффициент К1 определяется по формуле 6:
где []z - номинальное допустимое напряжение для материала цилиндрической части коллектора МПа
Величина К1 должна быть K1 ≥ 076.
При отрицательном значении подкоренного выражения принимается K1=076.
Определение коэффициента Ко:
для днищ без отверстий К0 = 1;
Толщина стенки днища в месте кольцевой выточки должна удовлетворять условию 6:
Расчетное давление р и расчетная температура стенки принимаются такими же как для цилиндрической части коллектора.
Величина номинального допускаемого напряжения для материала одинакового с цилиндрической частью принимается такой же как для цилиндрической части коллектора т. е.[] = []z . В случае выбора другой марки материала [] для днища определяется по таблице допустимых напряжений для сталей 6.
Номинальная толщина стенки плоского днища должна быть не менее 6:
Толщина стенки плоского днища S1 должна быть не менее толщины стенки цилиндрической части коллектора при φ =1.
3 Расчет на прочность входного коллектора пароперегревателя
3.1 Расчёт толщины стенки коллектора
Рисунок 5.4 – Эскиз коллектора
Для одиночного отверстия d= 159мм.
С12=0 мм – прибавка учитывающая утонение стенки при гибке труб для коллектора;
С=С11+С12+С21+С22=0602+0+05+0=1102 мм
Номинальное допускаемое напряжение МПа для выбранной марки стали 20 при расчетной температуре стенки t= 231C для принятого расчетного ресурса 6:
P=245 МПа -расчетное (избыточное) давление;
Толщина стенки по сортаменту 26 мм.
3.2 Расчёт толщины донышка коллектора
Плоские днища для коллекторов изготавливаются из поковок путем механической обработки. Конструкция плоских днищ и условные обозначения приведены на рисунке 5.5.
Рисунок 5.5 - Конструкция плоских днищ коэффициент "К" для них
где []z=132- номинальное допустимое напряжение для материала цилиндрической части коллектора МПа
Величина номинального допускаемого напряжения для материала одинакового с цилиндрической частью принимается такой же как для цилиндрической части коллектора т. е.[] = []z . В случае выбора другой марки материала [] для днища определяется по таблице допустимых напряжений для сталей.

таблица сроков исполнения.docx

Топливо – Кузнецкий уголь марки 1СС; Р СШ. Характеристики топлива взять из нормативного метода теплового расчета котельных агрегатов
Паропроизводительность – 35 тч
Давление перегретого пара – 24 МПа
Температура перегретого пара – 250 0С
Температура питательной воды – 110 0С
Содержание разделов работы
Наименование разделов работы и их содержание
Консультант (Ф.И.О. подпись)
Расчетно-пояснительная записка
Выбор тепловой схемы и основных конструктивных решений котла
Тепловой расчет котла на 100% нагрузке
Гидравлические расчеты контура и пароперегревателя
Аэродинамический расчет газового тракта котла
Прочностной расчет блока конвективного перегревателя
Общие виды котла – 3 листа
Схема циркуляционного контура с гидродинамической характеристикой
Гидравлическая схема пароперегревателя – 1 лист
Сводная таблица результатов расчета – 1 лист
Научно-библиографический поиск
1 По научно-технической литературе просмотреть Реферативные журналы Котлостроение Энергетика за последние _3_ года и научно-технические журналы Теплоэнергетика Энергомашиностроение Электрические станции за последние _2_ года.
2 По нормативной литературе просмотреть указатели государственных и отраслевых стандартов за последний год.
3 Патентный поиск провести за _-_ лет по странам

Заключение.docx

В данной работе выполнен проект котла Е-35-24-250 паропроизводительностью Дпе=35 тч давлением и температурой перегретого пара Рпе=24 МПа и tпе=250°С работающего на Кузнецком каменном угле марки 1СС; Р СШ.
Компоновка котла - П-образная камерное сжигание топлива с твердым шлакоудалением;
Система пылеприготовления - индивидуальная замкнутая с прямым вдуванием с двумя молотковыми мельницами ММТ 1000470980 с инерционным сепаратором;
Топочная камера оснащена четырьмя прямоточными вертикально-щелевыми горелочными устройствами с односторонней подачей пылевоздушной смеси мощностью по Qг = 7 МВт размещенными на боковых стенах топочной камеры тангенциально в один ярус;
Параметры топочной камеры: глубина топки – bт=3 м ширина топки – ат=36 м высота топки – hт=1337 м объём топки – Vт=14307 м3 сечение топки – Fт=1079 м2
Компоновка низкотемпературных поверхностей нагрева (воздухоподогревателя и экономайзера) - одноступенчатая;
Котел оборудован: испарительной поверхностью нагрева состоящей из фестона выполненного из труб заднего экрана в 3 ряда диаметр труб d=60 мм с поперечным шагом S1=240 мм продольным шагом S2=250 мм расчетная поверхность фестона Fф=1989 м2 перегревательной в виде первичного перегревателя (конвективный перегреватель) низкотемпературными поверхностями в виде экономайзера и трубчатого воздухоподогревателя установленных в конвективной шахте котла так же дополнительной поверхностью нагрева в виде потолочного перегревателя установленного в горизонтальном газоходе.
Тепловая схема пароперегревателя состоит из одной ступени конвективного перегревателя и дополнительной поверхности экранирующей потолок. Конвективный перегреватель состоит из труб диаметром d=32 мм толщиной стенки =4 мм глубина пакета lп=0588 м число петель nпет=2 число ниток (заходов) в змеевиках z=2 число ходов пара nход=1 поверхность нагрева конвективной ступени FКПЕ=316 м2.
Далее пар поступает в потолочный перегреватель. Он выполняется газоплотно из труб диаметром 32 мм.
После потолочного перегревателя пар поступает во впрыскивающий пароохладитель. Он выполняется наружным диаметром d=273 мм с толщиной стенки
Горизонтальный газоход в котором располагаются конвективная ступень пароперегревателя сконструирован с горизонтальной площадкой длиной 1 м.
Глубина конвективной шахты равна 115 м.
Выбран оребренный экономайзер. Изготавливается из труб диаметром d=32 мм с толщиной стенки =3 мм трубы располагаются в шахматном порядке с поперечным шагом равным S1=96 мм и продольным шагом S2=46 мм. Параллельно фронту котла устанавливаются 22 змеевика. В петле 2 нитки чсило петель nпет=6 глубина пакета по ходу газов равна 2162 м. Температура воды на входе в экономайзер равна 110 °С температура воды на выходе из экономайзера 221 °С. Экономайзер кипящий выполнен из стали 20.
Ступень воздухоподогревателя выполняется однопоточной из труб диаметром d=40 мм с толщиной стенки =15 мм трубы располагаются в шахматном порядке с поперечными шагом S1=60 мм и продольным шагом S2=42 мм. Высота хода hх=147 м. В воздухоподогревателе чсило ходов nх=8. Конструктивно воздухоподогреватель выполняется в виде трех кубов. Высота воздухоподогревателя hвп=123 м. Ступень выполнена из стали 20.
Рассчитан контур с естественной циркуляцией (крайний блок заднего экрана топочной камеры) и проверены основные критерии надежности его работы. Также проведен гидравлический расчет пароперегревателя с определением сопротивления парового тракта котла и давления в барабане.
Основные результаты расчета циркуляционного контура:
скорость циркуляции равна W0 = 097 мс;
гидравлическое сопротивление опускных труб составляет Δpоп = 21000 Па;
расход воды через крайний блок заднего экрана Дц = 377 кгс;
Паропроизводительность контура ДК = 154 кгс;
кратность циркуляции k = 25;
полезный напор в экранах топочной камеры Sполэкр=26000 Па;
массовое паросодержание пароводяной смеси по условиям невозможности отложения солей в испарительных трубах является допустимым х=004;
циркуляция данного контура удовлетворяет всем основным критериям надежности.
Основные результаты гидравлического расчет пароперегревателя:
суммарный перепад давления в паровом тракте котла Δpпе = 0112 МПа;
давление в барабане котла Pб =2512 МПа.
Основные результаты аэродинамического расчета:
определены сопротивления каждого участка газового тракта котла и подсчитано его суммарное сопротивление. Оно составило h=54056 Па;
суммарный перепад напоров в газовом тракте котла ΔHп который должен обеспечить дымосос равен 69921 Па;
количество дымососов устанавливаемых на котел из соображений обеспечения надежности работы котла и простоты их обслуживания принято равным одному;
расчетный расход газов Qр через один дымосос равен 1463 м3с;
расчетный напор газов Hр который рассчитывался с учетом сопротивления тракта от котла до дымовой трубы составил 1679052 Па;
выбран центробежный дымосос двустороннего всасывания ДН-17 типа
-40-1 с частотой вращения 740 обмин и диаметром рабочего колеса 175 м;
мощность потребляемая дымососом составляет 338 кВт при коэффициенте полезного действия 72 %.
Был проведен прочностной расчет конвективного пароперегревателя. В результате которого определена толщина стенок коллекторов и змеевиков ступени пароперегревателя. По расчетным данным были выбраны значения толщины стенок по
сортаменту труб применяемых в отечественном котлостроении. Результаты расчета^
Змеевик конвективного перегревателя:
Расчетная толщина стенки SR=03 мм;
Номинальная толщина стенки S=08 мм;
Толщина стенки по сортаменту Sпр=4 мм;
Выходной коллектор конвективного перегревателя:
Расчетная толщина стенки SR=55 мм;
Номинальная толщина стенки S=732 мм;
Толщина стенки по сортаменту Sпр=26 мм;
Входной коллектор конвективного перегревателя:
Расчетная толщина стенки SR=507 мм;
Номинальная толщина стенки S=6787 мм;
Донышко выходного коллектора конвективного перегревателя:
Расчетная толщина стенки SR=136 мм;
Номинальная толщина стенки S=141 мм;
Донышко входного коллектора конвективного перегревателя:
Расчетная толщина стенки SR=1485 мм;
Номинальная толщина стенки S=1535 мм;
Выполнена графическая часть работы:
чертежи общего вида котла: продольный разрез горизонтальные разрезы поперечные разрезы;
схема циркуляционного контура и его гидродинамическая характеристика;
гидравлическая схема пароперегревателя;
таблица результатов расчета.

Доклад.docx

Уважаемы члены комиссии вашему вниманию предоставляется бак. Раб на тему: руководитель
проект парового котла паропроизводительностью Д = 35 тч давлением Р = 24 МПа и температурой перегретого пара t = 250 °C для сжигания Кузнецкого каменного угля марки 1СС; Рядовой семечко со штыбом.
Учитывая свойства сжигаемого топлива (летучих веществ на уровне
Vdaf=31 % температура жидкоплавкого состояния золы tC=1440°С золность топлива на сухую массу Ad=20%). Принята П-образная компоновка камерное сжигание топлива твердое шлакоудаление.
Система пылеприготовления индивидуальная замкнутая с прямым вдуванием с двумя молотковыми мельницами ММТ 1000470980 с инерционным сепаратором коэффициент размолоспособности при этом составляет. GrVTi = 11.
Температура продуктов сгорания на выходе из топочной камеры = 861 °С температура начала деформации золы tа=1190°C что обеспечивает отсутствие шлакования ширм и последующих поверхностей нагрева.
Температура уходящих газов равна = 110°С.
КПД котла составил к = 9374%.
Котел оснащен четырьмя прямоточными вертикально-щелевыми горелочными устройствами с односторонней подачей пылевоздушной смеси мощностью по Qг = 7 МВт размещенных на боковых стенах топочной камеры тангенциально.
Тепловая схема пароперегревателя состоит из одной ступени конвективного перегревателя и дополнительной поверхности экранирующей потолок горизонтального газохода и газоповоротной камеры.
Сухой насыщенный пар из барабана с температурой 2280С поступает в дополнительную поверхность нагрева и разогревается до температуры 2650С и далее в пароохладитель там пар охлаждается до 2260С путем впрыска температурой 2130С далее поступает в конвективный перегреватель там пар нагревается до температуры 2500С и выходит из котла.
Низкотемпературные поверхности выполняются в одну ступень располагаются в конвективной шахте. Экономайзер выполнен оребренным из стали 20. Оребрение мембранное. Температура питательной воды 1100С температура после экономайзера 2210С. Воздухоподогреватель трубчатый из стали 3. Температура холодного воздуха 300С температура горячего воздуха 2900С температуру горячего воздуха в течении расчета пришлось уменьшить с 3100С для оптимальной высоты воздухоподогревателя что никак не повлияло на всю конструкцию и расчет котла.
С целью надежности циркуляции рассчитан крайний блок заднего экрана топки:
скорость циркуляции равна W0 = 097 мс
кратность циркуляции k = 25
Запас по застою и опрокидыванию больше 1.1 а именно 1106 по застою и 207 по опрокидыванию что обеспечивает надежность работы контура.
явление кавитации на входе в опускные трубы отсутствует так как Wоп = 2986 мс меньше чем допустимая скорость = 354 мс.
Суммарный перепад давления в паровом тракте котла составляет Δpпе = 0112 МПа;
давление в барабане котла равно pб =2512 МПа;
Суммарное сопротивление газового тракта
Для удаления дымовых газов и поддержания разряжения в котле выбран центробежный дымосос двустороннего всасывания ДН–17 типа 05-40-1 с частотой вращения 740 обмин.
Таким образом проектные проработки и расчеты котла показали что обеспечиваются заданные параметры котла.
Доклад окончен спасибо за внимание!
Актуальность темы. Цели и задачи исследований.2. Характеристика объекта исследований.3. Методика исследований объем выполненных работ.4. Анализ собранных материалов результатов наблюдений экспериментов и т. п.5. Обобщающие выводы.6. Проектная часть или рекомендации производству.

вид сбоку А4.dwg

БР 13.03.03.07.200 ВО
БР 13.03.03.07.000 ПЗ
Рисунок 7.2 - Поперечный размер

основной вид А4.dwg

Паровой котел Е-35-24-250
Котёл паровой Е-35-24-250
Проект парового котла Е-35-24-250nна Кузнецком каменном угле
БР 13.03.03.07.100 ВО
БР 13.03.03.07.000 ПЗ
Приложение Б - общие виды котла
Рисунок 7.1 - Продольный разрез

вид сверху А4.dwg

БР 13.03.03.07.300 ВО
БР 13.03.03.07.000 ПЗ
Рисунок 7.3 - Горизонтальный разрез

форма задания на выполнение бакалаврской работы.docx

СТО АлтГТУ 12800 – 2016
Форма задания на выполнение бакалаврской работы
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
“Алтайский государственный технический университет им. И. И. Ползунова
НА ВЫПОЛНЕНИЕ БАКАЛАВРСКОЙ РАБОТЫ
фамилия имя отчество
Тема_Проект парового котла Е-35-24-250 на Кузнецком каменном угле 1СС; Р СШ

Введение.docx

Целью данной бакалаврской работы является проектирование парового котла барабанного типа с ествественной циркуляцией имеющего параметры:
- паропроизводительность Dпе=35 тч;
- температура перегретого пара tпе=2500С;
- давление перегретого пара Рпе=24 МПа;
- температура питательной воды tп.в.=1100С;
Данный паровой котел расчитывается на Кузнецкий каменный уголь марки “1СС” класса “рядовой семечко со штыбом”. Этот же уголь используется при расчете системы пылеприготовления.
В этой пояснительной записке решаются следующие задачи:
- выбор и обоснование типа топочного устройства;
- выбор и обоснование компоновки котла;
- выбор и обоснование тепловой схемы котла и ее основных опорных точек;
- расчет объемов и энтальпий воздуха и продуктов сгорания;
- тепловой баланс котла с определением КПД и расхода топлива;
- конструирование и тепловой расчет пароперегревателя;
- конструирование и тепловой расчет воздухоподогревателя и экономайзера;
- расчет контура с естественной циркуляцией (крайний блок заднего экрана
- проверка основных критериев надежности циркуляции;
- гидравлический расчет пароперегревателя;
- необходимо провести аэродинамический расчет данного котельного агрегата с
последующим выбором числа и типоразмера дымососов по найденным значениям
напора и расхода продуктов сгорания;
- прочностной расчет блока конвективного перегревателя;
- представить чертежи общего вида котла.

ВКР 1 часть.docx

Выбор тепловой схемы и основных конструктивных решений котла
Анализ исходных данных
Основные характеристики топлива на котором должен работать паровой котел представлены в таблице 1.1.
Таблица 1.1 – Основные характеристики топлива
Характеристика топлива
Бассейн месторождение и тип топлива
Составрабочей массы топлива %
Низшая теплота сгорания
Зольность на сухую массу
Влага гигроскопическая
Приведенные значения %·кгМДж
Выход летучих веществ
Коэффициент размолоспособности по ВТИ
Температураплавкостизолы °С
Жидкоплавкого состояния
Начало нормального жидкого шлакоудалеия
Температура начала шлакования
Элементный состав золы на бессульфатную массу %
Склонности к образованию прочных первичных отложений
Объемы воздуха и продуктов сгорания твердых топлив при нормальных условиях (α=1)
Теоретически необходимое количество воздуха для полного сжигания топлива
Объем газов образованных при сжигании твердых топлив
Шлакующая способность топлива определяется из отношения:
- суммы кислых окислов
- суммы основных окислов и содержанием СаО:
и = 41% 13% - значит топливо является умеренношлакующим.
Топливо- низкозольное (Аd=20%) с высоким выходом летучих (Vdaf=31%)- высокореакционное топливо имеет теплоту сгорания на уровне Qir=234 МДж Кузнецкий 1СС с коэффициентом размолоспособности GrVTi=11 – относится к твердым топливам.
Выбор компоновки котла
Компоновка – это схема взаимного расположения газоходов (топки горизонтального газохода газоходов конвективных поверхностей нагрева) котла. Различают четыре наиболее часто встречающиеся типа компоновок: П- Т- N- образные и башенные 1.
При проектировании котлов средней и большой мощности предпочтение обычно отдают П-образной компоновке (рисунок 1.1). Выбрана П-образная компоновка так как П-образная компоновка позволяет логично увязать топку и конвективные поверхности нагрева обойтись умеренной высотой котла простыми средствами организовать каркас разместить тяго- дутьевые машины на нулевой отметке 1.
Так же эта копмпоновка имеет недостатки. Трехкратный поворот газов: в районе горелок на входе и на выходе из горизонтального газохода. Неодинаковая длина пути газов приводит к появлению существенной неравномерности температуры газов по высоте горизонтального газохода а также по глубине конвективной шахты. В конвективной шахте создается неравномерное поле скоростей что создает местный усиленный износ труб.
При выборе компоновки учтены достоинства и недостатки других компоновок 1.
Рисунок 1.1 – П-образная компоновка
Выбор типа топочного устройства
Камерные топки наиболее универсальны и широко распространены для сжигания жидкого и газообразного топлива в котлах любой производительности и для сжигания твердых топлив в котлах производительностью 10 кгс и выше 1. Камерная топка представлена на рисунке 1.2.
Недостатками являются: расход энергии на приготовление пыли. Так же унос золы в конвективные поверхности из топки потоком газов что вызывает необходимость установки золоуловителей на выходе газов из котла.
Для топлива с выходом летучих: 25%Vdaf35% (Vdaf=31%) с зольностью Aпрr=078%*кгМДж влажностью Wпрr=038%*кгМДж при производительности котла Дпе= 98 кгс и при температуре жидкоплавкого состояния золы tс=14400С>1350-14000С применяются камерные топки тип топочного устройства: ТШУ тангенциальное угловое размещение прямоточных горелок. Этот вид (ТШУ) обеспечивает снижение уровня образования токсичных выбросов прежде всего окислов азота.
Рисунок 1.2 – Камерная топка
Выбор и обоснование схемы пылеприготовления
Для каменного угля имеющего коэффициент размолоспособности GrVTi=11 выбрано 2 молотковых мельницы (ММТ 1000 470 980) с инерционным сепаратором. Производительность одной мельницы 154 тч. Так же для топлива с влажностью Wtr =9% выходом летучих Vdaf=31% применяется схема пылеприготовления: с прямым вдуванием (R90=20% R1000=0%) замкнутая пылесистема.
Достоинства данной схемы пылеприготовления с прямым вдуванием в ее простоте компактности пылеприготовительного оборудования небольшом расходе электроэнергии на транспорт аэропыли простой системе автоматизации подачи топлива. Схема пылеприготовления представлена на рисунке 1.3.
- бункер угля; 2 - мигалка; 3 - отсекающий шибер; 4 - питатель угля; 5 - течка сырого угля; 6 - трубопровод присадки слабоподогретого воздуха; 7 - мельница; 8 - сепаратор; 9 - дутьевой вентилятор; 10 - горелка; 11 - короб вторичного воздуха; 12 - котел; 13 - газопровод; 14 - воздухоподогреватель; 15 - взрывной клапан; 16 - шибер с быстрозакрывающимся устройством; 17 - атмосферный клапан; 18 - заглушка; 19 - трубопровод холодного воздуха; 20 - трубопровод аварийной присадки холодного воздуха; 21 - распределитель пыли; 22 - измерительное устройство для расхода сушильного агента.
Рисунок 1.3 – Схема пылеприготовления
5 Выбор расчетных температур и распределение тепловосприятий по поверхностям нагрева
Для топлива с приведенной влажностью (Wпрr=038% (сухое твердое топливо)) и с температурой питательной воды tп.в.=1100C следует установить температуру уходящих газов ух=1100С.
Для топки с ТШУ при замкнутой схеме пылеприготовления и воздушной сушке для каменного угля требуется установить температуру подогрева воздуха tг.в.=3100С.
Так как топливо низкосернистое с содержанием серы Spr =04%05% при выбранной температуре подогрева воздуха следует применить трубчатый рекуперативный воздухоподогреватель (ТВП) он более простой но металлоемкий и громоздкий.
Так как температуру воздуха следует подогревать на входе в воздухоподогреватель с целью предотвращения низкотемпературной коррозии то при каменном угле с Sпрr=002%*кгМДж01%*кгМДж требуется установить tвп' =300С.
Температура газов перед фестоном или фестонированных конвективных поверхностей нагрева расположенных в горизонтальном газоходе не должна превышать температуру начала деформации золы tА=11900С. Для Кузнецкого 1СС следует установить температуру газов на выходе из топки на уровне т"=8500С. Характер первичных отложений- рыхлый.
Число ступеней пароперегревателя (nст.пе.) выбирается с учетом разверочных явлений так чтобы приращение энтальпий пара в каждой из ступеней не превышало 250-260 кДжкг.
где hпе=hпе-hs"+hпо=2888-2801+60=138 кДжкг - суммарное приращение энтальпии пара в пароперегревателе кДжкг;
hпе=2888 кДжкг – энтальпия перегретого пара при Рпе=24 МПа и tпе=2500С;
Рб=Рпе+Рпе=24+0312=2712 МПа – давление в барабане;
где Рпе=(013-015)Рпе=013*24=0312 МПа – гидравлическое сопротивление пароперегревателя;
hпо=60-85 кДжкг – суммарное снижение энтальпии пара в пароохладителе принимается 60 кДжкг;
hs"=2801 кДжкг – энтальпия сухого насыщенного пара при Рб=2712 МПа и tпе=250 так как на данном этапе не известна температура среды в барабане;
hст ≤ 250-260 кДжкг – приращение энтальпии пара водной ступени пароперегревателя принимается 250 кДжкг;
nст.пе.=hпеhст = 138250=06
Так как число ступеней не превышает 1 то принимается 1 ступень перегревателя (первичный перегреватель);
По данным расчета тепловая схема котла представлена на рисунке 1.4.
– топочная камера; 2 – фестон; 3 – барабан; 4 – конвективный перегреватель;
– экономайзер; 6 – трубчатый воздухоподогреватель.
Рисунок 1.4 – Тепловая схема котла
6 Объемы и энтальпии воздуха и продуктов сгорания
6.1 Определение объемов воздуха и продуктов сгорания
Расчет объемов воздуха и продуктов сгорания выполнен по 1;
Результаты расчет приведены в таблице 1.2.
Таблица 1.2 – Средние характеристики продуктов сгорания в газоходах поверхностей нагрева
=061; =182%; VHо.г.=663.
Коэффициент избытка воздуха за поверхностью
Среднее значение коэффициента избытка воздуха в газоходе
Объемная доля трехатомных газов
Объемная доля водяных паров
Суммарная объемная доля
Масса продуктов сгорания
Концентрация золы в продуктах сгорания
Плотность продуктов сгорания
6.2 Определение энтальпий воздуха и продуктов сгорания
Энтальпия теоретически необходимого количества воздуха и продуктов сгорания кДжкг при и расчетной температуре определяются по формулам:
где (с)в (с)СО2 (с)N2 (с)Н2О – энтальпии 1 м3 влажного воздуха углекислого газа азота и водяных паров кДж(м3К);
энтальпия золы: Нзл=(с)Аr100aун
где (с)зл – энтальпия 1 кг золы кДжкг;
Результаты расчетов приведены в таблице 1.3 и на рисунке 1.5.
left20383500Таблица 1.3 – Энтальпия продуктов сгорания
Рисунок 1.5 – Графики зависимости Но.г. Но.в. Нг от температуры
7 Тепловой баланс котла
Тепловой баланс составляется применительно к установившемуся тепловому состоянию котла на 1 кг твердого топлива при 00С и 1013 кПа.
Уравнение теплового баланса имеет вид:
где - распологаемое тепло топлива кДжкг 1;
- тепло полученное воздухом от внешних источников кДжкг 1;
- тепло введенное в котел с форсуночным распыливающим паром кДжкг 1;
- полезно используемое тепло в котле кДжкг 1;
- потери тепла с уходящими газами кДжкг 1;
- потери тепла от химического недожога топлива кДжкг 1;
- потери тепла от механического недожога топлива кДжкг 1;
- потери тепла через ограждающие стенки газоходов топки кДжкг 1;
- потери с физическим теплом шлаков кДжкг 1;
- низшая теплота сгорания топлива кДжкг 1;
Располагаемое тепло топлива:
где =0 кДжкг - физическое тепло топлива.
Физическое тепло топлива учитывается только в тех случаях когда оно педварительно подогрето посторонними источниками тепла. При отсутствии постороннего подогрева физическое тепло учитывается только для бурых углей и торфа. При этом температура топлива принимается tтл=00С.
Qкрб=0 – затраты тепла на разложение карбонатов которых в данном топливе (Кузнецкий 1СС) не содержится.
Располагаемое тепло топлива:
Qp=Qir=23400 кДжкг 1.
В данном проекте паровое дутье отсутствует значит тепло вносимое в топку паровым дутьем:
Количество тепла для подогрева воздуха до входа в воздухоподогреватель от внешних источников расчитывается по формуле:
=0 так как предварительный подогрев не осуществляется и температура tвп равна температуре холодного воздуха tх.в т.е. tвп = tх.в = 30ºС.
Энтальпия теоретически необходимого количества воздуха на входе в воздушный тракт:
Hо.х.в =24420396 кДжкг;
где Св = 132145 кДж(м3·К) - теплоемкость влажного воздуха при tх.в;
tх.в= 30ºС - температура холодного воздуха;
Hо.х.в = ·Св · tх.в =616·132145·30 = 24420396 кДжм3.
Потери тепла с уходящими газами %:
q2=Q2Qp100=Hг.ух-aух-'Hо.прс-'Hо.х.в(100-q4)Qр 1
где =134052 кДжкг - энтальпия уходящих газов при избытке воздуха =137 и температуре ух=1100С;
Но.прс – энтальпия воздуха присасываемого в газоходы находится по формуле:
Hо.прс=·Св · tх.в=Hо.х.в.=24420396 кДжкг;
Отношение количества воздуха подаваемого в топку из воздухоподогревателя к теоретически необходимому определяется по формуле:
т'=αт-αт-αпл-αотб-1rрц 1
где αт=12 – значение избытка воздуха в топке;
αт=002 – присосы воздуха в топку;
αпл=004 – присосы системы пылеприготовления;
т'=αт-αт-αпл=12-002-004=114;
Отношение количества воздуха на входе в воздушный тракт к теоретически необходимому считается по формуле:
'=т'+αвп=114+006=12 .
Потери тепла от химической и механической неполноты сгорания топлива и зависят от вида топлива и способа его сжигания и принимаются на основании опыта эксплуатации 1 q3=0 и q4=1%.
q2=Q2Qp100=Hг.ух-aух-'Hо.прс-'Hо.х.в(100-q4)Qр=
=134052-1.37-1.224420396-1.224420396(100-1)23400=426% .
Потери тепла от наружного охлаждения =Q5Qp100% определяются в зависимости от паропроизводительности котла. При D=98 кгс q5=1%.
Так как Аr=182 %≤Qir400=585% камерное сжигание ТШУ то не вводится в расчет q6шл=0 %.
Коэффициент полезного действия котла брутто определяется по формуле:
к=100-q2+q3+q4+q5+q6=100-426+0+1+1+0=9374%
Полное количество тепла полезно использованное в котле
В данном проекте парового котла отсутствуют: расход питательной воды мимо регенеративных подогревателей (Дотб=0) впрыски сторонней воды в первичный тракт (Двпрст=0) отбор насыщенного пара (Дн.п.=0) подогретой воды (Qот.в.=0) подогретого избыточного воздуха (Qизб) и отсутствие промперегревателя (Дпп=0 Двпрпп=0).
Температура и давление питательной воды равны:
Pпв = Pб + Pэк = 2712+0072 = 2784 МПа; tпв = 1100С
hп.в = 46323 кДжкг – энтальпия питательной воды определяется по параметрам;
hпе=2870 кДжкг – энтальпия перегретого пара;
Дпр=(003-005)Дпе=003*98=0294 кгс – расход воды на продувку котла;
=98·2870-46323+02949812-46323=
Расход топлива подаваемого в топку:
B=QкQрк100=23738629234009374100=108 кгс
Расчетный расход топлива определяется по формуле:
Bр=B1-q4100=1081-1100=107кгс.
Конструирование топочной камеры
Выбор типа размеров количества и компоновки горелок
Так как в данном проекте расчитывается котел для кузнецкого угля марки 1СС с высоким выходом летучих Vdaf=31% то для организации устойчивого процесса горения выбираются прямоточные горелки вертикально-щелевые с односторонним подводом пылевоздушной смеси (ГПО) тангенциальное расположение в один ярус. Горелка представлена на рисунке 1.6.
Рисунок 1.6 – Горелка прямоточная вертикально-щелевая с односторонним подводом пылевоздушной смеси
Количество горелок: zг=4;
Тепловая мощность одной горелки: Qг=7 МВт;
Тепловая мощность топки: Qтт=29 МВт;
Другие характеристики горелок представлены в пункте 1.8.2.
Выбор основных конструктивных характеристик топки
Активный объем топочной камеры ограничивается плоскостями экранных труб или обращенными в топку поверхностями защитного огнеупорного слоя. В выходном сечении камеры ее объем ограничивается плоскостью проходящей через оси первого ряда ширм 1.
Нижней границей объема топки принимается горизонтальная плоскость отделяющая нижнюю половину воронки.
Минимальный из условий экономичного сгорания топлива объем топки:
где - расчетный расход топлива;
- низшая теплота сгорания топлива;
- допустимое тепловое напряжение топочного объема.
Для снижения температуры газов на выходе из топки до оптимального уровня ограждающий активный объем и сам объем должны быть увеличены против объёма минимального на т.е. расчетный объем топки:
Минимальное сечение топки по осям труб экранов
где - предельное теплонапряжение сечения топки;
Расчетное значение во избежание шлакования экранов топочной камеры и повышения температуры металла рекомендуется выбирать в пределах 1
Расчетное сечение топки:
Ширина топки вычисляется из соотношения с глубиной топки:
из этого интервала выбрано значение тогда .
Глубина топки равна:
Диаметр условной окружности:
dу=(008-018)bт=01*3=03 м;
Высота горелки должна составлять:
отсюда высота горелки: hг=4*0214=0856 м.
В котлах низкого давления (Рпе≤39 МПа Рпе=24 МПа) нет необходимости в перегревательных ширмах поэтому в выходном окне топки для снижения температуры газов до безопасного по условиям бесшлаковочной работы плотных конвективных пакетов размещается фестон из труб заднего экрана топки увеличивающий испарительную поверхность нагрева 1.
Высота выходного газового окна принимается:
но не более 13 высоты топочной камеры;
Устье в нижней части холодной воронки для свободного прохода крупных кусков шлака выполняется шириной:
для конструирования данной топки рекомендуется выполнить:
- высота выходного окна hок=bт=08*3=24 м;
- устье в нижней части холодной воронки 36 м;
- ширина прохода bу=08 м.
Для удобства расчета топочный объем следует разбить на ряд элементарных объемов.
Определение объема нижней части котла V1 (половины холодной воронки):
Рисунок 1.6 – Холодная воронка
Объём половины холодной воронки (Рисунок 1.6) можно определить по формуле:
V1=aт*h1*bт+bср2 где
ат=36 м - ширина топки;
h1–половина высоты холодной воронки определяется по формуле:
где bт=3 м – глубина топки; bу = 08 м – ширина устья; α = 500 – угол наклона фронтовой и задней стен топки тогда:
h1=(bт2-by2)tgα2 = (32-082)tg5002=065м
bср – ширина средней линии холодной воронки определяется по формуле:
bср=bт+bу2 = 3+082 = 19 м
тогда объём холодной воронки:
V1=aт*h1*bт+bср2=36*065*3+192=5733 м3
2506532448500Определение объёма верхней части топки (V3):
Рисунок 1.7 – Верхняя часть топки
Объём (V3) верхней части топки (Рисунок 1.7) определяется:
где bт=3 м ат=36 м – глубина и ширина топки соответственно;
hок=24 м – высота выходного окна тогда:
V3=bт*hок*ат=3*24*36=2592 м3
Исходя из вышеперечисленных значений находится основной (больший объём топки) – V2 по формуле:
V2=Vт-(V1+V3)=14307-(5733+2592)=11142 м3
Высота всего активного объёма:
где h1=065м – половина высоты холодной воронки;
h2=V2aтbт=11142336=1032 м – высота основной (большей) части топки;
h3=hок=24 м – высота верхней части топки (высота выходного окна топки) тогда:
hт=065+1032+24=1337 м
Полная поверхность стен ограничивающих активный объём топи находится по формуле:
Fст=Fфр+Fз+2Fбок+Fпот+Fл.вх.ф+Fпл где
Рисунок 1.8 – Фронтовая стенка
где α1=500 – угол наклона фронтовой стенки в части холодной воронки; lфр1=h1s
lфр3=hок=24 м тогда:
lфр=lфр1+lфр2+lфр3=084+1032+24=1356 м подставив в формулу для нахождения поверхности фронтовой стены получается:
Рисунок 1.9 – Задняя стенка
тогда: lз=lз1+lз2=1032+084=1116 м
Подставив в формулу для нахождения поверхности задней стены получается:
Fбок – поверхность боковой стены (заштрихованная площадь на Рисунок 1.10);
Рисунок 1.10 – Боковая стенка
где F1=05*(2*by+bт)*h1=05(2*08+3)*065=15 м2;
F2=(lфр2+lфр3)*bт=(1032+24)*3=3816 м2
тогда Fбок=F1+F2=15+3816=3966 м2;
Рисунок 1.11 – Потолок
тогда Fпот=ат*lпотт=36+3=108 м2
Fпл=0 м2 – поверхность стен двусветного экрана;
Полная поверхность стен:
Fст=Fфр+Fз+2Fбок+Fпот+Fл.вх.ф+Fпл=48816+40176+2*3966+108+864=187752 м2
Рисунок 1.12 – Эскиз топочной камеры
Конструирование поверхностей нагрева
Выбор основных характеристик фестона
Под фестоном понимается поверхность нагрева с числом рядов не более четырех и с поперечным относительным шагом 1≥2. Конструктивно фестон может представлять собой разведенный в несколько рядов в области выходного окна из топки задний экран с увеличенным поперечным S1=200-300 мм – и продольным S2=250-400 мм шагами 1.
-задний экран; 2-фестон; 3-подвеска; 4-узел крепления подвески
Рисунок 1.13 – фестонированные трубы заднего экрана
Расчетная поверхность фестона:
Sэкр=80 мм=008 м – шаг между трубами;
d=dэкр=60 мм=006 м – диаметр труб экрана;
Количество труб заднего экрана:
nф=nз.экр=aтSэкр =36008 - 1 = 45-1= 44
z2=3 – число рядов по ходу газов;
Число труб в ряду фестона поперек потока газов;
z1=nфz2 = 443 =15 (в среднем ряду 14)
hф=hок=24 м – высота труб фестона;
S1-поперечный шаг считается по формуле:
S1=aтz1 =3615 =024 м= 240 мм;
- относительный поперечный шаг считается по формуле:
S2=250 мм-продольный шаг;
-относительный продольный шаг считается по формуле:
Количество блоков заднего экрана nбл.з.экр. может быть определено из уравнения:
nбл.з.экр.= aт+Sэкрaбл+Sэкр= 36+00818+008 = 2
где aбл=aт2 =362 = 18 м – ширина топочного блока;
тогда расчетная поверхность фестона:
Fф=z1z2dhф= 15331400624=1989 м2
Площадь живого сечения для прохода газов:
fг=aтhф-dz1hф=3624-0061524=648 м2.
Выбор основных характеристик конвективного перегревателя
Следующей по ходу пара после фестона в данном котле является ступень конвективного пароперегревателя (Рисунок 1.14) 1.
14 – Конвективный перегреватель
Для данного перегревателя предпочтение отдаётся трубам диаметра:
d=32 мм=0032 м - внешний диаметр труб что увеличивает эффективность теплообмена;
= 4 мм = 0004 м – толщина стенки трубы;
S1=77+d=77+32=109 мм = 0109 м – поперечный шаг;
=S1d =0109032 = 34 – относительный поперечный шаг;
S2=512 мм = 00512 м – продольный шаг;
=S2d =00512032 = 16 – относительный продольный шаг;
Число змеевиков располагаемых по ширине газохода определяется по формуле:
nзм=aтS1 -1=360109 -1=32
Число ниток (заходов) в каждом змеевике:
где Дст=Дпе-Двпрn.ст=98-0784 кгс = 9016 кгс – расход пара через рассчитываемую ступень;
Двпрn.ст = 08Дпе=0784 кгс – расход конденсата впрыскиваемого в пароохладитель;
nх=1 – число ходов пара в пределах ступени;
ρ=3109 кг(м2с) – массовая скорость пара;
z=Дстdвн24nзмnxρ=90163140032243213109=2.
Поверхность нагрева одной петли пакета змеевика:
hг- высота газохода в котором размещается рассчитываемая ступень считается по формуле:
hг' и hг" - высота газохода соответственно во входном и выходном сечениях пакета змеевиков м;
nпет=2 (предварительно) – количество петель пароперегревателя;
lп- длина пакета пароперегревателя расчитывается по формуле:
lп=lпетnпет+(nпет-1)2R 1
где lпет – длина одной петли расчитывается по формуле:
где R=2d=2 0032=0064 м – радиус гиба труб
lпет=2z-1S2+2R=22-100512+20064=023 м
lп=lпетnпет+nпет-12R=0232+2-120064=0588 м
Так как одна петля перегревателя находится над наклонным участком горизонтального газохода а вторая петля на горизонтальном участке горизонтального газохода (Рисунок 1.15) то расчет производится следующим образом:
15 – Конвективная ступень пароперегревателя
Первой по ходу газов поверхностью располагаемой в конвективной шахте является экономайзер; живое сечение для прохода газов в нем при расположении змеевиков параллельно фронту котла 1
fг=BpVгH(к.ш.'+273)Wг273 1
к.ш.'=6500С (предварительно) – температура газов на входе в конвективную шахту (за перегревателем);
Wг=10 мс (предварительно) – скорость газов в экономайзере;
fг=BpVгH(к.ш.'+273)Wг273=1077881(650+273)10273=285 м2
ак.ш.=ат=36 м – ширина конвективной шахты;
d=28 мм=0028 м – диаметр труб экономайзера;
=3 мм – толщина стенки труб экономайзера;
=3 – относительный поперечный шаг экономайзера;
S1= 1d=328=84 мм – шаг между трубами змеевиков в ряду поперек потока газов.
отсюда bк.ш.=fг-ак.ш.daк.ш.(1-dS1)=285-36002836(1-00280084)=115 м – глубина конвективной шахты.
Здесь принимается: bк.ш.=hг.г.=hг"=115 м;
Wг'=12 мс (предварительно для дальнейшего расчета) – скорость газов в пароперегревателе;
пе'=ф"= 8420C – температура газов на входе в перегреватель
тогда fг=BpVгH(пе'+273)WГ'273=fг=1077881(842+273)12273=287 м2 – живое сечение для прохода газов через пакет змеевиков пароперегревателя.
hг=fгаг-dnзм=28736-003232=1114 м
h’+h”=223hг'=hок- α=90-490=410Сhг'=1464 мhг"=115 м
Исходя из расчетов получается:
hг1=05(hг'+hг")=051464+115=1307 м;
fг=hг1аг-hг1dnзм=130736-1307003232=336 м2;
Wг1=BpVгH(к.ш.'+273)fг273=1077975(842+273)336273=103 мc;
hг2=05(hг'+hг")=05115+115=115 м;
fг=hг1аг-hг1dnзм=11536-115003232=296 м2;
Wг2=BpVгH(к.ш.'+273)fг273 = 1077975(842+273)296273=124 мc
Из получившихся значений следует что средняя скорость газов для прохода через змеевики пароперегревателя будет:
Wг=Wг1+Wг22=103+1242=1135 мс
Отсюда Fпет=dzlтр.петnзм=dznзм2hг1+hг2==Fпет 1+Fпет 2 = = 168+148=316 м2
Fпет1=dz2hг1nзм=314003222130732=168м2;
Fпет2=dz2hг2nзм=31400322211532=148м2;
7200524193500Выбор основных характеристик газоповоротной камеры
Рисунок 1.16 – Газоповоротная камера
bк.ш.=hг.г.=hг"=115 м
где hг.г.- высота горизонтальной части горизонтального газохода 1;
ак.ш. = 36 м – ширина конвективной шахты;
Эффективная толщина излучающего слоя
где Vп.к. = aк.ш.bк.ш.hг.г.=36115115=4761м3 - объем газоповоротной камеры.
Fстп.к.=Fбок+Fпот+Fфр - площадь стен газоповоротной камеры (Рисунок 1.16)
Fбок=bк.ш.hг.г.2=1151152=2645 м2;
Fпот=aк.ш.bк.ш.2=361152=828 м2;
Fфр=aк.ш.hг.г.2=361152=828 м2;
Fстп.к.=Fбок+Fпот+Fфр=2645+828+828=192 м2
S = Vп.к.Fстп.к.=364761192 = 089 м;
Выбор основных характеристик воздухоподогревателя
Для изготовления трубчатых воздухоподогревателей (Рисунок 1.17) применяются трубы наружным диаметром 29-40 мм (29 33 40) с толщиной стенки 15 мм. При сжигании твердых топлив с целью уменьшения опасности забивания летучей золой или липкими отложениями предпочтение отдается трубкам диметром 40 мм 1.
Рисунок 1.17 – Трубчатый воздухоподогреватель
Расположение труб – шахматное с относительными шагами:
=S1d=15 - относительный поперечный шаг;
=S2d=105 - относительный продольный шаг;
d = 40 мм – диаметр труб;
= 15 мм – толщина стенки трубы;
S1 = 60 мм = 006 м – поперечный шаг;
S2 = 42 мм = 0042 м – продольный шаг;
Количество труб в одном ряду поперек потока воздуха
n1=aк.ш.S1-1=36006-1=59.
n2=bк.ш.S2-1=1150042-1=26.
dвн = 37 мм = 0037 м – внутренний диаметр труб;
Площадь сечения для прохода газов при продольном омывании и течении их внутри труб:
fг=dвн24n1n2=3140037245926=16 м2;
Другие характеристики приведены в тепловом расчете воздухоподогревателя.
Выбор основных характеристик экономайзера
Змеевики экономайзера выполняются из гладких или оребренных труб диаметром 28-42 мм (28 32 38 42 мм) с толщиной стенки 3-65 мм 1.
Применение оребрения хотя и усложняет технологию изготовления позволяет существенно до 25-50% в зависимости от типа оребрения сократить по сравнению с гладкотрубной поверхностью расход металла работающего под давлением уменьшить размеры газохода для размещения экономайзера 1.
Для данного экономайзера следует применить мембранный тип оребрения т.к. размеры воздухоподогревателя слишком большие для размещения (Рисунок 1.18).
Рисунок 1.18 – Экономайзер с мембранным оребрением
Мембранное оребрение в отличии от других типов оребрения менее чувствительно к загрязнению поэтому оно пригодно для котлов работающих на загрязняющем виде топлива 1.
В освоенной промышленностью технологии поперечного оребрения используются в основном оребренные трубы с рб=1-2 мм hрб=10-20 мм sрб=4-8 мм.
Основные конструктивные параметры экономайзера:
d=32 мм – диаметр труб экономайзера;
hрб=30 мм – высота ребра;
рб=3 мм – толщина ребра;
Материал труб – Сталь 20
Относительный поперечный шаг:
Относительный продольный шаг:
Экономайзер расположен параллельно фронту котла.
Количество труб в ряду поперек потока газов:
n1=bк.ш.S1-1=1150096-1=11;
Количество змеевиков:
Число ниток в змеевике:
z=Дэкdвн24nзмnпотρ=100943140026242214295=2
где ρ – массовая скорость;
nпот =1 – число заходов воды в экономайзере;
dвн = 0.026 м – внутренний диаметр труб;
Дэк = (1+p)Дпе = (1+003)98 = 10094 кгс – расход питательной воды в экономайзере;
р = ДпрДпе=029498=003 – доля непрерывной продувки;
Поверхность нагрева одной петли оребренных змеевиков:
Fор.пет=Fор.тр+Fрб.пет 1
где lрб – длина ребра в мембранном пучке считается по формуле:
R=2d = 20032 = 0064 м – радиус гиба труб;
Для однопоточного экономайзера:
α = 1310-5 м(мК) – температурный коэффициент линейного расширения для стали 20;
Количество мембран в одной петле мембранной поверхности:
Сечение для прохода газов:
fг=ак.ш.bк.ш.-dак.ш.n1=36115-00323611=287м2;
Общая длина трубы (нитки) одной петли мембранной поверхности:
S- эффективная толщина излучающего слоя ограниченного со всех сторон газового объема на ограждающие поверхности; для мембранных пучков считается по формуле:
S=09d412-14hрбd+1=09003243143144-1431400030032+1=0116 м
Другие характеристики приведены в тепловом расчете экономайзера.

ВКР часть 3 - контур.docx

3 Гидравлические расчеты контура и пароперегревателя
1 Расчет контура с естественной циркуляцией
Схема циркуляционного контура центрального блока заднего экрана топки представлена на рисунке
Рисунок 3.1 – Схема циркуляционного контура.
Задачами расчета контура с естественной циркуляцией являются выбор оптимальной компоновки контура котельного агрегата проверка надежности испарительных поверхностей нагрева и при необходимости разработка и применение мероприятий для повышения надежности циркуляции 2.
Расчетом естественной циркуляции определяются скорости воды и пароводяной смеси кратность циркуляции ее скорости паросодержании полезные напоры в экранных и пароотводящих трубах и сопротивление опускных труб 2.
Для расчета подъемные парообразующие экранные трубы контура разбиваются на три самостоятельных участка т. к. они различаются углом наклона и удельным тепловосприятием 2.
1.1 Исходные данные к расчету
В таблице 3.1 представлены исходные данные к расчету циркуляционного контура левого блока заднего экрана топочной камеры.
Таблица 3.1 – Исходные данные
Наименование величины
Паропроизводительность
Количество тепла воспринятое в топке
Удельный тепловой поток в топочной камере
Коэффициент тепловой эффективности
Теплота парообразования
Плотность кипящей воды
Плотность сухого насыщенного пара
Энтальпия кипящей воды
Энтальпия сухого насыщенного пара
Энтальпия воды на выходе из экономайзера
1.2 Конструктивные исходные данные
В таблице 3.2 представлены все необходимые для расчета конструктивные характеристики циркуляционного контура левого блока заднего экрана топочной камеры.
Таблица 3.2 – Конструктивные характеристики контура
Наружный диаметр трубы
Толщина стенки трубы
Площадь сечения одной трубы
Суммарное сечение труб
Высота всех участков труб
Продолжение таблицы 3.2 – Конструктивные характеристики контура
Длины участков труб и углы поворотов
Поверхность стен участков обогреваемых парообразующих труб Fi = абл·li
Эффективная лучевоспринимающая поверхность участка
Коэффициент сопротивления входа воды
Коэффициент сопротивления входа пароводяной смеси
Коэффициент сопротивления поворотов воды
Сумма коэффициентов сопротивления поворотов пароводяной смеси
Коэффициент сопротивления выхода воды
Коэффициент сопротивления выхода пароводяной смеси
Приведенный коэффициент сопротивления трения
Полный коэффициент гидравлического сопротивления опускных труб
Коэффициент местных сопротивлений пароводяной смеси экранных труб
Коэффициент неравномерности тепловосприятия между стенками топки
Коэффициент неравномерности тепловосприятия по ширине стенки
Коэффициент неравномерности тепловосприятия по высоте топки
Тепловосприятие каждого участка
В таблице 3.2 представлены конструктивные характеристики контура составляющие которого рассчитаны следующим образом.
сумма коэффициентов сопротивления поворотов воды 2:
- для экранных труб: Σпов = 02+01 = 03
- для опускных труб: Σпов = 01+01+02+02+02 = 08;
сумма коэффициентов сопротивления поворотов пароводяной смеси 2:
- для экранных труб: Σ’пов = 0
- для пароотводящих труб: Σ’пов =02;
тепловосприятие каждого участка 2:
где =1- коэффициент неравномерности тепловосприятия между стенками топки 2
- коэффициент неравномерности тепловосприятия по высоте топки 2
=1- коэффициент неравномерности тепловосприятия по ширине стенки 2
=2029 кВтм2- средний удельный тепловой поток в топке 2
- эффективная лучевоспринимающая поверхность участка (м2);
Полный коэффициент гидравлического сопротивления опускной трубы определяется по формуле 2:
zоп = λ0·оп + вх + Σпов + вых 2
где коэффициенты сопротивления входа вх и выхода вых равны соответственно 025 и 13;
длина опускной трубы равна оп = 24774 м.
Zоп = λ0·оп + вх + Σпов + вых = 0068·24774 + 025 + 08 + 13 = 403463.
Приведенный коэффициент сопротивления трения находится по графику:
λ0 = 0068 при k = 008 мм – абсолютная шероховатость углеродистых труб 2.
Коэффициент местных сопротивлений пароводяной смеси экранных труб zм.
Суммарное сечение труб Σf = 00467 м2.
Сечение одной трубы f = 000212 м2.
где n – число труб с одинаковыми гибами
1.3 Расчет движущих и полезных напоров экранных труб
В таблице 3.3 представлен расчет движущих и полезных напоров экранных труб по трем принятым скоростям циркуляции W0 равным 02 05 и 11 мс.
Высота экономайзерного участка в случае если точка закипания расположена в пределах первого участка рассчитывается по формуле 2:
Высота экономайзерного участка если точка закипания расположена в пределах второго участка расчитывается по формуле 2:
Таблица 3.3 – Расчет движущих и полезных напоров экранных труб
Расход воды через контур
Скорость воды в опускных трубах
Кратность циркуляции
Недогрев воды в барабане
Подогрев воды в опускных трубах
Напорное паросодержание обусловленное механическим сносом пара из барабана в опускные трубы
По расчетному графику 2при давлении
Повышение энтальпии воды в опускных трубах обусловленное сносом пара
Суммарное изменение энтальпии воды в опускных трубах
Δhсн + 05·Δhобоп - Δhб
Напорное паросодержание в опускных трубах
Потеря напора в опускных трубах из-за появления паровой фазы
Сопротивление опускных труб
Высота экономайзерного участка
Тепловосприятие экономайзерного участка
Длина экономайзерного участка
Высота паросодержащей части каждого участка
Длина паросодержащей части парообразующих экранных труб
Продолжение таблицы 3.3 – Расчет движущих и полезных напоров экранных труб
Паропроизводительность каждого участка
Паропроизводительность экранных труб контура
Средний расход пара на каждом участке
Среднее массовое паросодержание на каждом участке
Конечное массовое паросодержание в экранных трубах контура
Среднее массовое паросодержание в экранных трубах контура
Средняя приведенная скорость пара на каждом участке
Средняя скорость пароводяной смеси на каждом участке
Среднее расходное паросодержание на каждом участке
Поправочный коэффициент на скольжение фаз на каждом участке
Определяется по номограмме в зависимости от скорости смеси Wсм идавления в барабане pб 2
Поправочный коэффициент на угол наклона каждого участка к горизонтали
Определяется пономограмме взависимости отугла наклона труб
Среднее напорное паросодержание на каждом участке
Движущий напор на каждом участке
Суммарный движущий напор в экранных трубах
Поправочный коэффициент на скольжение фаз в начале участка
По расчетному графикупри значениях wρ p x 2
Поправочный коэффициент на скольжение фаз в конце участка
Средний поправочный коэффициент на скольжение фаз
(кxк – нxн)(xк – xн)
Гидравлическое сопротивление экономайзерного участка
(вх+ Σпов+ λ0·эк)·W20·ρ2
Сопротивление трения паросодержащей части труб
Местное сопротивление паросодержащей части труб
Гидравлическое сопротивление экранных труб
Δpэкон + Δpтрэкр + Δpмэкр
Полезный напор развиваемый в экранных трубах
1.4 Расчет движущих и полезных напоров пароотводящих труб
Расчеты движущих и полезных напоров обогреваемой и необогреваемой части пароотводящих труб представлены соответственно в таблицах 3.4.
Таблица 3.4 – Расчет движущих и полезных напоров необогреваемых отводящих труб
Условная скорость циркуляции
Расход пара через отводящие трубы
Массовое паросодержание
Средняя приведенная скорость пара
Средняя скорость пароводяной смеси
Среднее расходное паросодержание
Поправочный коэффициент на скольжение фаз
Поправочный коэффициент на угол наклона
Среднее напорное паросодержание
Движущий напор в пароотводящих трубах
Hотв·φотв·g·(ρ' – ρ")
Местное сопротивление пароотводящих труб
Сопротивление трения пароотводящих труб
Суммарное сопротивление пароотводящих труб
Полезный напор в пароотводящих трубах
Суммарный полезный напор в пароотводящих трубах
Полезный напор развиваемый в контуре
Гидравлическая характеристика циркуляционного контура представлена на рисунке 3.2.
Рисунок 3.2 – Гидравлическая характеристика циркуляционного контура.
1.5 Проверка ранее принятых решений
Из гидравлической характеристики контура (рисунок 1.2) получена истинная скорость циркуляции W0 = 097 и гидравлическое сопротивление опускных труб Δpоп = 21000 Па
Тогда расход воды через задний крайний контур равен:
Дц = fэкр·ρ·W0 = 0047·8333·097=377 кгс.
Высота экономайзерного участка заканчивающегося в пределах первого участка при расходе воды через контур Дц = 377 и сопротивлении опускных труб Δpоп = 21000 Па равна:
Тепловосприятие экономайзерного участка при его высоте Hэк = 2688 м равно:
Qэк =Q1+(Hэк – Hдо-H1)·Q2H2 =2177117+(186 –1529-1343)· 66206274058=32785кВт.
Длина экономайзерного участка эк = 322 м.
Паропроизводительность участков 2:
Д2 = (Q1+Q2-Qэк) r = (2177117+6620627-32785)1819 = 066 кгс;
Д3 = Q3 r = 133231819 = 0732 кгс;
Д”4 = Q4r = 26531819= 0146 кгс;
Паропроизводительность испарительных экранных труб 2:
Дк.экр = Д1 + Д2 + Д3 +Д”4= 0 + 066 + 0732 + 0146 = 154 кгс.
Паропроизводительность контура 2:
Дк = Дк.экр= 154 кгс.
Кратность циркуляции 2:
kн = ДцДк = 377154 = 245; Принято k=25.
1.6 Проверка основных критериев надежности циркуляции
1.6.1 Проверка контура на режим предельного массового паросодержания
Предельное массовое паросодержание контура при кратности циркуляции k = 25 равно: x = 1k = 125 = 004.
Полученное массовое паросодержание пароводяной смеси по условиям невозможности отложения солей в испарительных трубах является допустимым.
1.6.2 Проверка контура на застой циркуляции
Условие отсутствия застоя циркуляции записывается следующим образом 2:
где Sпол = 26000 Па – полезный напор развиваемый в испарительных экранных трубах контура при скорости циркуляции W0 = 097 мс (рисунок 1.2).
Полезный напор при застое циркуляции Sз для экранных труб определяется по формуле 2:
где Hоб – суммарная высота участков обогреваемой части экранных труб м;
Hпо = 0 – участок экранных труб после обогрева.
Hоб = H1 + H2 + H3 + Н4 =1343 + 4058 + 6262 + 2323 = 13986 м.
– среднее напорное паросодержание при застое циркуляции в наименее обогреваемой трубе определяемое по средней приведенной скорости пара в наименее обогреваемой трубе.
Средняя приведенная скорость пара в наименее обогреваемой трубе экрана при застое циркуляции определяется следующим образом 2:
где т = 08 – коэффициент неравномерности тепловосприятия по ширине блока при числе труб в данном элементе больше шести 2;
к = 1 – коэффициент конструктивной нетождественности 2.
Средняя приведенная скорость пара в блоке экранных труб определяется по формуле:
где – средняя приведенная скорость пара на каждом участке мс.
Паропроизводительность каждого участка экранных труб 2:
Средний расход пара на каждом участке экранных труб 2:
+ 066 + 0732 2 = 1028 кгс;
Средняя приведенная скорость пара на каждом участке экранных труб 2:
31(136·0047) = 0521 мс;
28(136·0047) = 162 мс;
67(136·0047) = 231 мс;
Тогда средняя приведенная скорость пара в блоке экранных труб равна 2:
= 08·1·126 = 1008 мс.
По соответствующей номограмме в зависимости от средней приведенной скорости пара в наименее обогреваемой трубе экрана = 1008 мc определяется среднее напорное паросодержание при застое циркуляции в данной наименее обогреваемой трубе = 048 2.
Полезный напор при застое циркуляции равен
= (13986 + 0)·048·981·(8333 – 136) = 53928181 Па.
SзSпол = 5392818126000 = 207 > 11 следовательно явление застоя циркуляции в данном контуре нет.
1.6.3 Проверка контура на опрокидывание циркуляции
Проверка опрокидывания потока при естественной циркуляции производится по формуле:
где Sпол =26000 Па – полезный напор развиваемый в испарительных экранных трубах контура при скорости циркуляции W0 = 097 мс (рисунок 1.2);
Sопр – полезный напор опрокидывания циркуляции определяемый по средней приведенной скорости пара в наименее обогреваемой трубе Па.
Напор опрокидывания потока при естественной циркуляции для экранных труб определяется следующим образом 2:
где – удельный напор опрокидывания определяемый по средней приведенной скорости пара в наименее обогреваемой трубе Па.
Высота испарительных экранных труб топочной камеры равна:
H = Hдо + Hоб + Hпо = 067 + 13986 + 0 = 14656 м.
Средняя приведенная скорость пара в наименее обогреваемой трубе при опрокидывании циркуляции определяется по выражению 2:
– уменьшение приведенной скорости пара вследствие аккумуляции тепла на одном метре высоты трубы с опускным движением м(с·м);
Средняя приведенная скорость пара в блоке экранных труб при опускном движении 2:
Средний расход пара на каждом участке при опускном движении 2:
46+0732 + 0662 = 106 кгс;
46+0732 +066 + 02 = 13 кгс;
46+0732 + 066 + 0 = 1362 кгс.
Средняя приведенная скорость пара на каждом участке при опускном движении 2:
73(136·0047) = 0115 мс;
12(136·0047) = 0806 мс;
6(136·0047) = 167 мс;
(136·0047) = 205 мс;
62(136·0047) = 2144 мс.
Тогда средняя приведенная скорость пара в блоке экранных труб при опускном движении 2:
Средняя приведенная скорость пара в наименее обогреваемой трубе при опрокидывании циркуляции без учета гидростатической поправки равна 2:
По данной скорости определяется уменьшение приведенной скорости пара 2:
Тогда средняя приведенная скорость пара в наименее обогреваемой трубе при опрокидывании циркуляции равна 2:
= 08·1·111– 005·14656 = 0156 мс.
Полный коэффициент гидравлического сопротивления труб подсчитывается по формуле:
zопр = λ0·экр + вх + Σпов.опр + zм
где экр – полная длина экранных труб м;
zм = 01– коэффициент местных сопротивлений пароводяной смеси учитывающий поворот труб.
Сумма коэффициентов сопротивления тех поворотов где при нормальной работе контура подъемном движении среды находится вода (экономайзерный участок):
= 13 – коэффициент сопротивления выхода пароводяной смеси;
экр = до + 1 + 2 + 3 + l4 = 0914+168+4058+6262+2323=15237 м.
zопр = λ0·экр + ’вх + вых + zм = 034·15237 + 05 + 13 + 01 =708 .
По отношению zопрH = 70814656 = 0483 м-1 и скорости = 0156 мс из соответствующего расчетного графика определяется удельный напор опрокидывания = 1962 Пам 2.
Напор опрокидывания потока при естественной циркуляции для экранных труб равен:
= 1962·(14656 – 0) = 28755072 Па.
SопрSпол = 2875507226000 = 1106 > 11 следовательно явление опрокидывания циркуляции в данном контуре невозможно.
1.6.4 Проверка на появление паровой фазы в опускных трубах
Условие невозможности возникновения кавитации выглядит следующим образом:
где Wоп = W0·fэкрfоп =097·0047001517 = 2986 мс – скорость воды в опускных трубах.
Предельно допустимая скорость входа воды в опускные трубы определяется по формуле:
где hур = 08 м – высота уровня воды в барабане;
Δhб = 0 кДжкг – недогрев воды в барабане;
вх = 025 – коэффициент сопротивления входа воды в опускные трубы (таблица 1.1) 2;
ΔhΔp = 9476 (кДжкг)МПа – изменение энтальпии кипящей воды Δh при изменении давления Δp = 01 МПа.
Так как действительная скорость воды в опускных трубах Wоп = 2986 мс меньше чем допустимая скорость = 354 мс то явление кавитации на входе в эти трубы невозможно.

ВКР 2 часть.docx

Тепловой расчет котла на 100% нагрузке
Тепловой расчет топки
При выбранных конструктивных характеристиках топочной камеры тепловой расчет ее заключается в определении температуры газов на выходе из топки:
т"=Та1+М*B03[567*106ср*Fст*Та3φ*Вр*(Vс)ср]06 – 273 1
где а(Та=а+273)– адиабатическая температура горения определяется по энтальпии газов На приравненной к полезному тепловыделению в топкеQт при ат(таблица 1.3).
Полезное тепловыделение в топке:
Qт=Qp*100-q3-q4-q6100-q4+QB+Qф+rрц*Нг.отб 1
где Qp=23400 кДжкг – располагаемое тепло топлива;
q3=0% q4=1% q6=0% – потери тепла от химической и механической неполноты сгорания топлива с теплом шлака и охлаждающей воды;
Qф=0 кДжкг – тепло вносимое в топку паровым дутьём;
Qв – тепло вносимое в топку с воздухом кДжкг определяется по формуле:
Qв=т'*Но.г.в.+(Δαт+Δαпл)*Но.прс; 1
здесь при отсутствии рециркуляции газов:
т'=αт-Δαт-Δαпл=12-002-004=114.
Энтальпия теоретически необходимого количества горячего воздуха Но.г.в. при его температуре за воздухоподогревателем tг.в. и присасываемого воздуха Но.прс при температуре tпрс принимаются по таблице энтальпии (Таблица 1.3) Hо.г.в.=25748 кДжкг;
Но.прс = 24420396 кДжкг - энтальпия воздуха присасываемого в газоходы котла;
Qв=т'*Но.г.в.+(Δαт+Δαпл)*Но.прс=114*25748+(002+004)*24420396=2949924 кДжкг;
Тепло рециркулирующих газов rрц*Нг.отб=0 так как нет рециркуляции тогда:
Qт=Qp*100-q3-q4-q6100-q4+QB+Qф+rрц*Нг.отб=23400*100-0-1-0100-1+2949924+0+0=
а=2100-275876-263499241456=20150С;
Та=а+273=2015+273=22880С.
Средняя суммарная теплоёмкость продуктов сгорания 1 кг топлива:
(Vc)ср=Qт-Hг.т."a-т" 1
где yеобходимая для расчёта (Vc)ср по этой формуле т" принимается равной ожидаемой температуре газов на выходе из топки выбранной в соответствии с рекомендациями а энтальпия газов Нг.т."находится по таблице энтальпий (Таблица 1.3).
Допускается отклонение принятой для расчёта (Vc)ср т" от т" по формуле:
т"=Та1+М*B03[567*106ср*Fст*Та3φ*Вр*(Vс)ср]06 не более 1000С 1.
Нг.т."=101667 кДжкг;
т"=8500С тогда средняя суммарная теплоемкость:
(Vc)ср=26349924-1016672015-850=1389.
Коэффициент тепловой эффективности экранов равен произведению углового коэффициента экрана x на коэффициент учитывающий тепловое сопротивление загрязнения или закрытие изоляцией:
где - для газо-плотной поверхности;
-коэффициент учитывающий тепловое сопротивление загрязнения или закрытие изоляции.
Так как стены закрыты экранами с одинаковым коэффициентом х то:
Для выходного окна топки отделяющего топку от расположенной за ним поверхности нагрева (фестона) коэффициент определяется по формуле:
где =045 – принимается так же как для настенных экранов
=09 (размещение за окном фестона) – коэффициент учитывающий взаимный теплообмен между топкой и поверхностью нагрева тогда:
Средний коэффициент тепловой эффективности:
ср=(экр(Fст-Fл.вх.ф)+вых*Fл.вх.ф)Fст=(045(187752-864)+0405*864)187752=0447;
Коэффициент сохранения тепла:
где q5=1 – потеря тепла от наружного охлаждения;
k=9374% - коэффициент полезного действия котла брутто;
=1-q5к+q5=1- -19374+1=099.
Влияние изменения положения ядра факела (максимума температуры пламени) по высоте топки на температуру учитывается с помощью безразмерного коэффициента М для камерных топок он рассчитывается по формуле 1:
где - коэффициент принимается для пылеугольных топок с твердым шлакоудалением при тангенциальном расположении горелок;
- относительное местоположение горелок по высоте топочной камеры;
- параметр забалластированности топочных газов который определяется по формуле:
где Vг"=7881 м3 – объём газов на выходе из топки без учёта рециркуляции;
Vо.N2"=488 м3- объем азота в продуктах сгорания 1;
VRO2"=114 м3- объем трехатомных газов в продуктах сгорания 1;
- коэффициент рециркуляции;
rv=Vг"(1+rрц)Vo.N2"+VRO2"=7881(1+0)488+114=1309.
Относительный уровень расположения горелок:
где hг.х. – средний уровень расположения настенных и угловых горелок;
Нт – расчётная высота топочной камеры м; определяется как расстояние от середины холодной воронки до середины выходного окна топочной камеры:
Нт=hт-hок2=1337-12-1217 м.
hг.х.=Σzг.яр.*Вг*Qir*hг.х.zг.яр.*Вг*Qir 1
где zг.я.р.=4 – число горелок в ярусе;
Вг=В4=1084=027кгси Q
hг.х. – уровень расположения осей горелок в ярусе определяется как расстояние от середины холодной воронки до оси горелок в ярусе (Рисунок 1.12);
hг.х.=hг.х.1 определяется по формуле:
hск=hнк+hг2- расстояние от начала холодной воронки до середины горелки;
hг=4*bа=4*0214 = 0856 м – высота горелки;
hнк=4*bа=4*0214=0856 м - расстояние от начала холодной воронки до горелки;
hск=hнк+hг2=0856+08562=1284 м;
hг.х.1=hск+h1=1284+065=1934 м;
хг=hг.х.Hт= 191217=0156.
M=M0(1-04*хг)*3rv=046*(1-04*0156)*31309=047.
Эффективное значение критерия Бугера:
где - критерий Бугера характеризующий поглощательную способность продуктов сгорания считается по формуле 1:
где - давление в топочной камере;
- эффективная толщина излучающего слоя м;
- коэффициент поглощения лучей топочной средой;
Vт=14307 м3 и Fcт=187752 м2 – объём и поверхность стен топки;
S=36*VтFст=36*14307187752=274 м.
k=kг+kзлзл+kкокскокс 1
где kг – коэффициент поглощения лучей газовой фазой продуктов сгорания (RO2 H2O) определяется по формуле:
kг=(78+16*rH2O10*P*rn*S-1)(1-037*10-3*Tт")*rn 1
где rn=rH2O+rRO2=0145+008=0225 – суммарная объёмная доля трёхатомных газов в продуктах сгорания (Таблица 1.2);
Tт"=850+273=1123 К – температура газов на выходе из топки;
kг=(78+16*rH2O10*P*rn*S -1)(1-037*10-3*Tт")*rn=(78+16*00810*01*0225*274 -1)(1-037*10-3*1123)*0225=137.
Коэффициент поглощения лучей частицами золы:
kзлзл=104*Азл3(Тт")2*зл1+12*зл*S 1
где зл=0017 кгкг – концентрация золы в продуктах сгорания (Таблица 1.2);
Азл=08 – коэффициент для топок с ТШУ принимается в зависимости от вида топлива в данном случае - каменный уголь;
kзлзл=104*Азл3(Тт")2*зл1+12*зл*S = 104*083(1123)2*00171+12*0017*274 = 118 1м*МПа
Коэффициент поглощения лучей частицами кокса (kкокскокс=02 1м*МПа) принимается в зависимости от вида топлива в данном случае - каменный уголь.
k=kг+kзлзл+kкокскокс=137+118+02=275;
Bu=k*p*S=275*01*274=075;
Температура газов на выходе из топки:
т"=Та1+М*B03[567*106ср*Fст*Та3φ*Вр*(Vс)ср]06 – 273 = 22881+047*08803[567*106*0447*187752*22883099*107*1389]06 – 273=
Полученное значение т"=8610С отличается от ранее принятых 8500С на 110С что в пределах нормы (1000С) следовательно принимается температура газов на выходе из топки на уровне 8610С при этой температуре котёл будет надёжно работать без условий шлакования.
Высота зоны активного горения для котлов с естественной циркуляцией при одноярусном расположении горелок:
где ba = 0214 м – ширина амбразуры горелки;
ha = 5*ba = 5*0214 = 107 м – высота амбразуры;
hа.г.=ha+3*ba=107+3*0214=1712 м.
Среднее тепловое напряжение экранов зоны активного горения:
qл.г.=Bp*Qir2aт+bт*hа.г.+1+'"*aт*bт-zг*fг 1
где ’=01 - коэффициент характеризующий отдачу тепла излучением из зоны активного горения в верхнюю часть топочной камеры (ТШУ низкотемпературное сжигание);
”=ср=0447 - коэффициент характеризующий отдачу тепла излучением из зоны
активного горения в сторону холодной воронки;
fг=ha*ba=107*0214=0229 м2 – суммарная площадь амбразуры горелок;
zг=4 – число горелок;
Тепловое напряжение зоны активного горения qл.г = 7174 кВтм2 не превышает допустимого значения qл.г.доп = 1000 кВтм2
Температура газов в зоне активного горения:
а.г."=100-q4а.г.100-q4*Qir+Qв+hтл+rрц*Hг.отб.-Q6шл(VC)г"+rрц*(VC)г.отб.- 567*10-11*т*(Tа.г.")4**FBr[(VC)г"+rрц*(VC)г.отб.] 1
При определении температуры газов в конце зоны активного горения ею приходится предварительно задаться с последующим уточнением. При сжигании данного угляа.г."=15000С;
где *F=ср*Fст+'*Fст1+"*Fст2 – произведение коэффициента тепловой эффективности на суммарную поверхность ограничивающую зону где:
Fст=2*ат*hа.г.+2*Ьт*hа.г.=2*36*17+2*3*17=22.4 м2;
Fcт1=ат*Ьт=3*36=108 м2;
Fст2=ат*Ьт=3*36=108 м2;
*F=ср*Fст+'*Fст1+"*Fст2= 0447*224+ 01*108+ 0447*108=1602.
Коэффициент теплового излучения (степень черноты) топочной камеры определяется по формуле:
где аф=1-е-kpS=1-(27)-075=053 – степень черноты факеля тогда:
т=афаф+1-аф*ср=053053+1-053*0447=0715;
Та.г."=а.г."+273=1500+273=17730С;
(VC)а.г."=Hг.а.г."а.г." - суммарная теплоёмкость продуктов сгорания 1кг топлива определяется при а.г." и αт;
Hг.а.г."=190028 кДжкг (таблица 1.3);
(VC)а.г."=Hг.а.г."а.г."=1900281500=12669;
q4 а.г.=8% - величина механического недожога топлива в конце зоны активного горения и тепловыделения;
а.г."=100-q4а.г.100-q4*Qir+Qв+hтл+rрц*Hг.отб.-Q6шл(VC)г"+rрц*(VC)г.отб.- 567*10-11*т*(Tа.г.")4**FBr[(VC)г"+rрц*(VC)г.отб.] = =100-8100-1*23400+2949924+0+0-012669+0- -567*10-11*0715*17734*1602107*[12669+0]=1483 0750С
Полученная температура а.г."=14830750С не превышает допустимой температуры газов на выходе из зоны активного горения 15000С для сжигания каменного угля Кузнецкий 1СС.
Тепловой расчет фестона
Поверочный тепловой расчет выполняется на основании уравнений теплового баланса и теплообмена по известным температуре и энтальпии газов перед фестоном и конструктивным характеристикам поверхности нагрева 1:
где Нг и Нг - энтальпии газов соответственно на входе и выходе из фестона кДжкг (кДжм3);
ΔНдопф - тепло отданное газами дополнительным поверхностям нагрева в пределах газохода фестона и считается по формуле 1:
k и Δt – коэффициент теплопередачи и температурный напор;
Коэффициент теплопередачи получающий прямое излучение из топки считается по формуле:
где α1- коэффициент теплопередачи от греющей среды к стенке;
- коэффициент тепловой эффективности т.к. топливо умеренно загрязняющее с очисткой определяется по 1 тогда:
=1-коэффициент использования обеспечивающий прохождение через поверхность всего газового потока;
αл- не учитывается- коэффициент теплоотдачи излучением;
αк- коэффициент теплоотдачи конвекцией;
Расчетная скорость дымовых газов:
Wг=Вр*Vгн*(+273)fг*273 1
где VгH =7881м3кг – объем газов;
=05(+) – средняя температура дымовых газов:
’=8610С – температура газов на входе в фестон;
”=8420С – температура газов на выходе из фестона
тогда средняя температура дымовых газов:
=05(+)= =05(861+842)=85150С
тогда расчетная скорость дымовых газов:
Wг=Вр*Vгн*(+273)fг*273=107*7881*(8515+273)648*273=536мс.
где αн и коэффициенты Cs Cz Cф находятся на графике по 1;
тогда коэффициент теплоотдачи конвекцией:
αк=αнСzCsCф=51088094088=3712 Вт(м2К)
α1=(αк+αл)=1(3712+0)=3712 Вт(м2К)
k=α1=0523712=193 Вт(мК).
Температурный напор 1:
где и t- средние температуры обеих сред:
тогда температурный напор:
Δt=-t=8515-228=62350С.
Qб.ф=φ*(Нг'-Нг"+ΔαНо.прс-ΔНдопф)
где φ=099-коэффициент сохранения тепла;
Нг'=10312758 кДжкг – энтальпия газов на входе в фестон при температуре газов ’=8610С;
Нг"=10060476 кДжкг – энтальпия газов на выходе из фестона при температуре газов ”=8420С;
ΔНдопф- тепло отданное газами дополнительной поверхностью нагрева в пределах газохода фестона и рассчитывается по формуле 1:
Hдоп=H'г-H"г*FдопFф+Fдоп 1
где Fдоп – дополнительная поверхность в пределах газохода фестона и рассчитывается по формуле 1:
Fдоп=hокS222 = 2402522=24 м2
Hдоп=H'г-H"гFдопFф+Fдоп=10312758-1006047624198924=2699 кДжкг
Qб.ф=φНг'-Нг"+ΔαНо.прс-ΔНдопф==09910312758-10060476+0-2699=22304 кДжкг
Qт.ф=k*Fф*tBр=19310-319896235107=22369 кДжкг
=Qт.ф-Qб.фQт.ф100%=22369-2230422369100%=02%
Расхождение между Qб.ф. и Qт.ф. составляет не более ±5% значит расчет фестона завершен.
Qл.ф. – тепловосприятие фестона за счет излучения газов из топки кДжкг.
aф=1-e-kps - степень черноты газового объема 1
где p=01МПа - давление в пределах газохода фестона;
s=09d412-1=0900643144417-1==07 м-эффективная толщина излучающего слоя;
k=(kг+kзлзл)pS - коэффициент поглощения топочной среды при сжигании мазута
где kг=kг0rп=7816rH2О10prпs-11-03710-3Тфrп
где rH2О=008-объемная доля водяных паров; 1
rп=0225-сумарная объемная доля; 1
Тср='ф+"ф2+273=861+8422+273=11245К.
kг=kг0*rп=78*16*rH2О10*p*rп*s-1*1-037*10-3*Тср*rп==78*16*00810*01*0225*07-1*1-037*10-3*11245*0225==361м*МПа.
kзлзл=104Азл3Тф2зл1+12злS=10408312645002500171+12001707=1153
k=kг+kзлзлpS=36+11530107=036
aф=1-e-kps=1-e-036=031.
Количество тепла полученное подвесными трубами излучением из топки:
Qл.ф=qвх.ф*Fл.вх.ф*(1-aф)*xр.фBр
Qл.ф=6334*864*1-031*0655107=23115кДжкг.
Тепловой расчет конвективного перегревателя
При наличии в газоходе рассчитываемой ступени дополнительных поверхностей нагрева уравнения теплового баланса принимают вид 1:
- для первой по ходу газов конвективной ступени 1:
Qб=φНг'-Нг"+ΔαНо.прс-ΔНдоп=ДстВрh"-h'-Qл.п.. 1
Qл.п.=qвх.фFвх.ф.Bp-Qл.ф. - тепло полученное этой ступенью излучением из топки 1;
h'- энтальпия пара на входе в ступень;
h"=hпе=2888 кДжкг - энтальпия пара на выходе из ступени;
Qл.п.=qвх.фFвх.ф.Bp-Qл.ф.=6334864107-23115=2803 кДжкг
Нг"=QбφНг'+ΔαНо.прс-ΔНдоп – энтальпия газов за ступенью;
ΔНдоп- тепло отданное газами дополнительными поверхностями нагрева
Расчет поверхности потолка закрытых экранами из дополнительных поверхностей нагрева 1:
Расчет удельных тепловых нагрузок (топка фестон пароперегреватель поворотная камера) 1:
qт=yвBpQл.т.потFстср=071071587679045187752045=6334 кВтм2;
Расчет приращений энтальпий в потолке 1:
Δhпотт=qпоттFпоттДст=63341089016=7587 кДжкг- приращение энтальпии в потолке топки;
Δhпотф=qпотфFпотфДст=124689016=623 кДжкг - приращение энтальпии в потолке над фестоном;
Δhпоткпе=qпоткпеFпоткпеДст=292129016=682 кДжкг- приращение энтальпии в потолке над перегревателем;
Δhпотпк=qпотпкFпотпкДст=297029016=226 кДжкг - приращение энтальпии в потолке поворотной камеры;
Σhпот= Δhпотт+Δhпотф+Δhпоткпе+Δhпотпк=7587+623+682+226=1116 кДжкг - суммарное приращение энтальпии пара в потолке.
Тепловосприятие каждой дополнительной поверхности нагрева (топки фестона пароперегревателя поворотной камеры) 1:
Qдоп.потт=qпоттFпоттBp=6334108107=63932 кДжкг;
Qдоп.потф=qпотфFпотфBp=12468107=525 кДжкг;
Qдоп.поткпе=qпоткпеFпоткпеBp=29212107=5745 кДжкг;
Qдоп.потпк=qпотпкFпотпкBp=29702107=19026 кДжкг;
Qдоп.пот=Qдоп.потт+Qдоп.потф+Qдоп.поткпе+Qдоп.потпк=63932+525+5745++19026=93926 кДжкг
ΔНдоп.потт=Qдоп.поттφ=63932099=64578 кДжкг;
ΔНдоп.потф=Qдоп.потфφ=525099=5303 кДжкг;
ΔНдоп.поткпе=Qдоп.поткпеφ=5745099=5803 кДжкг;
ΔНдоп.потпк=Qдоп.потпкφ=19026099=19218 кДжкг;
ΔHдоп.пот= ΔНдоп.потт+ΔНдоп.потф+ΔНдоп.поткпе+ΔНдоп.потпк=64578+5303+5803++19218=94902 кДжкг.
Расход пара через дополнительную поверхность нагрева 1:
Ддоп=Дпе-Двпр=98-0784=9016 кгс
Приращение энтальпии пара в дополнительной поверхности нагрева 1:
Δhдоп=Qдоп потBpДдоп=939531079016=1115 кДжкг.
Расчет параметров пара до и после впрыскивающего пароохладителя
Рисунок 2.1 – Пароохладитель
Уравнение баланса в пароохладителе 1:
Дпо'hпо'+Двпрhвпр=Дпо"hпо" 1
Расход пара на выходе из пароохладителя 1:
где Двпр=0784 кгс – количество конденсата впрыскиваемого в рассчитываемый пароохладитель;
Дпо' и Двпр- расход пара соответственно до и после пароохладителя;
тогда Дпо"=Дпо'+Двпр=9016+0784 = 98 кгс;
Рвпр=Рб-01 = 2712 – 01=2612 МПа
где Рб – давление в барабане;
tвпр=tб-(10..20)=228-15 = 2130С;
По найденным значениям давления и температуры впрыска находится энтальпия впрыскиваемого конденсата:
Энтальпия пара до пароохладителя:
hпо'=hб+Σhпот=2801+1115=29125 кДжкг
где hб- энтальпия в барабане;
По найденным значениям энтальпий и расхода пара находится энтальпия пара на выходе из пароохладителя:
hпо"=Дпо'hпо'+ДвпрhвпрДпо"=901629125+0784911798=27524 кДжкг
По найденным значениям определяется тепловой баланс конвективного пароперегревателя:
Qб=ДстВрh"-h'-Qл.п.=90161072888-27524-2803=8623 кДжкг
Δα=003 – разность коэффициента избытка воздуха между топкой и пароперегревателем;
Но.прс=24420396 кДжкг – энтальпия присосов воздуха;
Отсюда находится температура газов на выходе из пароперегревателя:
Нг"=QбφНг'+ΔαНо.прс-ΔНдоп=862309910060476+00324420396-5803= =9138762 кДжкг;
По найденному значению энтальпии на выходе из пароперегревателя находится температура газов на выходе из к.пе.:
Поверхность нагрева ступени должна быть такой чтобы обеспечить тепловосприятие Qб=Qт т.е.
где k-коэффициент теплопередачи конвективных гладкотрубных пучках не получающих прямое излучение из топки:
где =055 – коэффициент тепловой эффективности для умеренно загрязняющего топлива с очисткой находится по графику в 1.
α1 – коэффициент теплоотдачи от греющей среды к стенке:
Для гладкотрубных конвективных пучков 1:
=1 – коэффициент использования;
Расчетная скорость дымовых газов 1:
где VгH =7975м3кг – объем газов;
’=8420С – температура газов на входе в пароперегреватель;
”=756060С – температура газов на выходе из пароперегревателя
=05(+)= =05(842+75606)=799030С
Wг=Вр*Vгн*(+273)fг*273=107*7975*(79903+273)316*273=106мс.
где fг=05(fг1+fг2)=05(336+296)=316 м2
где αн и коэффициенты Cs Cz Cф находится при поперечном омывании коридорных гладкотрубных пучков по графику в 1;
αк=αнСzCsCф=83094098094=718 Вт(м2К)
αл – коэффициент теплоотдачи излечением;
для запыленного потока:
αл=56710-8аз+12аТ31-(ТзТ)41-ТзТ 1
где аз – степень черноты загрязняющих стенок лучевоспринимающих поверхностей; для котельных поверхностей нагрева котлов аз = 08;
а – степень черноты потока газов при температуре Т определяется по формуле 1:
где kpS – суммарная оптическая толщина продуктов сгорания;
для котлов без наддува p=01 МПа;
Т – абсолютная температура продуктов сгорания К;
Т = 79903+273=107203 К;
Тз – абсолютная температура загрязненной наружной поверхности К;
tз = t+Δtз = 239+60 = 2990C;
tб = 2280C – температура среды протекающей в барабане;
tпе = 2500С – температура перегретого пара (на выходе из пароперегревателя);
t=05(tб+tпе) = 05(228+250) = 2390С – температура протекающей среды;
Tз=tз+273 = 299+273 = 5720C;
S- эффективная толщина излучающего слоя ограниченного со всех сторон газового объема на ограждающие поверхности; для гладкотрубных пучков:
S=09d412-1=09003243143416-1=017 м
Коэффициент поглощения лучей газовой фазой продуктов сгорания:
kг=kо*rп=78-16*rH2O10*P*rп*S-1*(1-037*10-3*T")*rп==78-16*007910*01*0222*017-1*(1-037*10-3*102906)*0222=623;
kзлзл=104Азл3(кпе")2зл1+12злS=10000083(102906)200161+120016017=125;
где зл=0016 – концентрация золы в продуктах сгорания кгкг.
kpS = (kг0rn+kзлзл)pS= 623+12501017=0127;
а=1-е-kpS=1-27-0127=012;
отсюда коэффициент теплоотдачи излучением:
αл=56710-8аз+12аТ31-(ТзТ)41-ТзТ=56710-808+12012107231-(5721072)41-5721072= =16986 Вт(м2К);
При наличии газовых объемов расположенных перед конвективными пучками их излучение приближенно учитывается путем увеличения расчетного коэффициента теплоотдачи излечением в межтрубном пространстве 1:
α'л=αл*1+A*Tоб1000025* 1
Tоб – температура газов в объеме камеры (газовом объеме) перед пакетом К 1;
Коэффициент А=04 при сжигании каменных углей.
α'л=αл*1+A*Tоб1000025*lобlп007=16986*1+04*11151000025*080588007= =241 Вт(м2К).
α1=(αк+αл')=1(718+241)=959 Вт(м2К);
Коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном омывании перегретого пара находится по графику в 1:
Расчетная скорость пара 1:
fп=z**dвн24*nзм=2*314*002424*32=0029 м2- площадь живого сечения для прохода пара;
Wп=Дст*fп=9016*00840029=26115 мс;
α2= αнСd = 1250*105=13125 Вт(м2К).
отсюда коэффициент теплопередачи:
k=α11+α1α2=0559591+95913125=49156 Вт(м*К).
Температурный напор определяется по формуле 1:
где Δtб=842-226=6160С – разность температур сред на том конце поверхности нагрева где она больше;
Δtм=506060С – разность температур сред там сред на том конце поверхности нагрева где она меньше.
Δt=tб-tмlntбtм=616-50606ln61650606 = 5610С
Тогда поверхность нагрева ступени:
F=QбBpkt=847491070049156561=329 м2.
Количество петель в пакете змеевиков ступени перегревателя
nпет=FFпет=329168=196 принято 2 петли.
Проверка расчета производится на уточнении и сравнении принятых и полученных данных на основе расчета тепловосприятия каждой дополнительной поверхности нагрева:
Qдопф=kFфtBр=0019319896236107=526 кДжкг ;
Qдопкпе=kFкпеtBр=004915621256103107=546 кДжкг ;
Qдоппк=kFпкtBр=004915670256103107=18093 кДжкг ;
Принятые и полученные значения тепловосприятия верны и расходятся в пределах допустимой нормы 10% следовательно расчет конвективной ступени перегревателя окончен.
Тепловой расчет воздухоподогревателя
Qб.вп=вп*Hо.г.в-H'о.вп 1
где Hо.г.в и H'о.вп - энтальпии теоретически необходимого количества воздуха при температурах перед воздухоподогревателем tвп'=300С и на выходе из него tг.в=2900С (температура горячего воздуха была уменьшена от ранее принятой (3100С) для дальнейшего корректного расчета это изменение не повлияет на весь расчет котла).
H'о.вп=24420396 кДжкг;
Средний коэффициент избытка воздуха по воздушной стороне в воздухоподогревателе при одноступенчатой схеме 1:
вп=вп"+05αвп=114+05006=117;
Qб.вп=впHо.г.в-H'о.вп=11725748-24420396=27268 кДжкг
отсюда рассчитывается энтальпия газов перед воздухоподогревателем:
H'г.вп=Qб.впφ+H"г.вп-αвп*H'о.вп+Hо.г.в2=27268099+1349515-006*24420396+257482= =4019215 кДжкг
где H"г.вп- энтальпия газов на выходе из воздухоподогревателя при температуре уходящих газов ух=1100С;
По найденной энтальпии находится температура газов перед воздухоподогревателем:
Средняя температура газов в воздухоподогревателе:
= 05(г.вп'+ ух) = 05(33135+110)=22060С;
Скорость газов в воздухоподогревателе:
Wг=BрVгн(+273)fг273=1078758(2206+273)16273=106 мс;
Для снижения скорости воздуха до оптимальной принимают:
Wв=07Wг=07106=742 мс
Поверхность нагрева воздухоподогревателя определяется по формуле 1:
Коэффициент теплопередачи 1:
где =1 – коэффициент использования;
Коэффициент теплоотдачи конвекцией определяется по формуле 1:
где αн=32 – определяется при продольном омывании для дымовых газов и коэффициенты Cф=11 и C
dэ=d=004 м – эквивалентный диаметр труб;
Предварительно задав скорость воздуха производится расчет высоты одного хода ступени для определения поправочных коэффициентов:
Коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании шахматных гладкотрубных пучков с воздушной стороны определяется по формуле 1:
где αн и значения коэффициентов Сs Сф Сz находятся при поперечном омывании шахматных гладкотрубных пучков по графикам в 1;
α2=αнСzСsСф=731106096=743;
k=α11+α1α2=093591+359743=2183;
Температурный напор:
Δt=tб-tмlntбtм=80-4135ln804135=5860С
где Δtб = 110-30 = 800С;
Δtм = 33135-290 = 41350С;
F=QбBрkt=272681072183586=22808 м2;
Высота трубной поверхности ступени воздухоподогревателя:
hвп=Fdсрn1n2=22808314003855926=123 м
где dср = d- = 004 – 00015 = 00385 м – средний диаметр трубы воздухоподогревателя
Число ходов в ступени воздухоподогревателя:
nх=hвпhх=123147=836 - округляется до ближайшего и тогда число ходов – 8;
Площадь живого сечения для прохода воздуха:
fв=hвпnходaк.ш-d*n1nпот=123836-004591=19 м2;
Уточнение скорости воздуха:
Wв=впBрVон(+273)fв*273=117107616(200+273)19273=7032 мс
Так как высота воздухоподогревателя слишком большая то следует поднять топку в целях безопасности эксплуатации и удобства обслуживания котла.
Погрешность ранее принятой и получившейся скорости воздуха:
Δ=Wв1-Wв2Wв1100%=7315-70327315100%=38%.
Расхождение между принятой и полученной скоростью воздуха в пределах допустимых 5% следовательно расчет воздухоподогревателя окончен.
Тепловой расчет экономайзера
По формуле теплового баланса можно определить энтальпию воды на выходе из экономайзера:
hэк"=hэк'+φHг.эк'-Hг.эк"+αэкHо.прсBpДэк=46323+099959334-4019215++0082442039610710094=105025 кДжкг;
отсюда t”эк = 2210С – температуры воды на выходе из экономайзера;
Pп.в. = 2784 МПа – давление питательной воды;
hп.в.=46323=h’эк кДжкг – энтальпия питательной воды при температуре 1100С;
Hг.эк'=959334кДжкг- энтальпия газов перед экономайзером;
Hг.эк"=401921кДжкг-энтальпия газов на выходе из экономайзера;
Qб.эк=ДэкВрhэк"-hэк'=10094107105025-46323=553774 кДжкг;
Поверхность нагрева ступени экономайзера 1:
t=tб-tмlntбtм=530-22135ln53022135=354770С
где tм=эк"-tэк'=33135-110=221350C;
tб=эк'-tэк"=751-221=5300C;
Коэффициент теплопередачи для пучка не получающего прямое излечение из топки 1:
=067 – коэффициент тепловой эффективности конвективных поверхностей нагрева при сжигании твердых топлив для умеренно загрязняющего топлива с очисткой определяется по графику в 1;
Приведенный коэффициент теплоотдачи для пучков из оребренных труб 1:
α1пр=FтрFφтрαк+αл+FрбFЕφтрαк+αл 1
При поперечном омывании пучка отношение коэффициента теплоотдачи по трубе к среднему в пучке:
Коэффициент теплоотдачи по ребру к среднему в пучке:
φрб=1-005(1105)08-00322-1=1-005(314405)08-0032144-1=094;
Коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании мембранных шахматных пучков 1:
Wг=Вр*Vгн*(+273)fг*273=107*832*(541175+273)287*273=925мс.
αн =82 Сz=099 Cs=098 Cф=096 – определяются при поперечном омывании мембранных шахматных пучков по графикам в 1;
αк=αнСzCsCф = 82099098096=764 Вт(м2К);
Коэффициент теплоотдачи излучением для запыленного потока:
kpS – суммарная оптическая толщина продуктов сгорания;
Т = 541175+273=814175 К;
tз = t+Δtз = 1655+60 =2255 0C;
tп.в. = 1100C – температура питательной воды (на входе в экономайзер);
t”эк = 2210С – температура воды на выходе из экономайзера;
t=05(tп.в.+t”эк) = 05(110+221) = 16550С – средняя температура протекающей среды;
Tз=tз+273 = 2255+273 = 49850C;
По ранее определенной эффективной толщине излучающего слоя определяются следующие параметры:
kг=kо*rп=78-16*rH2O10*P*rп*S-1*(1-037*10-3*T")*rп=78-16*007710*01*0214*0116-1*(1-037*10-3*6045)*0222=933
kзлзл=104Азл3(кпе")2зл1+12злS=100000836045200161+1200160116=179;
kpS = (kг0rn+kзлзл)pS= 933+179010116=0129;
а=1-е-kpS=1-27-0129=012;
αл=56710-8аз+12аТ31-(ТзТ)41-ТзТ=56710-808+1201281417531-(4985814175)41-4985814175=73 Вт(м2К);
Tоб – температура газов в объеме камеры (газовом объеме) перед пакетом К;
nпет=6 (предварительно)
Глубина пакета экономайзера:
Температура газов в объёме камеры перед пакетом:
Глубина газового объема перед пакетом:
α'л=αл*1+A*Tоб1000025*lобlп007=73*1+04*102651000025*1952162007= =993 Вт(м2К).
Коэффициент эффективности ребра (Е) находится по графику в 1.
Dd=1 т.к. ребра с прямым основанием.
m=2(φрбαк+αлрбλрб=2(094764+9930003459=3445;
tрб=t+100=1655+100=26550С
где t = 16550С – средняя температура среды в трубах;
Коэффициент теплопроводности металла ребер:
λрб=Аtрб-tисх+B=-24710-22655-0525=459
где А В tисх – коэффициенты и исходная для расчета температура и принимается из таблицы С1 1.
α1пр=FтрFφтрαк+αл+FрбFЕφтрαк+αл=307551108764+993+244551078094764+993=7981 Вт(м2К);
k=α1пр= 0677981 = 5347 ВтмК;
F=QбВрkt=553774107534735477=31236 м2;
nпет=FFор.пет=31236551=566 – принято 6 значит расчет экономайзера окончен.

ВКР 4 часть.docx

4 Аэродинамический расчет газового тракта котла
Аэродинамическая схема котла принята с уравновешенной тягой т.е. преодоление сопротивления воздушного тракта осуществляет вентилятор а сопротивление газового – дымосос 3.
Схема аэродинамического тракта котла представлена на рисунке 4.1.
-поворот на 90о; 2-фестон; 3-конвективный пароперегреватель; 4- поворот на 90о в конвективную шахту; 5-экономайзер; 6-воздухоподогреватель; 7-поворот на 90о.
Рисунок 4.1 – Аэродинамическая схема газового тракта котла
1 Исходные данные к аэродинамическому расчету
Исходные данные представлены в таблице 4.1 где коэффициенты формы коридорного и шахматного пучка труб рассчитываются соответственно по формулам 3:
где – диагональный шаг.
Секундный расход продуктов сгорания определяется по следующей формуле 3:
где - объём дымовых газов м3м3.
Плотность дымовых газов при нормальных условиях находится из соотношения 3:
где Gг - масса дымовых газов кгм3.
Принимаем скорость уходящих газов w=18мс.
- сечение для прохода газов за воздухоподогревателем.
Таблица 4.1 – Исходные данные
Поворот на выходе из топки
Конвективный перегреватель
воздухоподогреватель
Коэффициент формы пучка
Число ходов по ходу потока
Сечение для прохода газов
Коэффициент избытка воздуха
Температура потока газов
Секундный расход газов
Поправочный коэффициент
Плотность газов при нормальных физических условиях
2 Определение сопротивления участков тракта котла
Расчет сопротивления каждого участка газового тракта котла сведен в таблицу 4.2.
Сопротивление поворота газового тракта рассчитывается по формуле 3:
где – коэффициент местного сопротивления равный единице при повороте на 90°;
hд – динамический напор;
Сопротивление шахматных гладкотрубных пучков при поперечном омывании рассчитывается по следующей формуле 3:
Коэффициент сопротивления при повороте потока рассчитывается по формуле 3:
где KΔ0 – произведение определяемое в зависимости от отношения выходного F2 и входного F1 сечения газохода;
B – коэффициент определяемый в зависимости от угла поворота; при повороте на 90° B=1;
C – коэффициент определяемый для отводов и колен с закруглением кромок в зависимости от отношения размеров поперечного сечения для колен с острыми кромками C = 1 3.
Таблица 4.2 – Определение сопротивления участков тракта котла
Коэффициент сопротивления и способ его определения
Сопротивление участкаΔh = hдKПа
Т.к w 10 мс то Δh =0
=851.50С; С=045; гр=054; k=12; z2=3; СRe=07
=799030С; С=052; гр=052; k=12; z2=4; СRe=047
Продолжение таблицы 4.2 – Определение сопротивления участков тракта котла
3 Суммарное сопротивление тракта котельного агрегата
Суммарное аэродинамическое сопротивление газового тракта определяется по формуле 3:
где ΣΔhуч – сопротивление газового тракта котла без учета поправок;
(1 + зл) – поправка учитывающая запыленность газового потока;
Mρ = ρо1293 – поправка на плотность 3;
hнhбар = 760760=1 – поправка учитывающая уровень положения станции 3.
ΣΔhуч = Δhпов.т + Δhф +ΔhКПЕ + Δhп.к + ΔhЭК + ΔhВП + Δhпов.ух = 0 + 283 + 1314 + 96 + 3551 + 1114 + 265 = 51857 Па.
Концентрация золы в продуктах сгорания равна 1:
зл =( зл + зл + зл + зл )4 = (0017+0016+0016+0015)4 = 0016 1.
Плотность дымовых газов при нормальных условиях равна 3:
=(2*1329+2*1328+1326+1324*2)7=1327 кгм3.
Mρ = ρо1293 = 13271293 = 1026.
Суммарный перепад напоров который должен обеспечить дымосос равен 3:
где hт”=(30-40) Па – разрежение в выходном окне топки. Принимается h"т =30 Па.
Самотяга конвективной шахты рассчитывается по следующей формуле 3:
где - высота конвективной шахты 5;
=115 м-высота горизонтального газохода 5;
=08 м – газовый объем между отдельными пакетами поверхностей нагрева для производства ремонтных работ в процессе эксплуатации 5;
= 2162 м - глубина пакета ступени экономайзера 5;
= 123 м – высота трубной поверхности ступени воздухоподогревателя 5;
- высота выходного окна 4;
ρа = 12 кгм3 – плотность атмосферного воздуха при температуре 20 °C.
Средняя температура продуктов сгорания в конвективной шахте равна:
= 05(п.к + ух) = 05(75353 + 110) = 431765 °C.
Плотность дымовых газов в конвективной шахте при средней температуре равна:
4 Выбор типоразмера дымососа котла
Для выбора дымососа необходимо определить расчетные значения расхода газов и напора.
Расчетный расход газов рассчитывается по формуле 3:
где 1=(105-11) – коэффициент запаса по производительности дымососа. Принимается 1=11;
V – объем дымовых газов у дымососа;
z = 1 – количество дымососов устанавливаемых на котел (принимается);
hнhбар – поправка на давление.
Объем дымовых газов у дымососа определяется по формуле 3:
где =8758 м3кг - объем уходящих из котла дымовых газов при нормальных условиях;
Принимается длина участка между котлом и дымососом L=30 м и присос на каждые 10 м 1=001 тогда =13=0013=003;
= 616 м3кг – теоретический объем воздуха необходимый для полного сгорания 1м3 газа при коэффициенте избытка α = 1 и нормальных условиях;
Bр = 107 м3с – расчетный расход топлива 5.
Температура газов у дымососа в основном зависит от присосов и определяется по формуле:
где αух = 137 – коэффициент избытка воздуха уходящих газов;
ух = 110 °C – температура уходящих продуктов сгорания;
tпрс = 30 °C – температура холодного присасываемого воздуха 5.
Расчетный напор рассчитывается по следующей формуле:
где 2=(10512)– коэффициент запаса по напору. Принимается 2=12;
ΔHп = 69921 Па – суммарный перепад напоров который должен обеспечить дымосос;
Hг=(400800) Па – перепад полных напоров тракта от котла до дымовой трубы. Принимается Hг =700 Па.
Расчетный напор приведенный к условиям построения заводской характеристики равен:
Коэффициент приведения значения расчетного напора к условиям при которых построена характеристика дымососа определяется по формуле 3:
зав = 100 °C – температура при которой получена характеристика машины.
Для котла выбирается один центробежный дымосос двустороннего всасывания 05-40-1 типоразмера ДН-17 при 740обмин так как его к.п.д. самый высокий из представленных дымососов и равен =72%
Его основные характеристики следующие:
Диаметр рабочего колеса D2 = 1750 мм;
Частота вращения n = 740 обмин;
Угол между направлением потока и положением лопаток направляющего аппарата φ = 39°;

Титульный лист.docx

Министерство образования и науки Российской Федерации
федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего профессионального образования
«Алтайский государственный технический университет
Кафедра _Котло-и реакторостроения
Направление Энергетическое машиностроение
Профиль Котлы камеры сгорания и парогенераторы АЭС
УДК _621.181.12 Допустить к защите в ГЭК
(обозначение документа)
Проект парового котла Е-35-24-250 на Кузнецком угле 1СС
Пояснительная записка
(фамилия имя отчество)
(должность ученое звание) (подпись) (фамилия имя отчество)

этикетка.doc

БАКАЛАВРСКАЯ РАБОТА
направление подготовки 13.03.03
Князев Илья Игоревич

Литература.docx

Фурсов И.Д. Коновалов В.В. Конструирование и тепловой расчет паровых котлов: Учеб. пособие для студентов вузов. Издание второе переработанное и дополненное Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. – Барнаул: Изд-во АлтГТУ 2001. – 266 с.: ил.
Гидравлический расчет котельных агрегатов (Нормативный метод) Балдина О.М. Локшин В.А. Петерсон Д.Ф. и др.; Под ред. В.А. Локшина и др. – М.: Энергия 1978. – 256 с.
Аэродинамический расчет котельных установок (нормативный метод). Под ред.С.И. Мочана. Изд. 3-е. Л. "Энергия" 1977. – 256 с.
Пронь Г.П. Расчет вредных выбросов из парового котла. Методические указания к расчетному заданию по дисциплине «Методы защиты окружающей среды» для студентов направления 141100 - “Энергетическое машиностроение” Алт.гос.техн.ун-т им. И.И. Ползунова - Барнаул: Изд-во АГТУ 2014. – 28 с.
Князев И. И. Котел паровой Е-35-24-250 : Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине технология сжигания органических топлив. – Барнаул: АлтГТУ 2015. – 52 с.
Маслов В.Е. Маслов К.В. Расчёт на прочность элементов котла работающих под давлением. Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Прочность надёжность и диагностика элементов паровых и водогрейных котлов» для студентов специальности 140502-«Котло- и реакторостроение» Алт.гос.техн.ун-т им. И.И. Ползунова- Барнаул: Изд-во АлтГТУ 2007. – с. 51.
Арматура энергетическая. Каталог-справочник. – М.: НИИинформтяжмаш 1966. – 112 с.
С.Л. Ривкин А.А. Александров. Термодинамические свойства воды и водяного пара. – М.: «Энергия» 1975. - 80 с.
Князев И. И. Котел паровой Е-35-24-250: Пояснительная записка к курсовомупроекту по дисциплине паровые котлы. – Барнаул: АлтГТУ 2015. – 62 с.
Князев И. И. Котел паровой Е-35-24-250: Пояснительная записка к курсовой работе по дисциплине Гидродинамика энергоустановок. – Барнаул: АлтГТУ 2016 – 46 с.
Князев И. И. Котел паровой Е-35-24-250: Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине Паровые котлы. – Барнаул: АлтГТУ 2016 – 16 с.
Князев И. И. Система пылеприготовления: Расчетное задание по дисциплине Физико-химические свойства и подготовка к сжиганию органических топлив. – Барнаул: АлтГТУ 2015 – 19 с.
Фурсов И.Д. Меняев К.В. Выпускная квалификационная работа бакалавра по направлению "Энергетическое машиностроение": методические указания Алт. гос. техн. ун-т им. И. И. Ползунова – Барнаул: Изд-во АлтГТУ 2015. – 46 с.
СТО АлтГТУ 12570 - 2013
СТО АлтГТУ 12800 - 2014

содержание.docx

БР 13.03.03.07.000ПЗ
АлтГТУ ФЭАТ гр.ЭМ-21
Выбор тепловой схемы и основных конструктивных решений котла 6
1 Анализ исходных данных 6
2 Выбор компоновки котла 7
3 Выбор типа топочного устройства 8
4 Выбор и обоснование схемы пылеприготовления 8
5 Выбор расчетных температур и распределение тепловосприятий по
поверхностям нагрева 9
6 Объемы и энтальпии воздуха и продуктов сгорания 10
6.1 Определение объемов воздуха и продуктов сгорания 10
6.2 Определение энтальпий воздуха и продуктов сгорания 12
7 Тепловой баланс котла 13
8 Конструирование топочной камеры 15
8.1 Выбор типа размеров количества и компоновки горелок 15
8.2 Выбор основных конструктивных характеристик топки 16
9 Конструирование поверхностей нагрева 21
9.1 Выбор основных характеристик фестона 21
9.2 Выбор основных характеристик конвективного перегревателя 23
9.3 Выбор основных характеристик газоповоротной камеры 26
9.4 Выбор основных характеристик воздухоподогревателя 26
9.5 Выбор основных характеристик экономайзера 27
Тепловой расчет котла на 100% нагрузке 30
1 Тепловой расчет топки 30
2 Тепловой расчет фестона 35
3 Тепловой расчет конвективного перегревателя 37
3.1 Расчет параметров пара до и после впрыскивающего пароохладителя..39
4 Тепловой расчет воздухоподогревателя 43
5 Тепловой расчет экономайзера 44
Гидравлические расчеты контура и пароперегревателя 49
1 Расчет контура с естественной циркуляцией 50
1.1 Исходные данные к расчету 51
1.2 Конструктивные исходные данные 51
1.3 Расчет движущих и полезных напоров экранных труб 53
1.4 Расчет движущих и полезных напоров пароотводящих труб 56
1.5 Проверка ранее принятых решений 58
1.6 Проверка основных критериев надежности циркуляции 59
1.6.1 Проверка контура на режим предельного
массового паросодержания 59
1.6.2 Проверка контура на застой циркуляции 59
1.6.3 Проверка контура на опрокидывание циркуляции 60
БР 13.03.03. 07. 000ПЗ
1.6.4 Проверка на появление паровой фазы в опускных трубах 62
2 Гидравлический расчет пароперегревателя 63
2.1 Расчет падения давления по паровому тракту 63
2.2 Расчет коллекторного эффекта в элементах пароперегревателя 64
2.2.1 Расчет коллекторного эффекта в паросборной камере 65
2.2.2 Расчет коллекторного эффекта в собирающем коллекторе
2.2.3 Расчет коллекторного эффекта в раздающем коллекторе
2.2.4 Расчет падения давления во впрыскивающем
2.2.5 Расчет коллекторного эффекта в собирающем коллекторе
потолочного перегревателя 71
2.2.6 Расчет коллекторного эффекта в раздающем коллекторе
потолочного перегревателя 72
3 Определение суммарного коэффициента сопротивления 73
3.1 Определение суммарного коэффициента сопротивления змеевиков
3.2 Определение суммарного коэффициента сопротивления труб
потолочного перегревателя 74
3.3 Определение суммарного коэффициента сопротивления
пароперепускных труб в паросборную камеру из КПЕ 75
3.4 Определение суммарного коэффициента сопротивления
пароперепускных труб из пароохладителя в КПЕ 76
3.5 Определение суммарного коэффициента сопротивления
пароперепускных труб в пароохладитель из потолочного
3.6 Определение суммарного коэффициента сопротивления
пароперепускных труб в потолочный перегреватель из барабана 77
4 Определение суммарного перепада давления в пароперегревателе 78
Аэродинамический расчет газового тракта котла 80
1 Исходные данные к аэродинамическому расчету 81
2 Определение сопротивления участков тракта котла 81
3 Суммарное сопротивление тракта котельного агрегата 83
4 Выбор типоразмера дымососа котла 84
Прочностной расчет блока конвективного перегревателя 86
1 Расчет на прочность змеевиков пароперегревателя 86
2 Расчет на прочность выходного коллектора пароперегревателя 88
2.1 Расчет толщины стенки коллектора 88
2.2 Расчет толщины донышка коллектора 90
3 Расчет на прочность входного коллектора пароперегревателя 91
3.1 Расчет толщины стенки коллектора 91
3.2 Расчет толщины донышка коллектора 94
Приложение А Задание 100
Приложение Б Общие виды котла 102