Бакалаврская работа - Паровой котел Е-35-2,5-250

работа.docx

Целью выпускной квалификационной работы является расчет и проектирование
парового котла с естественной циркуляцией Е 35-24-250 работающего на мазуте
сернистом М40 имеющего заданные параметры:
Тип котла: барабанный с естественной циркуляцией;
Паропроизводительность Дпе = 35 тч;
Давление перегретого пара Pпе = 24 Мпа;
Температура перегретого пара tпе = 250 °C;
Температура питательной воды tпв = 115 °C;
Топливо: мазут сернистый М40.
На основе анализа основных характеристик котельного агрегата
(паропроизводительность температура давление перегретого пара и т.д) и заданного топлива:
выбираются основные компоновочные решения;
выбирается способ сжигания топлива;
рассчитываются параметры опорных точек тепловой схемы котла;
определяется расход топлива и коэффициент полезного действия;
выбираются и обосновываются расчетами горелочные устройства;
производится тепловой расчет и конструируется топочная камера;
конструируется ступени пароперегревателя;
конструируются низкотемпературные поверхности нагрева (экономайзер и
воздухоподогреватель) ;
выполняется тепловой расчет котла на 100% нагрузку;
рассчитывается контур с естественной циркуляцией;
выполняется проверка основных критериев надежности;
производится гидравлический расчет пароперегревателя;
выполняется аэродинамический расчет газового тракта котла;
выбирается размер и количество тягодутьевых машин.
Выбор тепловой схемы и основных конструкционных характеристик
1Анализ исходных данных выбор и обоснование типа топочного устройства
Основные характеристики топлива на котором должен работать паровой котел представлены в таблице 1. Именно они в значительной мере предопределяют конструкцию котла.
Таблица 1 - Основные свойства топлива [1].
Характеристика топлива
рабочей массы топлива %
Низшая теплота сгорания
Приведенные значения %·кгМДж
Паровой котел Е-35-24-250 с естественной циркуляцией малой производительности (35 тч = 98 кгс) низкого давления (24 МПа) с температурой перегретого пара 250оС и температурой питательной воды 115 оС работающий на сернистом мазуте. Свойства данного топлива приведены в таблице 1. Анализируя данные таблицы можно сказать следующее:
- жидкое топливо не требуется системы пылеприготовления;
-малозольное топливо что позволят использовать более простую компоновку;
- высокосернистое топливо что влияет на выбор системы подогрева воздуха и температуру уходящих газов;
2 Выбор и обоснование типа топочного устройства
Различают два основных типа топок паровых котлов: слоевые и камерные.
Слоевые топки выполняют с плотным или кипящим слоем. Слоевые топки с плотным слоем используются при сжигании кускового топлива в котлах производительностью до 20 кгс но для сжигания жидкого топлива они не подходят.
Наиболее универсальны и широко распространены камерные топки для сжигания жидкого и газообразного топлива в котлах любой производительности и для сжигания твердых топлив в котлах производительностью 10 кгс и выше.
Для парового котла Е-35-24–250 наиболее подходит камерная топка потому что она наиболее универсальна и широко распространена для сжигания твердых топлив в котлах с производительностью 10 кгс и выше (для данного котла паропроизводительность 98кгс).
3 Выбор компоновки котла
Под компоновкой котла понимается взаимное расположение газоходов его основных элементов (топки горизонтального газохода газоходов конвективных поверхностей нагрева) и направление движения в них дымовых газов.
В энергетических агрегатах различают следующие наиболее часто встречающиеся типы компоновок: П- Т- N- образные башенные и полубашенные.
Для парового котла Е-35-24-250 работающего на сернистом мазуте выбрана П-образная сомкнутая компоновка (рисунок 1). Так как котел малой паропроизводительности и топливо является нешлакующимпоэтому нет необходимости применять более сложные по конструкции и обслуживанию а также более дорогие Т- N-образные башенные и полубашенные компоновки котла.
Рисунок 1 – П-образная сомкнутая компоновка котла
4 Выбор системы подготовки топлива
Так как топливо является жидким оно будет подаваться в котел предварительно пройдя подготовку к сжиганию (рисунок 2)
– цистерна с мазутом; 2 – сливной латок; 3 – приемная емкость; 4 - перекачивающий насос; 5 – расходные баки (5000-10000 тонн t=60-80 оС) ; 6 – фильтр грубой очистки (от 15 мм) ; 7 – насос низкого давления; 8 - подогреватель мазута; 9 – греющий пар; 10 – сконденсировавшийся пар; 11 – фильтр тонкой очистки (03-05 мм) ; 12 – насос высокого давления; 13 – мазут к котлам; 14 – возврат мазута в бак (рециркуляция)
Рисунок 2 – Схема подготовки мазута к сжиганию.
5 Выбор и обоснование тепловой схемы котла
Под тепловой схемой котла понимается схема расположения поверхностей нагрева в газоходах котла схема взаимного направления движения теплообменивающихся сред схема распределения тепловосприятия между отдельными поверхностями нагрева. Число ступеней пароперегревателя выбирается с учетом разверочных явлений так чтобы приращение энтальпии пара в каждой из ступеней особенно выходных по пару как правило не превышало .Количество ступеней пароперегревателя определяется по формуле [1]:
где - суммарное приращение энтальпии пара кДжкг;
ΣΔhпо = 60 – 85 кДжкг – суммарное снижение энтальпии пара в пароохладителях [1];
Δhст = 250 – 260 кДжкг – приращение энтальпии пара в одной ступени пароперегревателя [1];
Температура и давление перегретого пара заданы [приложение А] и равны соответственно
tпе = 250 °C и Pпе = 24 МПа. Энтальпия определяется как функция этих двух параметров [4]:
Свойства пароводяной смеси в барабане определяется как функция давления в нем [1]
Pб = Pпе + (013 - 015)·Pпе = 24 + 015·24 = 276 МПа.
Энтальпия кипящей воды h's и энтальпия сухого насыщенного пара h"s при этом давлении равны соответственно 962и 287002кДжкг [4].
Суммарное приращение энтальпии пара в пароперегревателе:
Итак тепловая схема котла включает в себя одну ступень пароперегревателя.
Тепловая схема котла представлена на рисунке 3.
– топочная камера; 2 - фестон; 3 –ступень конвективного пароперегревателя; 4 –экономайзер;5- регенеративный воздухоподогреватель.
Рисунок 3-Тепловая схема котла.
6 Выбор основных опорных точек котла
Температура газов на выходе из топки
Одним из самых ответственных актов конструирования является выбор температуры продуктов сгорания на выходе из топки (на входе в последующие ширмовые и конвективные поверхности нагрева). Здесь конструктор задает по существу соотношение между радиационным и конвективным теплообменом в агрегате. Поскольку радиационный теплообмен эффективнее в области высоких температур экономически выгодной является высокая температура за топкой (порядка 1200-12500С). Указанный уровень температур возможен лишь при сжигании природного газа мазута и некоторых твердых топлив с очень высокой температурой начала деформации золы например экибастузского каменного угля. В остальных случаях температура газов перед ширмой или фестонированной частью конвективных поверхностей нагрева расположенных в горизонтальном газоходе не должна превышать температуры начала деформации золы tA а для ряда топлив с повышенной склонностью к шлакованию принимается еще ниже чтобы золовые частички были твердыми и не прилипали к поверхностям нагрева. В данном случае исходя из рекомендаций для сернистого мазута [1] температуру газов на выходе из топки принимается равной .
Температура уходящих газов
Величина температуры уходящих газов оказывает решающее значение на коэффициент полезного действия котла т.к потеря теплоты с уходящими газами при нормальных условиях эксплуатации является наибольшей даже в сравнении с суммой других потерь. Однако глубокое охлаждение газов требует увеличения размеров конвективных поверхностей нагрева а при сжигании сернистых топлив сопровождается опасностью низкотемпературной коррозии. Оптимальные значения выбираются на основании технико-экономических расчетов путем сопоставления экономии топлива при снижении и увеличении при этом капитальных затрат [1].
Для топлива с высоким содержанием серы температура уходящих газов на основании рекомендации принимается равной = 140 °C.
Температура горячего воздуха
Температура подогрева воздуха в воздухоподогревателе определяется свойствами топлива (влажностью выходом летучих и т.д.) организацией его сжигания особенностями выбранной системы пылеприготовления.
При подогреве воздуха до 250-320 °С возможна более простая одноступенчатая компоновка низкотемпературных поверхностей нагрева (воздухоподогревателя и экономайзера) [1].
Для подогрева воздуха больше 310-320 °С воздухоподогреватели выполняют двухступенчатыми в рассечку [1].
При этом в конвективной шахте последовательно по ходу газов размещаются: вторая по ходу воды ступень экономайзера вторая по ходу воздуха ступень воздухоподогревателя первая ступень экономайзера первая ступень воздухоподогревателя [1].
Регенеративные воздухоподогреватели имеют вращающийся ротор в них возможны перетечки (до 20%) воздуха в газовый поток высокий подогрев воздуха (300-350) в них невозможен из-за коробления гофрированых листов набивки но они компактны менее металлоемкие.
Так как топливо имеет высокое содержание серы выбирается регенеративный воздухоподогреватель а температура подогрева tгв =250о
Температура питательной воды
Температура питательной воды равна tп.в = 115 °C [приложение А] ее давление определяется исходя из гидравлического сопротивления экономайзера:
Pп.в = Pб + (002 – 005)·Pпе = 276 + 005·24 = 288 МПа.
Энтальпия питательной воды при данном давлении и данной температуре равна [4]:
Температура воздуха на входе в воздухоподогреватель
Температура на входе в воздухоподогреватель t'вп выбирается в зависимости от типа воздухоподогревателя и серосодержания топлива. В современных котлах в основном применяются трубчатые рекуперативные (ТВП) и вращающиеся регенеративные (РВП) воздухоподогреватели. При сжигании малосернистых топлив рекомендуется применять более простые хотя и более металлоемкие и громоздкие трубчатые воздухоподогреватели а при сжигании высокосернистых топлив особенно мазута - регенеративный воздухоподогреватель [1].
С целью предотвращения низкотемпературной коррозии воздух перед подачей его в воздухоподогреватель подогревается до температуры величина которой определяется влажностью топлива и содержанием в нем серы [1].
Для данного топлива = 18 %·кгМДж следовательно выбирается РВП.
Так как топливо имеет высокое содержание серы =18 %·кгМДж то температура на входе в воздухоподогреватель принимается равной t'вп = 70 °C (таблица 3.6) [1].
7 Расчёт объёмов и энтальпий воздуха и продуктов сгорания
Теоретический объем воздуха необходимый для полного сгорания 1 кг твердого топлива при избытке α = 1 и нормальных условиях (1013 кПа; 0 °С) на что указывает верхний индекс н’ в обозначении величин [1]
= 00889(8571 + 037518) + 02651145 - 0033305 = 779 м3кг.
Объемы продуктов сгорания получающиеся при полном сгорании топлива с теоретически необходимым количеством воздуха (α = 1):
= 079779 + 000805 = 616 м3кг;
- трехатомных газов:
= 001866(8571 + 037518) = 161 м3кг;
= 01111145 + 00124049 + 00161779 = 14 м3кг.
Действительные объемы водяных паров и дымовых газов при избытке воздуха α > 1определяются по формулам[1]:
Объемные доли трехатомных газов и водяных паров соответственно:
Масса продуктов сгорания кгкг:
Концентрация золы в продуктах сгорания:
Избыток воздуха за каждой поверхностью нагрева после топочной камеры получается прибавлением к соответствующих присосов воздуха т.е.
где i –номер поверхности нагрева по ходу дымовых газов.
Различия между расчетными и табличными значениями объемов продуктов сгорания при полном сгорании топлива с теоретически необходимым количеством воздуха не значительные поэтому для расчета приняты табличные значения.
Теоретический объем воздуха необходимый для полного сгорания 1 кг топлива при избытке α =1 и нормальных условиях (1013 кПа 0°С) равен [1]Приложение Е.
Объемы продуктов сгорания получающиеся при полном сгорании топлива с теоретически необходимым количеством воздуха (α =1) [1]:
Коэффициент избытка воздуха на выходе из топки [1] присосы воздуха в газоходах отдельных поверхностей нагрева равны [1]:
В газоплотной топочной камере перед ширмами .
Газохода конвективных поверхностей нагрева:
воздухоподогреватель ;
Результаты расчетов объемов продуктов горения сведены в таблицу 2
Коэффициент избытка воздуха за поверхностью
Среднее значение коэффициента избытка воздуха в газоходе
Объем продуктов сгорания
Объемная доля сухих трехатомных газов
Объемная доля водяных паров
Суммарная объемная доля
Таблица 2 – Средние характеристики продуктов сгорания в газоходах поверхностей нагрева.
Определение энтальпий воздуха и продуктов сгорания
Энтальпии теоретически необходимого количества воздуха и продуктов сгорания кДжкгпри и расчетной температуре определяется по формулам [1]:
где - энтальпии 1 м3 влажного воздуха углекислого газа азота и водяных паров кДж(м3К).[1] Приложение Л.
К энтальпии дымовых газов добавляется энтальпия золы:
где - энтальпия 1 кг золы кДжкг; [1] Приложение Л.
При определении и можно воспользоваться данными [1] Приложения И.
Результаты расчета энтальпий газов в газоходах сводятся в Таблицу3.
Таблица 3 – Расчет энтальпии газов в газоходах котла
Тепловой баланс котла
Составление теплового баланса котла заключается в установлении равенства между поступившим в котел количеством тепла и суммой полезно использованного тепла и тепловых потерь. На основании теплового баланса котла вычисляются КПД котла и необходимый расход топлива.
Тепловой баланс составляется применительно к установившемуся тепловому состоянию котла на 1 кг твердого топлива при 0°С и 1013 кПа и имеет вид:
где - располагаемое тепло топлива;
- тепло подведенное к воздуху предварительно до входа в воздухоподогреватель от внешних источников тепла в калориферах;
- тепло внесенное в топку паровым дутьем;
- полезно использованное тепло;
- тепловые потери с уходящими газами;
- химический недожог топлива;
- механический недожог топлива;
- потери тепла от наружного охлаждения через стенки газоходов котла;
- потери тепла с физическим теплом шлаков кДжкг.
Располагаемое тепло 1 кг твердого топлива определяется по формуле [1](5.2).
где hтл - физическое тепло топлива учитывается только в тех случаях когда оно предварительно подогрето посторонними источниками тепла. При отсутствии постороннего подогрева физическое тепло может учитываться только для бурых углей и торфа. При этом температура топлива принимается tтл= 80°С.
hтл = Cтл· tтл = 2314 · 80 = 18512 кДжкг.
Qкрб=0 – это затраты тепла на разложение карбонатов которых в данном топливе(сернистый мазут) не содержится.
Тепло вносимое в топку паровым дутьем определяется по формуле [1]:
QфGф ( hф2400 )=01(30285-2400)=6285 кДжкг
hф-энтальпия перегретого пара идущего на распыливание кДжкг;
- отношение количества воздуха на входе в воздушный тракт к теоретически необходимому.
где - количество избыточного отдаваемого на сторону воздуха;
- присосы воздуха в воздухоподогревателе;
- отношение количества воздуха подаваемого в топку из воздухоподогревателя к теоретически необходимому определяется по формуле [1].
где - значения избытка воздуха в топке;
- присосы воздуха в топку;
-энтальпия теоретически необходимого количества воздуха на входе в воздушный тракт принимается по таблице 2 или определяется по формуле [1].
где - [1]Приложение М теплоемкость влажного воздуха при температуре ;
-энтальпия теоретически необходимого количества воздуха на входе в воздухоподогреватель.
Потери тепла с уходящими газами % [1]:
где Hг.ух – энтальпия уходящих газов при избытке воздуха αух = 123 и температуре
= 140 ºС кДжкг из таблицы 2.2;
Hо.прс – энтальпия воздуха присасываемого в газоходы котла кДжкг находится по формуле
Потери тепла от химической и механической неполноты сгорания % и % зависят от вида топлива способа его сжигания и принимаются исходя из рекомендаций основанных на опыте эксплуатации равными q3 = 005% и q4 = 005% [1].
Потери тепла от наружного охлаждения % определяются в зависимости от паропроизводительности котла q5 = 1% [1].
Потери тепла с физическим теплом шлака q6шл % определяются по формуле:
но так как топливо нешлакующее данной величиной можно пренебречь;
Суммарная потеря тепла в котле:
Σq = q2 + q3 + q4 + q5 + q6шл = 615 + 005 + 005 + 1 + 0 = 753%;
Коэффициент полезного действия котла брутто[1]:
к = 100 – Σq = 100 – 753 = 9246%.
Разбивка потери тепла от наружного охлаждения котла по отдельным газоходам практически не сказывается на результатах расчета. Доли этой потери приходящиеся на отдельные газоходы для упрощения принимаются пропорциональными количеству тепла отдаваемого газами в соответствующих газоходах. Поэтому при определении количества тепла отданного газами потери тепла от наружного охлаждения учитываются введением коэффициента сохранения тепла [1]
Полное количество тепла полезно использованное в котле [1]:
где Дпе – количество выработанного перегретого пара кгс;
Добв – расход питательной воды кгс подаваемой в котел мимо регенеративных подогревателей с энтальпией hобв;
hпе – энтальпия перегретого пара кДжкг; определяется по давлению Pпе и температуре tпе перед главной паровой задвижкой;
hп.в – энтальпия питательной воды кДжкг; определяется по давлению
Pпв = Pб + (002-005)· Pпе и температуре tпв на входе в первую поверхность котла;
- расходы впрысков в первичный тракт сторонней воды с энтальпией hвпр
Дн.п – количество насыщенного пара кгс с энтальпией отданного из котла до пароперегревателя и до установки для получения собственного конденсата;
Дпр – расход воды на продувку котла кгс с энтальпией кипящей воды и при давлении в барабане Pб; при величине продувки меньше 2% от паропроизводительности котла тепло продувочной воды может не учитываться;
Дпп – расходы пара на входе в промежуточные перегреватели кгс с начальной энтальпией кДжкг;
- энтальпия пара на выходе из промежуточных перегревателей кДжкг;
- расходы впрысков в промперегреватели включая впрыски питательной воды с энтальпией ;
Qот.в – тепло воды подогреваемой в котле и отдаваемой на сторону кВт;
Qизб – тепло избыточного отдаваемого на сторону воздуха.
Qизб = изб·(Hо.изб – H'о.вп)·Bр
где ; Cв и tизб – соответственно теплоемкость и температура избыточного воздуха отдаваемого на сторону.
Вследствие отсутствия расхода питательной воды мимо регенеративных подогревателей (Дотб = 0) впрысков сторонней воды в первичный тракт (= 0) отбора насыщенного пара (Дн.п = 0) подогретой воды (Qот.в = 0) подогретого избыточного воздуха (Qизб) из котла и отсутствия промперегревателя (Дпп = 0 = 0).
Температура и давление питательной воды Pпв = 28 МПа; tпв = 1150С и энтальпия определяется как функция этих двух параметров hп.в = 48439 кДжкг.
Тогда полное количество тепла полезно использованное в котле:
=972(288842 – 48439) = 2332829 МВт;
Расход топлива подаваемого в топку:
Для определения объемов продуктов сгорания и воздуха а также тепла отданного в поверхностях нагрева вводится расчетный расход топлива вычисляемый с учетом механической неполноты сгорания:
В дальнейшем во все формулы для определения объемов и количества тепла подставляется величина Bр. В величины удельных объемов газов и воздуха и их энтальпий поправка на механическую неполноту сгорания не вносится.
Расчет системы пылеприготовления горелок и топливоподачи ведется по полному расходу топлива B а тяги и дутья – по расчетному Bр.
Выбор и обоснование типа и количества горелок их размещение на стенах топочной камеры
Компоновка горелок и форма топочной камеры ее размеры взаимосвязаны и имеют решающее значение для надежности и экономичности работы топки котла в целом. Топочное устройство (горелки вместе с топкой) должны удовлетворять следующим условиям:
эффективное смешивание топлива с воздухом;
полноту сжигания топлива в топочной камере;
минимальное число вредных выбросов;
равномерное распределение тепловых нагрузок по поверхности топки;
возможность автоматического регулирования управления процессом горения;
возможность растопки котла на жидком или газообразном топливе;
простота изготовления и удобство при монтаже;
надежность и долговечность работ;.
уровень звукового давления не должен превышать 80-85 Дб.
1 Выбор типа размеров количества и компоновки горелок
В зависимости от организации подачи топлива и воздуха горелки подразделяются на вихревые прямоточные и комбинированные (прямоточно-вихревые); у последних один из потоков подается в топку незакрученным а другой – закрученным [1].
При сжигании мазута и высококалорийного горючего газа (природного и попутного) применяются комбинированные газомазутные горелки при встречномугловом однофронтовом подовом или потолочном расположении с центральнойпериферийной или промежуточной подачей газа в воздух и установкой по оси мазутных механических или паромеханических форсунок.Исходя из рекомендаций [1] для данного топлива принята топочная камера с однофронтальным расположением вихревых газомазутных горелок с паромеханической форсункой. Горелка представленна на рисунке 4.
Рисунок 4 – Газомазутная горелка.
Так как горелки меньшей мощности рекомендуются для шлакующих углей [1] а заданное топливо нешлакующее то тепловая мощность горелки выбрана Qг = 10 МВт.
Число горелок рассчитывается по формуле [1]:
где B – полный расход топлива кгс.
Исходя из рекомендаций [1] принимаем число ярусов zяр=2.
Действительная мощность одной горелки рассчитывается по формуле:
2 Конструирование и расчет горелочных устройств
Размеры выходных амбразур горелок определяются по таблице (6.2) [1]:
Расстояние между вихревыми горелками от горелок до примыкающих стен и глубина топки определяются по формулам:
Между осями горелок по горизонтали:
Sг = (25-4)·Да = 3*05 = 15м
От осей крайних горелок до примыкающих стен:
Sст = 35· Да = 35*05 = 175м
Между осями горелок по вертикали (между ярусами):
hяр = (25-3)· Да= 3*0.5 = 1.5м
От оси нижнего яруса горелок до пода:
hск = (30-35)· Да = 3*0.5 = 1.5м
Выбор основных конструктивных характеристик топки
Активный объем топочной камеры (рисунок 5)ограничивается плоскостями экранных труб или обращенными в топку поверхностями защитного огнеупорного слоя; в местах не защищенных экранами - стенами топочной камеры. В выходном сечении камеры ее объем ограничивается плоскостью проходящей через оси первого ряда ширм фестона или котельного пучка.
Нижней границей служит под топки а при наличии холодной воронки за нижнюю границу объема топки условно принимается горизонтальная плоскость отделяющая нижнюю половину воронки.
Рисунок 5 – Активный объем топочной камеры.
Минимальный из условий экономичного сгорания топлива объем топки:
Однако для снижения температуры газов на выходе из топки до оптимального уровня поверхность стен ограждающих активный объем топки и сам объем при необходимости могут быть увеличены на 15-20 % с последующим уточнением т.е. расчетный объем топки:
Vт = (100-120) *Vт.мин = 1*118.94 = 118.94 м3
Минимальное сечение топки по осям труб экранов:
Глубина топочной камеры bт исходя из необходимости создания наиболее благоприятных условий для развития факела воспламенения и выгорания топлива теплообмена работы топочных экранов выбирается в зависимости от мощности (Qг Да) количества ярусов zяр параметра крутки nг и компоновки (встречное или однофронтальное) горелок по формулам (п.8.2)
Ширина топки по фронту расположения горелок:
Где Dпе – паропроизводительность котла кгс;
d – удельная паропроизводительность с 1 м ширины котла кг(с*м); принимается по данным таблицы 6.11[1].
Окончательно выбранные значения aт и bт должны быть кратными выбран-
ному шагу между трубами настенных экранов и такими чтобы qF и qF.ярне превышали предельно допустимых значений.
Окончательно принимаем:aт=352 м; bт=352 м.
Число ярусов устанавливаем экспериментально из соображений минимизации габаритов топки zяр=2.
Высота выходного из топки газового окна (за ширмами по оси труб заднего экрана) принимается равной hок~bт но не более ~ 13 высоты топочной камерыhт.
Для удобства расчета высоты топочной камеры весь объем ее по высоте целесообразно разбить на ряд элементарных объемов определяемых геометрическим построением по ранее определенным размерам (ат bт bу углам наклона скатов холодной воронки и т.д.) так как это показано на рисунке 6
Тогда зная h1 h3 и V1 V3 можно найти V2 = Vт(V1+V3) а затем – высоту призматической части h2 = V2(aтbт)и высоту всего активного объема. Результаты расчетов приведены в таблице 4.
Таблица 4 – Конструктивные характеристики топки.
Высота призматической части
Высота от пода до нижнего яруса горелок
Расстояние между ярусами горелок
Объем призматической части
Объем части с фестоном
Расстояние между трубами фестона
Высота выходного окна
Рисунок 6 – Конструктивные характеристики топки
1 Тепловой расчет топки
При выбранных конструктивных характеристиках топочной камеры тепловой расчет ее заключается в определении температуры газов на выходе из топки [1]:
где - теоретическая температура горения;
М – безразмерный параметр характеризующий влияние изменения положения ядра факела (максимума температуры пламени) по высоте топки на температуру на выходе из топки;
- эффективное значение критерия Бугера;
- коэффициент тепловой эффективности поверхностей нагрева;
- поверхность ограждающих стен;
- средняя суммарная теплоемкость продуктов сгорания;
- коэффициент сохранения тепла;
- расход топлива на котел
Адиабатическая температура горения:
определяется по энтальпии газов приравненному к тепловыделению в топке при (таблица 4.2).
Полезное тепловыделение в топке:
где кг - располагаемое тепло топлива;
- потери тепла от химической и механической не полноты сгорания топлива с теплом шлака и охлаждающей воды;
- тепло вносимое паровым дутьём в топку;
- тепло вносимое в топку воздухом:
- энтальпия теоретически необходимого количества горячего воздуха при температуре 0C [1];
- энтальпия присасываемого воздуха;
- отношение количества воздуха подаваемого в топку из
воздухоподогревателя к теоретически необходимому;
2 - присосы воздуха в топку [1];
- присосы воздуха в мельнице [1].
- адиабатическая температура горения при энтальпии
Средняя суммарная теплоемкость продуктов сгорания 1 кг топлива равна:
где - принимается равной ожидаемой температуре газов на выходе из топки выбранной в соответствии с рекомендациями;
-энтальпия газов на выходе из топочной камеры
Коэффициент тепловой эффективности экранов равен произведению углового коэффициента экрана x на коэффициент учитывающий тепловое сопротивление загрязнения или закрытие изоляцией:
где - для газо-плотной поверхности;
- для газо-плотной поверхности и данного топлива [1].
Если стены топки закрыты экранами с разными угловыми коэффициентами х или экраны покрывают часть поверхности стен среднее значение коэффициента тепловой эффективности определяется:
Коэффициент сохранения тепла равен:
где - потери тепла от наружного охлаждения [1];
- коэффициент полезного действия котла брутто;
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:
где - коэффициент принимается для длягазомазутных топок при настенном расположении горелок [1];
- относительное местоположение горелок по высоте топочной камеры;
- параметр забалластированности топочных газов который определяется:
где - объем газов на выходе из топки;
- объем азота в продуктах сгорания [1];
- объем трехатомных газов в продуктах сгорания [1];
- коэффициент рециркуляции;
Относительное местоположение горелок по высоте топочной камеры:
где - средний уровень расположения настенных и угловых горелок.
где - средний уровень расположения настенных и угловых горелок;
- число горелок в ярусе;
Hm–расчетная высота топочной камеры м;
Эффективное значение критерия Бугера:
где - критерий Бугера характеризующий поглощательную способность продуктов сгорания.
где - давление в топочной камере;
- эффективная толщина излучающего слоя м;
- коэффициент поглощения лучей топочной средой;
где - коэффициент поглощения лучей газовой фазой продуктов сгорания ;
- коэффициент поглощения лучей частицами сажи;
где - суммарная объемная доля трехатомных газов в продуктах сгорания;
- объемная доля водяных паров в продуктах сгорания;
S= 297 м - эффективная толщина излучающего слоя;
MПа - давление в топочной камере;
- принимаемая температура на выходе из топки
где -коэффициент поглощения лучей частицами сажи
где m-коэффициент относительной заполнености топки пламенем
Температура газов на выходе из топки:
Температура газов на выходе из топки равная имеет расхождение на 18 ºС с температурой которой мы предварительно задавались ()
принимаем температуру равную 982 ºС При такой температуре котел будет надежно работать.
По найденному значению температуры газов на выходе из топки определяется энтальпия газов и количество тепла воспринятое в топке
где - энтальпия газов на выходе из топки;
- полезное тепловыделение в топке
2 Расчет зоны активного горения
hа.г– зона активного горения; Da–диаметр амбразуры; hяр – расстояние между ярусами горелок;Sст – расстояние от осей крайних горелок до примыкающих стен;Sг– расстояние между горелками по вертикали.
Рисунок 7 - Зона активного горения
Суммарная площадь амбразуры горелки:
Тепловое напряжение зоны активного горения:
Допустимое тепловое напряжение зоны активного горения:
Температура газов в конце зоны активного горения:
- потери тепла от механической неполноты сгорания в конце
зоны активного горения [1];
- потери тепла от механической неполноты сгорания в топке;
Зададимся температурой на выходе из зоны активного горения
- температура газов на выходе
из зоны активного горения;
- энтальпия газов на выходе из зоны активного горения
- тепло вносимое в топку воздухом;
- низшая теплота сгорания;
hтл = 185 - физическое тепло топлива;
- поверхность стен зоны активного горения;
- произведение коэффициента тепловой эффективности на суммарную поверхность ограничивающую зону;
где - коэффициент характеризующий отдачу тепла излучением из
зоны активного горения в верхнюю часть топочной камеры;
- коэффициент характеризующий отдачу тепла излучением в
сторону холодной воронки топки;
- среднее значение коэффициента тепловой эффективности
Fc1 и Fc2 – сечения топочной камеры ограничивающие зону активного
горения сверху и снизу м2;
=0534224+352352(02+053)=3256
Коэффициент теплового излучения (степень черноты) топочной камеры определяется по формуле:
где - степень черноты факела;
- среднее значение коэффициента тепловой эффективности.
Температура на выходе из зоны активного горения что имеет расхождение с заданной на
Расчет и конструирование поверхностей нагрева
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 несколькорядов в области выходного окна из топки задний экран с увеличенным поперечнымS1= 200-300 мм - и продольным S2= 250-400 мм шагами. При размещении ширмна выходе из топки фестон как правило выполняется однорядным из пароотводящих труб заднего экрана выполняющих также функции подвесок этого экрана.
Задачей расчета фестона или подвесных труб является определение температуры газов за ними их тепловосприятия и потока лучистого тепла на последующий конвективный пакет.
Фестон изготавливаются из труб с наружным диаметром равным диаметру заднего экрана и толщиной стенки из стали 20. Схема фестона представлена на рисунке 8.
Расчетная поверхность фестона:
где: nф =44 - число труб фестона;
d = 006 м – наружный диаметр пароотводящих труб;
hф = hок = 3 м - высота труб фестона [7];
Площадь живого сечения для прохода газов:
Уравнение теплового баланса для фестона:
где: - энтальпия газов на входе в фестон при температуре топочных газов [7];
(предварительно задается с последующей проверкой по условиям теплообмена в фестоне- энтальпия газов на выходе из фестона при температуре топочных газов [7].
-тепловосприятие дополнительныхповерхностей в пределах фестона кДжкг.
где - приращение энтальпии пара в потолочной поверхности нагрева кДжкг где: - лучевоспринимающая поверхность потолка фестона;
- угловой коэффициент газоплотных экранов [1];
- тепловая нагрузка (предварительно задаёмся последующей проверкой);
- расчётный расход топлива [7];
- коэффициент сохранения тепла [7];
Приращение энтальпии пара в дополнительных поверхностях нагрева труб фестона:
Уравнение теплового баланса:
Тепловосприятие фестона из условий теплообмена:
где: – коэффициент теплопередачи кВт(м2×К);
– площадь поверхности фестона;
- температурный напор ºС.
Коэффициент теплопередачи для испарительных поверхностей нагрева:
где: - коэффициент тепловой эффективности представляющий собой
отношение коэффициентов теплопередачи загрязненных и чистых труб при
– коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке и от стенки к обогреваемой среде Вт(м2×К).
- коэффициент теплопередачи конвекцией Вт(м2×К);
– коэффициент теплоотдачи излучением Вт(м2×К).
Расчетная скорость дымовых газов омывающих фестон:
где: - объем продуктов сгорания 1 кг топлива. [7];
– площадь живого сечения для прохода газов;
Коэффициент теплопередачи конвекцией:
где: – номограмма [1]при;
– поправочный коэффициент учитывающий число рядов труб по ходу газов при[1];
- поправка на геометрическую компоновку пучка [1];
- поправка учитывающая влияние изменения физических характеристик от температуры и состава газов t=920oC и[7];
Степень черноты потока топочной среды в пароотводящих труб:
где: P = 0.1 МПа – давление в топочной камере
k -коэффициент поглощения топочной среды 1(м·МПа)
– эффективная толщина излучающего слоя ограниченного со всех сторон газового объема на ограждающие поверхности м;
где: – объем излучающего слоя м3;
– площадь ограждающих поверхностей м2;
Объем излучающего слоя:
Коэффициент поглощения лучей топочной средой:
где - коэффициент поглощения лучей газовой фазой продуктов сгорания 1(м·МПа);
Коэффициент поглощения лучей газовой фазой продуктов сгорания:
где: – объемная доля водяных паров в продуктах сгорания принимается равной величине для газохода ширм [7];
– суммарная объемная доля трехатомных газов в продуктах сгорания принимается равной величине для газохода ширм [7];
– средняя температура газов в районе фестона;
Коэффициент поглощения лучей частицами сажи:
Степень черноты потока топочной среды в районе фестона:
Количество тепла получаемое фестоном за счет излучения из топочной камеры:
где:–тепловая нагрузка поверхности в районе пароотводящих труб [7];
- площадь выходного окна топки [7];
– сумма угловых коэффициентов фестона [1];
- степень черноты объема фестона;
При определении коэффициента теплоотдачи излучением температура стенки труб принимается равной температуре слоя золовых отложений tз (Tз = tз + 273). Для фестона расположенного на выходе из горизонтального газохода можно принять:
t = 229 °С – средняя температура среды протекающей в рассчитываемой поверхности[7];
Коэффициент теплоотдачи излучением продуктов сгорания для запыленного потока:
Коэффициент теплопередачи от газов к стенке:
Коэффициент теплопередачи:
где - коэффициент тепловой эффективности представляющий собой отношение коэффициентов теплопередачи загрязненных и чистых труб [1];
Температурный напор:
Тепловосприятие пароотводящих труб из условий теплообмена:
Количество тепла определяемое из уравнения теплового баланса фестона отличается от количества тепла определяемого из условий теплообмена не больше чем на ±5% следовательно поверочный расчет фестона закончен.
2 Расчет газоповоротной камеры
Целью расчета газоповоротной камеры является определение температуры продуктов сгорания перед первой по ходу газов поверхностью нагрева в конвективной шахте.
Поворотная камера выполняется из газоплотных поверхностей нагрева выполненных из пароперегревательных труб экранирующих потолок этой камеры.
Схема газоповоротной камеры представлена на рисунке 9
Рисунок 9 – Схема газоповоротной камеры.
Уравнение теплового баланса для газоповоротной камеры [1];
- энтальпия газов на входе в газоповоротную камеру при температуре топочных газов 857С [п. 5.1];
– энтальпия газов на выходе из газоповоротной камеры при температуре топочных газов 839С (предварительно задаёмся);
Средняя температура газов в поворотной камере:
Степень черноты объема поворотной камеры при температуре 848oС
где: P = 01 МПа– давление в газоповоротной камере;
где: V– объем излучающего слоя м3;
Предварительно зададимся параметрами газоповоротной камеры исходя из оптимальных скоростей газов в ней:
Поверхность всех стен в поворотной камере:
Газовый объём в поворотной камере:
где: – объемная доля водяных паров в продуктах сгорания [7];
– суммарная объемная доля трехатомных газов в продуктах сгорания [7];
– средняя температура газов в районе газоповоротной камеры;
По номограмме ищем коэффициент отдачи излучением при найденных параметрах t3 и .
Ищем коэффициент отдачи излучением:
Так как конвективный теплообмен на данном участке котла стремиться к нулю следовательно им можно пренебречь.
Уравнение тепловосприятия:
Проверяем ранее выбранные значения :
Расчетная скорость газов:
Площадь для прохода газов:
Скорость газов должна удовлетворять двум условиям:
- быть достаточно большой чтобы обеспечивать интенсивный теплообмен;
- быть не слишком большой чтобы не перерасходовать энергию на дымососах.
Полученная скорость газов удовлетворяет этим двум условиям а следовательно параметры ширины и глубины были выбраны верно.
Проверяем значение H”:
3 Приращение энтальпий
Чтобы приступить к расчету конвективной ступени пароперегревателя нужно рассчитать входную энтальпию пара. Пар выходит из барабана проходит по потолочному перегревателю и входит в конвективный пароперегреватель.
Потолочный перегреватель условно можно разделить на 3 участка: участок токи фестона и конвективной шахты.
Тепловосприятие на каждом участке рассчитывается по формулам[1]:
где qi – удельный тепловой поток.
Параметры пара на выходе из барабана:
Qл.т = 24192 кДжкг [2];
Приращение температуры при данной энтальпии Δtтпот=1174o
Площадь потолочного перегревателя в районе фестона:
Приращение температуры при данной энтальпии Δtфпот= 4.1o
Участок конвективной шахты.
Qкшпот = 346.8 кДжкг
Приращение температуры при данной энтальпии Δtкшпот=8.4o
Параметры пара на входе в конвективный пароперегреватель:
4 Расчет пароперегревателя
Выбор тепловой схемы пароперегревателя.
Основные принципы выбора тепловой схемы: должна быть хорошая регулировочная характеристика перегретого пара наименьшие тепловые разверки по длине змеевика металл для ступеней пароперегревателя должен надёжно работать в условиях эксплуатации.
На основании выше приведённых принципов выбрана следующая схема пароперегревателя представленная на рисунке 10
В данной схеме сухой насыщенный пар поступает из барабана в потолочный пароперегреватель затем пар поступает в конвективный пароперегреватель (1 КПЕ). Для экономии металла и улучшения коэффициента теплопередачи эта ступень включена по прямоточной схеме с впрыском в рассечке.
Впрыск предназначен для регулирования температуры перегрева пара.
Для минимизации тепловых разверок и регулирования температуры перегретого пара пароперегреватель выполняется двухходовым осуществляется перемешивание и переброс пара.
Число ступеней пароперегревателя выбирается с учетом разверочных явлений так чтобы приращение энтальпии пара в каждой из ступеней не превышало .
Где - суммарное приращение энтальпии пара в пароперегревателе [7];
- приращение энтальпий пара в одной ступени пароперегревателя [7].
Рисунок 10 – Схема пароперегревателя.
Для регулирования температуры перегрева пара используется впрыск собственного конденсата в тракт перегревателя.
Расход конденсата для впрыскивающих пароохладителей:
где - расход перегретого пара на выходе из пароперегревателя [7];
Расчет конвективного пароперегревателя
Тепловой расчет конвективных ступеней пароперегревателя выполняется как конструктивный. Конвективный пароперегреватель представляет собой коридорный гладкотрубный пучок труб диаметром 36 мм и толщиной стенки 4 мм поперечно омываемый потоком дымовых газов. Для уменьшения тепловых разверок используется схема с двумя ходами пара в ступени и подвод пара в ступень осуществляется по принципу прямотока. Пароперегреватель размещен в конвективной шахте перпендикулярно фронту котла. Впрыск выполнен в рассечке.
Схема конвективного пароперегревателя представлена на рисунке 11
Рисунок 11 – Схема конвективного пароперегревателя
Наружный диаметр труб [8];
Толщина стенки труб [10];
Внутренний диаметр труб [8];
Поперечный шаг труб [8];
Продольный шаг труб [8];
Относительный поперечный шаг труб ;
Относительный продольный шаг труб ;
Число ходов пара в ступени выбирается в соответствии с рекомендациями [1];
Число петель - (предварительно задаемся) [8].
Число змеевиков располагаемых по ширине газохода к.пе [8];
Окончательно выбрано
Число ниток (заходов) в каждом змеевике [8]:
где:– расход перегретого пара [8];
- внутренний диаметр труб;
– число ходов пара в пределах ступени для уменьшения разверочных явлений без значительного увеличения расхода металла [8];
- оптимальная массовая скорость пара [8];
Расход перегретого пара:
где расход пара без учета впрысков [8];
= 0486кгс - количество конденсата впрыскиваемого в рассчитываемый пароохладитель [8];
Поверхность нагрева к.пе (предварительно задается) ;
уравнение теплового баланса [1]:
где: – коэффициент сохранения тепла [7];
- энтальпия газов на входе в к.пе [8];
– энтальпия газов на выходе из к.пе кДжкг;
– присосы воздуха в газоход к.пе [8];
кДжкг – энтальпия присасываемого воздуха [7];
- тепловосприятие дополнительных поверхностей в пределах пароперегревателя кДжкг.
Приращение энтальпии пара в заднем экране топочной камеры:
где: - лучевоспринимающая поверхность заднего экрана топочной камеры;
– расход перегретого пара через к.пе [8];
энтальпия пара на выходе из к.пе кДжкг;
- энтальпия пара на входе в к.пе кДжкг;
Уравнение теплового баланса с учетом впрыска в рассечке [1]:
Энтальпия газов за ступенью [1]:
Температура газов на выходе из к.пе при:
Поверхность нагрева должна быть такой чтобы обеспечить тепловосприятие т.е.
Коэффициент теплопередачи в конвективных гладкотрубных пучках не получающих прямое излучение из топки находится по формуле 1:
- коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке Вт(м2К);
– коэффициенты теплоотдачи от стенки к обогреваемой среде Вт(м2К).
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке труб к.пе [1]:
где – коэффициент использования [1];
- коэффициент теплопередачи конвекцией Втм2К;
– коэффициента теплоотдачи излучением в межтрубном пространстве Втм2К.
Площадь живого сечения для прохода газов [1]:
где - ширина конвективной шахты [7];
bкш = 2м – глубина конвективной шахты
– наружный диаметр труб;
S1 = 0.096 м– шаг между трубами змеевиков в ряду поперек потока газов;
Средняя температура газов в пределах к.пе:
Расчетная скорость дымовых газов:
где: - объем продуктов сгорания при сгорании 1 кг топлива [7];
Коэффициент теплопередачи конвекцией при поперечном омывании коридорных гладкотрубных пучков Вт(м2К)[1]:
где: – номограмма при[1];
- поправка на число рядов труб по ходу газов при z=1[1];
- поправка на геометрическую компоновку пучка при и[1];
- поправка учитывающая влияние изменения физических характеристик от температуры и состава газов и[1];
Давление пара на входе в к.пе. [9];
Давление пара на выходе из к.пе. [9];
Температура пара на входе в к.пе [8];
Температура пара на выходе из к.пе [8];
Средняя температура и давление пара:
Расчетная скорость пара:
где: – расход пара через к.пе [8];
– средний удельный объем пара принимается по [2]при средних значениях давления и температуры .
Площадь живого сечения для прохода пара [1];
Коэффициент теплоотдачи от стенки пару:
где:– номограмма [1];
– коэффициент зависимости от диаметра трубы [1];
Степень черноты объема к.пе при температуре:
где: – давление в газоходе к.пе;
где: – наружный диаметр труб;
где: – объемная доля водяных паров в продуктах сгорания принимается равной величине для газохода ширм [8];
– суммарная объемная доля трехатомных газов в продуктах сгорания принимается равной величине для газохода ширм [8];
– средняя температура газов в районе конвективного пароперегревателя;
Степень черноты потока топочной среды в районе кпе:
Определяем температуру золовых отложений.
Для котлов малой мощности сжигающих жидкие топлива Δt=60o
Где – средняя температура среды протекающей в рассчитываемой поверхности;
Коэффициент теплоотдачи излучением продуктов сгорания для запыленного потока [1];
Где - номограмма при[1];
– степень черноты потока газов при температуре;
При наличии газовых объемов расположенных перед конвективными пучками их излучение приближенно учитывается путем увеличения расчетного коэффициента теплоотдачи излучением в межтрубном пространстве
где А = 03 – коэффициент при сжигании мазута [1];
– температура газов в объеме перед пакетом;
- глубина по ходу газов рассчитываемого пакета;
– глубина газового объема;
Коэффициент теплопередачи в конвективных гладкотрубных пучках не получающих прямое излучение из топки:
Где - коэффициент тепловой эффективности [1];
- коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке;
– коэффициенты теплоотдачи от стенки к обогреваемой среде;
Температурный напор при прямоточном или противоточном движении теплообменивающихся сред определяется как среднелогарифмическая разность температур по формуле (в данном расчете применен прямоток) [1];
где: - разность температур там где она больше (дымовые газы и перегретый пар на входе в к.пе);
- разность температур там где она меньше (дымовые газы и перегретый пар на выходе из к.пе);
Определяем поверхность нагрева:
Определяем количество петель в пакете:
Где – площадь одной петли;
Площадь поверхности нагрева к.пе определяемая из условий теплообмена отличается от площади предварительно заданной поверхности нагрева не более чем на ±15% следовательно расчет можно считать законченным.
Пароперегреватель изготавливают из углеродистой стали 20.
5 Расчет низкотемпературных поверхностей нагрева
Схема низкотемпературных поверхностей нагрева представлена на рисунке 12
Рисунок 12 – Схема низкотемпературных поверхностей нагрева.
Расчет низкотемпературных поверхностей или хвостовых поверхностей нагрева под которыми понимаются экономайзер и воздухоподогреватель следует начинать с выбора компоновки тепловой схемы основных конструктивных решений обоснованных многократными технико-экономическими расчетами опытом эксплуатации и рекомендуемых нормативным методом.
Размеры поверхностей нагрева экономайзера и воздухоподогревателя а также температура и энтальпия воздуха воды газов омывающих эти поверхности определяются путем решения системы уравнений теплового баланса и теплообмена.
Так как воздух подогревается до 250 С экономайзер и воздухопогреватель можно выполнить по одноступенчатой схеме но вследствие того что данный котел работает на высокосернистом топливе необходимо использование регенеративного воздухопогреваеля.
При одноступенчатой схеме уравнения теплового баланса принимают вид:
- воздухоподогреватель:
Для решения уравнения теплового баланса экономайзера необходимо найти температуру за ним из уравнения теплового баланса воздухоподогревателя.
Значения которые были заданы в прошлом курсовом проекте:
5.1 Расчет экономайзера
Тепловой расчет экономайзера выполняется как конструктивный. Экономайзер представляет собой шахматный гладкотрубный пучок труб c мембранным оребрением диаметром 32 мм и с толщиной стенки 4 мм поперечно омываемый потоком дымовых газов. Змеевики экономайзера располагаются параллельно фронту котла. Подвод воды производится по принципу противотока.
Схема расположения змеевиков первой ступени экономайзера показана на рисунке 13.
Рисунок 13– Схема первой ступени экономайзера.
Наружный диаметр трубd=32 мм=0032 м;
Толщина стенки труб=4 мм=0004 м[10];
Внутренний диаметр труб;
Поперечный шаг труб - выбирается в соответствии с рекомендациями [1];
Продольный шаг труб - выбирается в соответствии с рекомендациями [1];
Относительный поперечный шаг труб;
Относительный продольный шаг труб;
Количество труб расположенных поперек потока газов:
где: – глубина конвективной шахты;
Число ниток (заходов) в каждом змеевике:
где: - расход воды через экономайзер;
nзм = 40– число змеевиков в экономайзере;
– число заходов (потоков) воды в экономайзере;
- массовая скорость воды [8];
Поверхность нагрева одной петли конвективного пучка оребренных змеевиков
где Fор.тр – поверхность нагрева труб;
Fрб.пет – поверхность нагрева ребер.
nрб.пет – число ребер петли.
рб – принимается исходя из рекомендаций [1];
Находим энтальпию воды на входе в экономайзер:
где – энтальпия питательной воды;
– расход воды на впрыск;
– расход воды через экономайзер;
– энтальпия кипящей воды при давлении в экономайзере;
– энтальпия впрыскиваемой воды.
Энтальпия и температура воды на выходе из экономайзера:
– коэффициент сохранения тепла;
– энтальпия газов на входе в экономайзер при температуре [8];
- энтальпия газов на выходе из экономайзера (на входе в ВП) при температуре газов [8];
– присосы воздуха в газоход экономайзера [8];
– энтальпия присасываемого воздуха при его температуре 30 С [8];
- расход воды через экономайзер [8];
данная энтальпия выше энтальпии кипения воды при давлении в экономайзере следовательно экономайзер кипяшего типа.
Количество пара в экономайзере:
где hs = 98682 кДжкг – энтальпия кипящей воды при давлении в экономайзере;
r = 18148 кДжкг – удельная теплота парообразования [2].
Поверхность нагрева экономайзера определяется по формуле
где: - тепло полученное ступенью кДжкг;
– коэффициент теплопередачи кВтм2К;
– температурный напор С;
Тепло полученное воздухоподогревателем:
– энтальпия воды на входе в экономайзер при температуре
- энтальпия воды на выходе из экономайзера при температуре.
Для нагревательных поверхностей тепловым сопротивлением с внутренней стороны труб пренебрегаем и коэффициент теплопередачи определяется по формуле [1]:
где: - коэффициент тепловой эффективности;
– коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке Втм2К.
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке труб экономайзера [1];
где: – коэффициент использования;
- коэффициент теплопередачи конвекцией Вт(м2К);
– коэффициент теплоотдачи излучением (так как температура газов мала коэффициент отдачи излучением получается очень маленьким следовательно им можно пренебречь) Вт(м2К);
Сечение для прохода газов равно [1];:
где: – ширина конвективной шахты;
– глубина конвективной шахты;
– наружный диаметр труб змеевиков;
– колличество труб расположенных поперек потока газов [1];
Расчетная скорость дымовых газов [1]:
где: - объем продуктов сгорания [7];
– средняя температура газов;
- площадь живого сечения для прохода газов;
Коэффициент теплопередачи конвекцией при поперечном омывании шахматных гладкотрубных пучков [1]:
где: - номограмма (при и) [1];
- поправка на число рядов труб по ходу газов;
- поправка на геометрическую компоновку пучка;
- поправка учитывающая влияние изменения физических характеристик от температуры и состава газов ( и) [1] ;
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке экономайзера[1]:
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке труб экономайзера:
Температурный напор при прямоточном или противоточном движении теплообменивающихся сред определяется как средне логарифмическая разность температур по формуле (в данном расчете применен прямоток)
где: - разность температур там где она больше (дымовые газы и перегретый пар на входе в эк);
- разность температур там где она меньше (дымовые газы и перегретый пар на выходе из эк);
Количество петель в пакете змеевиков ступени экономайзераравно:
где:– площадь пакета перегревателя;
– площадь одной петли;
Глубина шахматного пакета по ходу газов:
где: - число ниток (заходов) в экономайзере;
– расстояние между центрами труб в змеевиках;
5.2 Расчет воздухоподогревателя
При использовании в проекте регенеративного вращающегося воздухоподогревателя задача конструктора заключается в обоснованном выборе количества и типоразмера из выпускаемого котлостроительными заводами ряда регенеративных воздухоподогревателей (РВП) и определении на основании данных теплового расчета высоты набивки.
-ротор; 2- кожух; 3- плиты радиального уплотнения.
Рисунок 14 – Регенеративный воздухоподогреватель.
За основу расчета взят регенеративный воздухоподогреватель типа РВП-3600 с интенсифицированной набивкой.
Характепистики РВП-3600[1]:
Наружный диаметр ротора Др = 36м;
Колличество секторов шт:
Расчетное проходное сечение f м2:
- холодная часть по воздуху – 251;
- холодная часть по газам – 376;
- горячая часть по воздуху – 269;
- горячая часть по газам – 403;
- холодной части – 068;
- горячей части 108.
Характеристики интенсифицированной набивки:
Эквивалентный диаметр dэ=96 мм;
Толщина листов = 063 мм;
Коэффициент загромождения листами kл = 089;
Двухсторонняя поверхность 1 м3 ротора С = 365 м2м3.
Рассчитываем скорость газов горячей части при заводских характеристиках[1];:
где – объем продуктов сгорания 1 кг топлива;
- расчетный расход топлива;
– средняя температура газов.
- температура газов перед воздухоподогревателем;
- температура газов за воздухоподогревателем.
Примем для горячей части по газам[1];
Данная скорость ниже рекомендуемой поэтому необходимо рассчитать новые значения для прохода газов и воздуха.
Площадь живого сечения для прохода газов и воздуха РВП определяются по формулам:
где Двн– внутренний диаметр ротора м; Двн~ 096Др;
кр– коэффициент учитывающий загромождение сечения ротора ступицей и перегородками;
кл– коэффициент учитывающий загромождение сечения ротора листами;
nр– число роторов РВП установленных на котел;
хг=Fг F=fг f – отношение поверхности нагрева (Fг) или живого сечения
(fг) омываемых газами к полной поверхности или сечению воздухоподогревателя;
хв=Fв F=fв f – доля поверхности нагрева или сечения омываемых воздухом.
кр = 086 – находится по графику 9.5 [1];
кл = 0.67 – для интенсифицированной набивки;
nр = 1 – принимаем исходя из производительности котла;
хг = хв = 03 – принимаем из необходимости получения оптимальных скоростей воздуха и газов.
Рассчитываем скорости воздуха и газов по полученным сечениям:
Средняя скорость газов:
Для расчета средней скорости газов будем использовать среднюю температуру:
Полученная скорость газов входит в рекомендуемый диапазон.
Средняя скорость воздуха:
Для расчета средней скорости воздуха будем использовать среднюю температуру:
где – теоритически необходимое колличество воздуха при нормальных условиях;
- площадь живого сечения для прохода воздуха;
t- средняя температура воздуха в воздухоподогревателе;
t’ = 30о – температура воздуха через воздухоподогревателем;
t” = 250o - температура воздуха за воздухоподогревателем;
– средний коэффициент избытка воздуха по воздушной части воздухоподогревателя.
Полученная скорость воздуха входит в рекомендуемый диапазон.
Рассчитаем общую площадь воздухоподогревателя:
где - внутренний диаметр ротора;
– коэффициетн учитывающий загромождение сечения ротора ступицей и перегородками;
– высота набивки (предварительно задаемся с последующем уточнением);
C = 365 м2м3 – двусторонняя поверхность нагрева листов набивки 1 м3 объема ротора ;
Проверяем полученное значение площади РВП по формуле теплового баланса[1];:
где – тепловосприятие РВП;
– расчетный расход топлива;
– коэффициент теплопередачи;
– температурный напор.
Ищем коэффициент теплопередачи[1]:
где - отношение поверхности нагрева (Fг) или живого сечения
- доля поверхности нагрева или сечения омываемых воздухом;
– коэффицент тепловой эффективности;
– коэффициент учитывающий влияние нестационарности теплообмена выбирается исходя из скорости вращения ротора;
- коэффициент теплоотдачи газов;
- коэффициент теплоотдачи воздуха.
где – коэффициент теплоотдачи номограмный [1];
– поправочный коэффициент зависящий от вида набивки;
– поправочный коэффициент зависящий от содержания водяных паров в дымовых газах [1];
- поправочный коэффициент зависящий от отношения
– поправочный коэффициент зависящий от температуры стенки и температуры воздуха[1];
Рассчитываем погрешность:
Площадь определяемая из уравнения теплового баланса РВП отличается от площади определяемой по предварительно заданной высоте набивки не более ±5% следовательно поверочный расчет РВП закончен.
Расчет контура с естественной циркуляцией
Схема циркуляционного контура заднего правого экрана топки представлена на рисунке 15.
При помощи опускных труб вода из барабана подается в нижний раздающий коллектор после которого направляется в испарительные экраны и испаряясь поступает в собирающий коллектор . Далее пароводяная смесь по пароотводящим трубам поступает в барабан котла.
Рисунок 15 – Схема циркуляционного контура
Задачи расчета контура с естественной циркуляцией:
Выбор оптимальных конструктивных параметров контура;
Проверка надежности циркуляции контура;
Разработка и применение мероприятий для повышения надежности циркуляции контура.
При проведении расчета подъемные парообразующие экранные трубы контура разбиваются на четыре участка поскольку их удельное тепловосприятие и угол наклона разнятся [Рисунок 15].
В таблице 5 представлены исходные данные к расчету циркуляционного контура фронтового левого экрана топочной камеры.
Таблица 5 – Исходные данные
Наименование величины
Паропроизводительность котла
Давление в барабане котла
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
Паро-отводящие трубы
Наружный диаметр трубы
Толщина стенки трубы
Площадь сечения одной трубы
Суммарное сечение труб
Высота участков труб [Рисунок 1.1]
2 Конструктивные данные
В таблице 6 приведены конструктивные характеристики циркуляционного контура фронтового левого экрана топочной камеры.
Таблица 6 – Конструктивные данные
Продолжение таблицы 6
Длина участков труб [Рисунок 1.1]
Угол поворота пароводяной смеси [Рисунок 1.1]
Поверхность стен участков обогреваемых парообразующих труб(
Эффективная лучевоспринимающая поверхность
Коэффициент сопротивления входа воды[3]
Коэффициент сопротивления входа пароводяной смеси [3]
Коэффициент сопротивления поворотов воды [3]
Сумма коэффициентов сопротивления поворотов пароводяной смеси [3]
Коэффициент сопротивления выхода воды [3]
Коэффициент сопротивления выхода пароводяной смеси [3]
Приведенный коэффициент сопротивления трения
Определяется по рисунку 2.3 [3] при k=008мм где k--абсолютная шероховатость углеродистых труб.
Полный коэффициент гидравлического сопротивления опускных труб
Коэффициент местных сопротивлений пароводяной смеси экранных труб
Коэффициент неравномерности тепловосприятия между стенками топки[3]
Коэффициент неравномерности тепловосприятия по ширине стенки[3]
Коэффициент неравномерности тепловосприятия по высоте топки[3]
Тепловосприятие каждого участка
3 Расчет движущих и полезных напоров экранных труб
В таблице 7 приведен расчет движущих и полезных напоров экранных труб при трех предварительно заданных скоростях циркуляции
Поскольку высота экономайзерного участка при всех скоростях циркуляции оказывается в пределах первого участка то его высота (экономайзерного участка) рассчитывается по следующей формуле [3]:
Таблица 7 – 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
при давлении pб = 276 МПа
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
Продолжение таблицы 7
Сопротивление опускных труб
Высота экономайзерного участка
Тепловосприятие экономайзерного участка
Длина экономайзерного участка
Высота паросодержащей части каждого участка
Длина паросодержащей части парообразующих 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
Поправочный коэффициент на угол наклона каждого участка к горизонтали
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
при значениях wρ p x[3]
Поправочный коэффициент на скольжение фаз в конце участка
Средний поправочный коэффициент на скольжение фаз
(кxк – нxн)(xк – xн)
Гидравлическое сопротивление экономайзерного участка
(вх+пов+ λ0·эк)·W20·ρ2
Сопротивление трения паросодержащей части труб
Местное сопротивление паросодержащей части труб
Гидравлическое сопротивление экранных труб
Δpэк + Δpтрэкр + Δpмэкр
Полезный напор развиваемый в экранных трубах
4 Расчет движущих и полезных напоров пароотводящих труб
В таблице 8 приведен расчет движущих и полезных напоров пароотводящих труб при трёх скоростях циркуляции
Таблица 8 – Расчет движущих и полезных напоров пароотводящих 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
Продолжение таблицы 8
Местное сопротивление пароотводящих труб
Сопротивление трения пароотводящих труб
Суммарное сопротивление пароотводящих труб
Полезный напор в пароотводящих трубах
Полезный напор развиваемый в контуре
Гидравлическая характеристика циркуляционного контура представлена на рисунке 16.
Рисунок 16 – Гидравлическая характеристика циркуляционного контура
5 Проверка ранее принятых решений
Из гидравлической характеристики контура (рисунок 16) получена истинная скорость циркуляции W0 = 12 мс и гидравлическое сопротивление опускных труб Δpоп = 9500 Па.
Расход воды через контур [3]
Дц = fэкр·ρ·W0 = 000212·8283·12 = 46.36 кгс.
Высота экономайзерной части заканчивающейся на первом участке при расходе воды через контур Дц = 46.36 кгс и сопротивлении опускных труб Δpоп = 9500 Па [9]
Тепловосприятие экономайзерного участка при его высоте Hэк = 079м
Qэк = (Hэк – Hдо)·Q1H1 = (079 – 0147)·604020969= 401.14кВт.
Паропроизводительность участков соответственно
Д1 = (Q1 – Qэк)r = (60402 – 401.14)1814 = 011кгс;
Д2 = Q2r = 725741814= 0.4кгс;
Д3=Q3r=451721814=025 кгс;
Д4=Q4r=821.61814=045 кгс
Паропроизводительность испарительных экранных труб
Дк.экр = Д1 + Д2 +Д3+Д4= 011+04+025+045= 121кгс.
Паропроизводительность контура
Дк = Дк.экр = 121 кгс.
kн = ДцДк = 4443121= 38.19
Проверка основных критериев надежности циркуляции
1 Проверка контура на режим предельного массового паросодержания
Предельное массовое паросодержание контура при кратности циркуляцииk =38.19
x = 1k = 13819 =0027(xxкр где xкр=025).
Данное массовое паросодержание пароводяной смеси по условиям невозможности отложения солей в испарительных трубах является допустимым.
2 Проверка контура на застой циркуляции
Условие отсутствия застоя циркуляции [3] SзSпол ≥ 11
где Sполэкр = 15600 Па – полезный напор развиваемый в испарительных экранных трубах контура при скорости циркуляции W0 = 12мс (рисунок 16).
Полезный напор при застое циркуляции Sз для экранных труб [3]
где Hоб – суммарная высота участков обогреваемой части экранных труб м;
Hпо = 1.35м – участок экранных труб после обогрева.
Hоб = H1 + H2 + H3+H4= 097+342+335+3.00=1075м.
– среднее напорное паросодержание при застое циркуляции в наименее обогреваемой трубе определяемое по средней приведенной скорости пара в наименее обогреваемой трубе.[3]
Средняя приведенная скорость пара в наименее обогреваемой трубе экрана при застое циркуляции [3]
где т = 08 – коэффициент неравномерности тепловосприятия по ширине блока при числе труб в данном элементе больше шести[3];
к = 1 – коэффициент конструктивной нетождественности[3].
Средняя приведенная скорость пара в блоке экранных труб
где – средняя приведенная скорость пара на каждом участке мс.
Паропроизводительность участков экранных труб
Д1 = Q1r = 604.021814= 0.11кгс;
Д2 = Q2r = 725.741814= 0.40кгс;
Д3=Q3r=451.721814= 0.25 кгс;
Д4=Q4r=821.601814= 0.45 кгс.
Средний расход пара на участках экранных труб
Средняя приведенная скорость пара на участках экранных труб
При средней приведенной скорости пара в наименее обогреваемой трубе экрана среднее напорное паросодержание застоя циркуляции [3].
Полезный напор при застое циркуляции [3]
SзSпол = 8205515600= 526> 11 следовательно явление застоя циркуляции отсутствует.
3 Проверка контура на опрокидывание циркуляции
Условие невозможности возникновения опрокидывания потока естественной циркуляции SопрSпол ≥ 11 [3]
где Sполэкр = 15600 Па – полезный напор развиваемый в испарительных экранных трубах контура при скорости циркуляции W0 = 12 мс (рисунок 16);
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 [3]
где – удельный напор опрокидывания определяемый по средней приведенной скорости пара в наименее обогреваемой трубе Па.
Высота испарительных экранных труб топочной камеры :
H = Hдо + Hоб + Hпо= 015+1075+135= 1235м.
Средняя приведенная скорость пара в наименее обогреваемой трубе при опрокидывании циркуляции [3]
– 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:
Средний расход пара на участках при опускном движении:
Средняя приведенная скорость пара на участках при опускном движении:
Средняя приведенная скорость пара в наименее обогреваемой трубе при опрокидывании циркуляции без учета гидростатической поправки [3]
При данной средней приведенной скорости пара в наименее обогреваемой трубе уменьшение приведенной скорости пара[3]
Средняя приведенная cкорость пара в наименее обогреваемой трубе при опрокидывании циркуляции [3]
Полный коэффициент гидравлического сопротивления труб [3]zопр = λ0·экр + вх + +Σпов. + вых
где экр – полная длина экранных труб м;
вх=1- коэффициент сопротивления входа пароводяной смеси;[3]
вх=08 - коэффициент сопротивления поворотов пароводяной смеси; [3]
вых=12 - коэффициент сопротивления выхода пароводяной смеси. [3]
экр = до + 1 + 2 + 3+4 = 0098+2613+3425+335+3073 = 1256м.
zопр = λ0·экр +вх+Σпов+вых = 035·1256+1+08+12=739
По отношению zопрH = 7391235 = 069 1м и скорости определён удельный напор опрокидывания .
Напор опрокидывания потока при естественной циркуляции для экранных труб
SопрSпол = 8169815600 = 524> 11 следовательно явление опрокидывания циркуляции в данном контуре отсутствует.
4 Проверка на появление паровой фазы в опускных трубах
Условие невозможности возникновения кавитации [3]
где Wоп = W0·fэкрfоп = 12·004664002745= 204 мс – скорость воды в опускных трубах.
Предельно допустимая скорость входа воды в опускные трубы [3]
где hур= 05 м – высота уровня воды в барабане;
Δhб = 0кДжкг – недогрев воды в барабане [8];
вх = 025 – коэффициент сопротивления входа воды в опускные трубы (таблица 1.2);
ΔhΔp = 8298(кДжкг)МПа – изменение энтальпии кипящей воды Δh при изменении давления Δp = 1 МПа.
Поскольку действительная скорость воды в опускных трубах Wоп = 204 мс меньше чем допустимая скоростьто явление кавитации на входе в опускные трубы отсутствует.
Гидравлический расчет пароперегревателя
Задача гидравлического расчета пароперегревателя - оптимизация схемы пароперегревателя. Цель гидравлического расчета пароперегревателя – определение гидравлического сопротивления тракта пароперегревателя и определение истинного давления в барабане.
Гидравлическая схема пароперегревателя представлена на рисунке 17 и
– барабан; 2– потолочный перегреватель; 3 – конвективный пароперегреватель;4 – впрыскивающий пароохладитель 5 – паросборная камера 6 – главная паровая задвижка.
Рисунок 17 – Гидравлическая схема пароперегревателя
Рисунок 18 – гидравлическая схема пароперегревателя.
1 Расчет падения давления по паровому тракту котла
Сопротивление парового трактаΔpпе = 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
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 (см. пункт 4.2) Па;
Δpнив – перепад давления обусловленный изменением высотной отметки Па.
Суммарное местное сопротивление и сопротивление трения
где – скорость пара в элементе пароперегревателя мс;
– средний удельный объем пара в элементе пароперегревателя м3кг определяемый по среднему давлению pср Па и средней температуре параtср °C[2].
Живое сечение для прохода пара в элементе пароперегревателя:
где dвн = d – 2·–внутренний диаметр труб элемента пароперегревателя м.
Полный коэффициент гидравлического сопротивления [3]
= λ0· + вх + Σпов + вых
где λ0 = λdвн – приведенный коэффициент сопротивления трения 1м [3];
вх и вых – соответственно коэффициенты сопротивления входа и выхода из элемента [3].
Сумма коэффициентов сопротивления поворотов параллельно включенных труб:
где zi.пов – сумма коэффициентов сопротивления поворотов каждой трубы.
Гидравлический расчет пароперегревателя представлен в таблице 3.1.
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 [3].
Расчет коллекторного эффекта в паросборной камере
Схема паросборной камеры к которой осуществляется равномерный рассредоточенный радиальный подвод и односторонний отвод пара представлена на рисунке 19.
– пароперепускные трубы из КПЕ в паросборную камеру; 2 – паросборная камера; 3 – главная паровая задвижка
Рисунок 19 – Паросборная камера
Потеря статического давления в паросборной камере [3]
где максимальное изменение давления по длине паросборной камеры Па.
Максимальное изменение давления по длине паросборной камеры [3]
где А = 2 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе [3];
= 0081 м3кг – удельный объем пара в паросборной камере определяемый при Рср = 268 МПа и температуре пара t = 250o [2];
W – максимальная скорость пара в паросборной камере.
Максимальная скорость пара в паросборной камере [3]
где D = 972 кгс - расход пара через паросборную камеру [8];
f – живое сечение для прохода пара в паросборной камере м2;
где - внутренний диаметр паросборной камеры [3];
Расчет перепада давления во впрыскивающем пароохладителе
Впрыскивающий пароохладитель (струйная форсунка) устанавливается между ходами конвективного пароперегревателя для впрыска собственного конденсата с целью регулирования температуры перегретого пара. Схема впрыскивающего пароохладителя представлена на рисунке 20. Исходные данные сведены в таблицу 8.
– подвод пара; 2 – входной (собирающий) коллектор; 3 – подвод конденсата на впрыск;4 – впрыскивающая форсунка; 5 – защитная цилиндрическая рубашка; 6 – корпус пароохладителя; 7 – выходной (раздающий) коллектор; 8 – отвод пара.
Рисунок 20 – Впрыскивающий пароохладитель.
Перепад давлений в пароохладителе
где - падение давления в собирающем (входном) коллекторе Па;
- гидравлическое сопротивление форсунки Па;
- падение давления в цилиндрической рубашке Па;
- падение давления в раздающем (выходном) коллекторе Па.
Таблица 9 – Исходные данные для расчета пароохладителя
Расход пара на входе во второй пароохладитель.
Расход пара на выходе из второго пароохладителя.
Температура пара на входе во второй пароохладитель.
Температура пара на выходе из второго пароохладителя.
Количество пароохладителей.
Внутренний диаметр коллекторов пароохладителя.
Количество форсунок в пароохладителе.
Длина цилиндрической рубашки.
Внутренний диаметр цилиндрической рубашки.
Удельный объём пара на входе.
Удельный объём пара на выходе.
Падение давления в выходном коллекторе пароохладителя[3];
где = 0078 м3кг – удельный объем пара при давлении P = 274 МПа и температуре t = 238оС [2];
А = 1 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе [3];
скорость пара в выходном сечении пароохладителя.
Живое сечение для прохода пара в раздающем коллекторе пароохладителя
Скорость пара в выходном сечении пароохладителя [3];
Потери давления в цилиндрической рубашке второго пароохладителя[3];
где 0 = 0061м – приведённый коэффициент трения цилиндрической рубашки [3];
W – скорость пара в цилиндрической рубашке пароохладителя;
м3кг – удельный объем пара при давлении P = 2.68 МПа и температуре
Скорость пара в цилиндрической рубашке пароохладителя
где fруб – живое сечение для прохода пара в цилиндрической рубашки;
Потери давления в цилиндрической рубашке второго пароохладителя
Гидравлическое сопротивление форсунки установленной в цилиндрической рубашке пароохладителя
где – коэффициент сопротивления форсунки при = 018 [3];=0084- удельный объем пара при давлении P = 268 МПа и температуре t = 263оС [2];
W – скорость пара перед форсункой мс;
Гидравлическое сопротивление форсунки установленной в цилиндрической рубашке пароохладителя:
Падение давления в собирающем коллекторе пароохладителя
где А = 18 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе [3];
скорость пара на входе в пароохладитель мс;
Перепад давлений во втором пароохладителе
Расчет коллекторного эффекта в собирающем коллекторе второго хода конвективной поверхности нагрева
К собирающему коллектору второй по ходу газов конвективной поверхности нагрева осуществляется радиальный подвод и рассредоточенный радиальный отвод пара в середине активной части схема собирающего коллектора представлена на рисунке 21.
Рисунок 21 - Собирающий коллектор второй по ходу газов конвективной поверхности нагрева.
Потеря статического давления в раздающем коллекторе [3];
где максимальное изменение давления по длине собирающего коллектора Па.
Максимальное изменение давления по длине собирающего коллектора КПЕ[3];
где А = 1.8 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе [1];
W – максимальная скорость пара в коллекторе;
= 0081м3кг – удельный объем пара в собирающемколлекторе КПЕ определяется при P = 269 МПа и температуре параt = 250 oC [3].
Максимальная скорость пара в коллекторе[3]:
где - расход пара через собирающий коллектор т.к. количество собирающих коллекторов – 2.
f – живое сечение для прохода пара в коллекторе м2[3];
где - внутренний диаметр собирающего коллектора;
Максимальная скорость пара в коллекторе[3];
Потеря статического давления в собирающем коллекторе [3];
Расчет коллекторного эффекта в раздающем коллекторе второго хода конвективной поверхности нагрева
К раздающему коллектору второй по ходу газов конвективной поверхности нагрева осуществляется радиальный подвод и рассредоточенный радиальный отвод пара в середине активной части схема собирающего коллектора представлена на рисунке 22.
Рисунок 22 - Раздающий коллектор второй по ходу газов конвективной поверхности нагрева.
где максимальное изменение давления по длине раздающего коллектора Па.
Максимальное изменение давления по длине раздающего коллектора КПЕ[3];
= 0078м3кг – удельный объем пара в раздающем коллекторе КПЕ определяется при P = 279 МПа и температуре пара t = 238oC [3].
Максимальная скорость пара в коллекторе:
где - расход пара через раздающий коллектор т.к. количество собирающих коллекторов – 2.
где - внутренний диаметр раздающего коллектора [3];
Расчет коллекторного эффекта в собирающем коллекторе первого хода конвективной поверхности нагрева
К собирающему коллектору второй по ходу газов конвективной поверхности нагрева осуществляется радиальный подвод и рассредоточенный радиальный отвод пара в середине активной части схема собирающего коллектора представлена на рисунке 23.
Рисунок 23 - Собирающий коллектор второй по ходу газов конвективной поверхности нагрева.
Потеря статического давления в собирающем коллекторе [3]:
= 0084м3кг – удельный объем пара в собирающем коллекторе КПЕ определяется при P = 28 МПа и температуре пара t = 263oC [3].
где - внутренний диаметр собирающего коллектора [3];
Расчет коллекторного эффекта в раздающем коллекторе первого хода конвективной поверхности нагрева
К раздающему коллектору второй по ходу газов конвективной поверхности нагрева осуществляется радиальный подвод и рассредоточенный радиальный отвод пара в середине активной части схема собирающего коллектора представлена на рисунке 24.
Рисунок 24 - Раздающий коллектор второй по ходу газов конвективной поверхности нагрева.
= 0082м3кг – удельный объем пара в раздающем коллекторе КПЕ определяется при P = 281 МПа и температуре пара t = 253.5oC [3].
где - внутренний диаметр раздающего коллектора;
Расчет коллекторного эффекта в собирающем коллекторе потолочного пароперегревателя
К собирающему коллектору потолочного перегревателя осуществляется рассредоточенный радиальный подвод и рассредоточенный отвод схема собирающего коллектора представлена на рисунке 25.
Рисунок 25 - Собирающий коллектор потолочного перегревателя
где А = 1.8 – коэффициент учитывающий потери в коллекторе [3];
= 0081м3кг – удельный объем пара в собирающем коллекторе КПЕ определяется при P = 282 МПа и температуре пара t = 253.5oC [3].
Расчет коллекторного эффекта в раздающем коллекторе потолочного перегревателя
К раздающему коллектору потолочного перегревателя осуществляется радиальный подвод и рассредоточенный радиальный отвод схема собирающего коллектора представлена на рисунке 26.
Рисунок 26 - Раздающий коллектор потолочного перегревателя
Потеря статического давления в раздающем коллекторе [3]:
= 0075м3кг – удельный объем пара в раздающем коллекторе КПЕ определяется при P = 282 МПа и температуре пара t = 229.26oC [3].
f – живое сечение для прохода пара в коллекторе м2;
3 Определение суммарнойпотери давления
Определение суммарной потери давления змеевиков второго хода конвективной ступени пароперегревателя
Конструкция конвективной ступени пароперегревателя представлены на рисунке 27. Суммарные коэффициенты сопротивления сведены в таблицу 10.
Рисунок 27 – Змеевик конвективной ступени пароперегревателя
Полный коэффициент сопротивления элемента состоящего из двух параллельных ниток[3]:
где - суммарное живое сечение всех труб элемента параллельно по пару м2;
- живое сечение труб;
- полные коэффициенты сопротивления отдельных труб змеевика.
Таблица 10 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для ниток змеевика пароперегревателя:
Сумма коэффициентов сопротивления поворотов в нитках:
Полный коэффициент сопротивления для ниток:
Полный коэффициент сопротивления змеевиков первого и второго хода первой по газу конвективной ступени пароперегревателя:
Максимальная скорость пара в пароперегревателе[3]:
Потеря давления в змеевиках пароперегревателя [3]:
Определение суммарной потери давления змеевиков первого хода конвективной ступени пароперегревателя
Конструкция конвективной ступени пароперегревателя представлены на рисунке 28. Суммарные коэффициенты сопротивления сведены в таблицу 11.
Рисунок 28 – Змеевик конвективной ступени пароперегревателя
Полный коэффициент сопротивления элемента[3]:
Таблица 11 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для ниток змеевика пароперегревателя:
Полный коэффициент сопротивления змеевиков первого и второго хода первой по газу конвективной ступени пароперегревателя[3]:
Определение потери давления в трубах потолочного пароперегревателя
Конструкция потолочного пароперегревателя представлена на рисунке 29.
Рисунок 29 – потолочный пароперегреватель.
- полные коэффициенты сопротивления отдельных труб элемента.
Таблица 12 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для труб пароперегревателя:
Сумма коэффициентов сопротивления поворотов в трубах:
Полный коэффициент сопротивления для труб:
Полный коэффициент сопротивления пароперегревателя[3]:
Максимальная скорость пара в пароперегревателе:
Потеря давления в пароперегревателе:
Определение потери давления в пароперепускных трубах из выходного коллектора второго хода конвективной ступени пароперегревателя в паросборный коллектор
Коэффициент сопротивления элемента[3]:
Живое сечение труб[3]:
Таблица 13 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для труб:
Коэффициент сопротивления для труб[3]:
Максимальная скорость пара в трубах[3]:
Потеря давления в трубах [3]:
Определение потери давления в пароперепускных трубах из пароохладителя во входной коллектор второго хода конвективной ступени пароперегревателя
;- полные коэффициенты сопротивления отдельных труб.
Таблица 14 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для труб:
Полный коэффициент сопротивления труб:
Полный коэффициент сопротивлениятруб[3]:
Потеря давления в трубах[3]:
Определение потери давления в пароперепускных трубах из выходного коллектора первого хода ступени конвективного пароперегревателя в пароохладитель
Таблица 15 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для труб:
Полный коэффициент сопротивления для труб[3]:
Полный коэффициент сопротивления труб[3]:
Определение потери давления в пароперепускных трубах из выходного коллектора потолочного пароперегревателя во входной коллектор первого хода конвективного пароперегревателя
;- полные коэффициенты сопротивления отдельных труб змеевика.
Таблица 16 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для труб:
Сумма коэффициентов сопротивления поворотов в труб[3]:
Определение потери давления в пароперепускных трубах из барабана во входной коллектор потолочного пароперегревателя
;- полные коэффициенты сопротивления отдельных труб .
Таблица 17 - Определение суммарных коэффициентов сопротивления для труб:
4 Определение суммарного перепада давления в пароперегревателе
Суммарный перепад давления в пароперегревателе определяется как сумма перепадов давлений во всех элементах пароперегревателя
210517+738141+1714805+415.2+23243-444.25+21157+17021+2220018+388.6+28279-421.5+2670218+374.72+189407-385.52+675332 = 431812.2
Давление в барабане:
Гидравлический расчет пароперегревателя сведен в таблицу 18
Таблица сопротивлений!!!!
Аэродинамическая схема газового тракта котла
Аэродинамическая схема котла принята с уравновешенной тягой т.е. преодоление сопротивления воздушного тракта осуществляет вентилятор а сопротивление газового – дымосос.
Схема аэродинамического тракта котла представлена на рисунке 30.
-поворот на 90о; 2- фестон; 3- поворот на 90о в конвективную шахту; 4- пароперегреватель; 5-экономайзер; 6-поворот на 90о; 7-воздухоподогреватель; 8-дымосос; 9-дымовая труба.
Рисунок 30 – Аэродинамическая схема газового тракта котла.
1 Исходные данные к аэродинамическому расчету
Исходные данные представлены в таблице где коэффициенты формы коридорного и шахматного пучка труб рассчитываются соответственно по формулам [5]:
где – диагональный шаг.
Секундный расход продуктов сгорания определяется по следующей формуле:
где - объём дымовых газов м3м3.
Плотность дымовых газов при нормальных условиях находится из соотношения:
где Gг - масса дымовых газов кгм3.
Принимаем скорость уходящих газов Wг.ух=15мс.
- сечение для прохода газов за воздухоподогревателем.
2 Определение сопротивления участков тракта котла
Расчет сопротивления каждого участка газового тракта котла сведен в таблицу 2.
Так как газоповоротная камера – это поворот газового тракта находящийся между поверхностями нагрева то сопротивление рассчитывается по упрощенной формуле[5]:
где – коэффициент местного сопротивления равный единице при повороте на 90°;
hд1 – динамический напор в предвключенной поверхности;
hд2 – динамический напор в последующей поверхности нагрева.
Сопротивление шахматных гладкотрубных пучков при поперечном омывании рассчитывается по следующей формуле [5]:
Коэффициент сопротивления при повороте потока рассчитывается по формуле [5]:
где – 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.
Таблица 20 – Определение сопротивления участков тракта котла
Файл таблица в аэродинамике!!!!
3 Суммарное сопротивление тракта котельного агрегата
Суммарное аэродинамическое сопротивление газового тракта определяется по формуле[5]:
где – сопротивление газового тракта котла без учета поправок;
– поправка учитывающая запыленность газового потока;
Mρ = ρо1293 – поправка на плотность;
hнhбар = 760760=1 – поправка учитывающая уровень положения станции [5].
ΣΔhуч = Δhпов.т + Δhф +ΔhКПЕ + Δhп.к +ΔhЭК + Δhпов.ух + Δhвп = 0 + 277+26+1263+8767+6248+24939=2662 Па.
Концентрация золы в продуктах сгорания равна
Плотность дымовых газов при нормальных условиях равна:
Mρ = ρо1293 = 131293 = 1.005.
Суммарный перепад напоров который должен обеспечить дымосос равен:
где hт”=(30-40) Па – разрежение в выходном окне топки. Принимается h"т =30 Па.
Самотяга конвективной шахты рассчитывается по следующей формуле:
где H =686м высота конвективной шахты [8];
ρа = 12 кгм3 – плотность атмосферного воздуха при температуре 20 °C.
Средняя температура продуктов сгорания в конвективной шахте равна:
= 05(п.к + ух) = 05(848+280) = 564 °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 [5]:
где 1=(105-11) – коэффициент запаса по производительности дымососа. Принимается 1=11;
V – объем дымовых газов у дымососа;
z = 2 – количество дымососов устанавливаемых на котел (принимается);
hнhбар – поправка на давление.
Объем дымовых газов у дымососа определяется по формуле [5]:
где =13.97 м3кг - объем уходящих из котла дымовых газов при нормальных условиях;
Принимается длина участка между котлом и дымососом L=10 м и присос на каждые 10 м 1=001 тогда =11=0011=001;
= 107 м3кг – теоретический объем воздуха необходимый для полного сгорания 1м3 топлива при коэффициенте избытка α = 1 и нормальных условиях;
Bр = 065 м3с – расчетный расход топлива [2].
Температура газов у дымососа в основном зависит от присосов и определяется по формуле [5]:
где αух = 123 – коэффициент избытка воздуха уходящих газов;
ух = 140 °C – температура уходящих продуктов сгорания;
tпрс = 30 °C – температура холодного присасываемого воздуха [7].
Расчетный напор рассчитывается по следующей формуле [5]:
где 2=(10512)– коэффициент запаса по напору. Принимается 2=105;
ΔHп = 2479 Па – суммарный перепад напоров который должен обеспечить дымосос;
Hг=(400800) Па – перепад полных напоров тракта от котла до дымовой трубы. Принимается Hг =400 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 [5]:
зав = 200 °C – температура при которой получена характеристика машины.
Для котла выбирается два центробежных дымососа одностороннего всасывания серии 07-37 типоразмера Д-135 при 980 обмин так как его к.п.д. самый высокий из представленных дымососов и равен =68%
Его основные характеристики следующие[5]:
Диаметр рабочего колеса D2 = 1500 мм;
Частота вращения n = 980 обмин;
Угол между направлением потока и положением лопаток направляющего аппарата φ = 58°;
Расчет выбросов окислов азота
Суммарный массовый выброс оксидов азота NOxв пересчете на NO2 гс выбрасываемых в атмосферу с дымовыми газами котла при сжигании твердого жидкого и газообразного топлива рассчитывается по соотношению [14]:
Где В – расход условного топлива;
KNO2 – коэффициент характеризующий удельный выход оксидов азота на 1т сжигаемого условного топлива [12]:
q4 = 0.5% - потери тепла от механической неполноты сгорания топлива;
= 075 – коэффициент учитывающий влияние на выход оксидов азота качества сжигаемого топлива;
= 1 – коэффициент учитывающий конструкцию горелок;
= 1 – коэффициент учитывающий вид шлакоудаления;
= 0 – коэффициент характеризующий эффективность воздействия рециркулирующих газов на выход оксидов азота в зависимости от подачи их в топку;
= 1 – коэффициент характеризующий уменьшение выбросов оксидов азота при подачи части воздуха помимо основных горелок;
r = 0 – степень рециркуляции дымовых газов;
аз = 0 – доля оксидов азота улавливаемых в азотоочистной установке;
oк = 0 – длительность работы соответственно азоточистной установки и котла;
kп = 10-3 – коэффициент пересчета;
Концентрация окислов азота перед дымовой трубой без применения специальных
методов азотоулавливания CNO2 гм3 определяется по формуле[12]:
Данное значение меньше допустимого значения (025 гм3) не требуется установки дополнительных средств азотоулавливания.
Расчет на прочность элементов котла
Расчет на прочность представляет собой расчет:
Крайней трубы фестона;
выходного коллектора потолочного перегревателя;
змеевика конвективного пароперегревателя.
Необходимые данные для расчета приняты из курсового проекта по дисциплине “Паровые котлы”. [8]
Цель расчетного задания - оптимальный выбор марки стали для заданной поверхности нагрева и элементов котла а также определение оптимальной толщины стенки с учетом технологических и эксплуатационных факторов действующих на данные детали и поверхность нагрева.
1 Расчет на прочность змеевика конвективной ступени пароперегревателя
Змеевик конвективной поверхности нагрева представлен на рисунке 31.
Рисунок 31 – Крайняя труба фестона.
Расчетное давление в трубах принимается равным давлению в барабане с прибавкой давления столба жидкости.
Таблица 21 – Исходные данные
Предварительно заданная толщина стенки
Расчетная температура стенки разверенной трубы фестона[13]:
Номинальное допускаемое напряжение - величина напряжения используемая для определения расчетной толщины стенки детали при расчетной температуре стенки и принятой для детали марки стали. Величина номинального допускаемого напряжения зависит от механических свойств стали при расчетной температуре t и при заданном расчетном ресурсе работы рассчитываемого элемента. [13]
Для труб поверхностей нагрева котлов низкого давления величина расчетного ресурса принимается равной 100 тыс. часов.
При заданной температуре стенки расчетном ресурсе работы и марки стали величина номинального допускаемого напряжения принята равной
Расчет толщины стенки труб
Расчетная толщина стенки бесшовной трубы не имеющей отверстий
С11- прибавка учитывающая минусовое отклонение толщины стенки исходной трубы. С12- прибавка учитывающая утонение стенки при гибке труб.
С2 – эксплуатационная прибавка состоящая из суммы С21 и С22. Где С21- прибавка
учитывающая возможное понижение прочности трубы по внутренней (пароводяной) стороне за счет коррозии. С22- учитывает возможное понижение прочности трубы по наружной (со стороны газов) стороне за счет коррозии механического износа (эрозии).
Прибавка С11 определяется по формуле [13]:
где =10% - предельное минусовое отклонение по толщине стенки трубы. [13]
Прибавка С1=С11+С12=008+013 =021 мм.
Значение прибавки С21=0принимается по таблице 4 [13]
Значение прибавки С22 принимается из условий С1+С2≥05 мм.
Значение прибавки С2=С21+С22=0+05=05 мм.
Следовательно прибавка С=С1+С2=021+05=071 мм.
Гнутая часть трубы представляет собой часть торового элемента следовательно расчетная часть толщины стенки на внешней внутренней и нейтральной сторонах будет разниться и определяться по следующей формуле SRi=SR*Ki*Yi(рис. 32).
Рисунок 32 – Гнутая часть трубы (колено)
На рисунке 32 отображены К1 К2 К3 – торовые коэффициенты; Y1 Y2 Y3 –коэффициенты формы.
Торовый коэффициент учитывает изменения прочности сечения в торовом элементе по сравнению с цилиндрическим. Для нахождения данных коэффициентов используются формулы (при радиусе гиба по осевой линии R=64мм):
Коэффициент формы учитывает изменение прочности сечения за счет отклонения поперечного сечения торового элемента от идеального цилиндрического. Для легированной стали данные коэффициенты находятся по следующим формулам[13]:
Где а =10% – овальность поперечного сечения колена.
Номинальная толщина стенки колена принимается наибольшей из значений рассчитанных для трех участков колена:
S=SR*K1*Y1+C=0.74*092*115+071=151мм – толщина стенки по внешней стороне.
S=SR*K2*Y2+C=0.74*11*115+071=1.66мм – толщина стенки по внутренней стороне.
S=SR*K3*Y3+C=0.74*1*138+071=1.75мм – толщина стенки по нейтральной стороне.
В расчет принята наибольшая толщина стенки округленная в большую сторону и согласованная с сортаментом S=4мм.
Выбрана труба 60х4 мм по ТУ 14-3Р-55
2 Расчет на прочность выходного коллектора потолочного пароперегревателя
Выходной коллектор первой по ходу газов конвективной поверхности нагрева представлен на рисунке 33.
Рисунок 33 – Выходной коллектор потолочного пароперегревателя.
Расчетное давление должно быть равно максимальному давлению рабочей среды возможному для данной детали в нормальных условиях эксплуатации или более его.[13]
Таблица 22 – Исходные данные
Расчетная температура стенки разверенной трубы ширмовой поверхности нагрева
Для коллекторов котлов низкого давления величина расчетного ресурса принимается равной 100 тыс. часов.
Расчет толщины стенки прямых труб
где φ - коэффициент прочности коллектора ослабленного отверстиями.
Расчетный коэффициент прочности коллектора представляет собой относительную величину учитывающую ослабление цилиндрической части отверстиями. При коридорном равномерном поле одинаковых отверстий вычисляется коэффициент прочности для продольного ряда (с шагом t) и для поперечного ряда (с шагом t1) в расчет принимается меньшее из двух значений.
где t=80мм – продольный шаг между отверстиями;
С2 – эксплуатационная прибавка состоящая из суммы С21 и С22. Где С21- прибавка учитывающая возможное понижение прочности трубы по внутренней (пароводяной) стороне за счет коррозии. С22- учитывает возможное понижение прочности трубы по наружной (со стороны газов) стороне за счет коррозии механического износа (эрозии).
где =20% - предельное минусовое отклонение по толщине стенки трубы. [1]
Для прямых труб прибавка С12=0.
Прибавка С1=С11+С12=166+0=166 мм.
Значение прибавки С21=05принимается по таблице 4 [13].
Значение прибавки С22 для необогреваемых поверхностей принимается равным нулю.
Значение прибавки С2=С21+С22=05+0=05 мм.
Следовательно прибавка С=С1+С2=166+05=216 мм.
Номинальная толщина стенки прямой трубы S=SR+C=694+216=91мм. Округляем данное значение до большего в соответствии с сортаментом S=18 мм.
Выбрана труба 219х18 мм по ТУ 14-3Р-55
Расчет толщины стенки донышка коллектора
Плоские днища для коллекторов изготавливаются из поковок путем механического воздействия. Конструкция плоского днища коллектора приведена на рисунке 34.
Рисунок 34 – Конструкция плоского днища коллектора
Расчетная толщина стенки плоского днища [13]:
где коэффициент учитывающий конструкцию днища;
коэффициент учитывающий наличие отверстий в днище;
Величина номинального допускаемого напряжения для материала одинакового с цилиндрической частью принимается такой же как для цилиндрической части коллектора т. е.
Минимальная толщина стенки[13]:
Прибавка С11=0 С12=0 С21=05 С22=0. Следовательно С1=0; С2=05 а С=05.
поскольку значение подкоренного выражения отрицательно
Номинальная толщина стенки плоского днища:
Толщина стенки плоского днища должна быть не менее толщины стенки цилиндрической части коллектора при
Следовательно толщина стенки днища удовлетворяет заданному условию.
3 Расчет на прочность змеевика пароперегревателя
Змеевик пароперегревателя представлен на рисунке 35
Рисунок 35 – Змеевик конвективного пароперегревателя.
Расчетное давление должно быть равно максимальному давлению рабочей среды возможному для данной детали в нормальных условиях эксплуатации или более его.[1]
Таблица 23 – Исходные данные
Расчетная температура стенки змеевика конвективного пароперегревателя[13]:
Расчетная толщина стенки бесшовной трубы не имеющей отверстий[13]:
Прибавка С11 определяется по формуле[15]:
Прибавка С1=С11+С12=00014+012 =012 мм.
Значение прибавки С21=0принимается по таблице 4 [13].
Значение прибавки С22 принимается из условий С1+С2≥05.
Следовательно прибавка С=С1+С2=012+05=062 мм.
Гнутая часть трубы представляет собой часть торового элемента следовательно расчетная часть толщины стенки на внешней внутренней и нейтральной сторонах будет разниться и определяться по следующей формуле SRi=SR*Ki*Yi(рис. 36).
Рисунок 36 – Гнутая часть трубы (колено)
На рисунке 3.2 отображены К1 К2 К3 – торовые коэффициенты; Y1 Y2 Y3 –коэффициенты формы.
S=SR*K1*Y1+C=0.35*09*115+071=093мм – толщина стенки по внешней стороне.
S=SR*K2*Y2+C=0.35*117*115+071=109мм – толщина стенки по внутренней стороне.
S=SR*K3*Y3+C=0.35*1*138+071=11мм – толщина стенки по нейтральной стороне.
Выбрана труба 32х4 мм по ТУ 14-3Р-55
В ходе конструирования парового барабанного котла с естественной циркуляцией
паропроизводительностьюДпе= 35 тч давлением перегретого пара Рпе = 24 МПаи
температурой перегретого пара tпе = 250 оС температурой питательной воды tпв = 115 оС
работающий на мазуте сернистом марки «М40».
Применены следующие конструкторские решения:
камерная топка П-образная сомкнутая компоновка котла;
пароперегреватель выполнен из одной конвективной ступени;
температура горячего воздуха tгв = 250оС;
регенеративный воздухоподогреватель;
подогрев воздуха в калорифере перед подачей в воздухоподогреватель;
температура после калорифера tвп = 70оС;
коэффициент полезного действия котла9246 %
расход топлива Вр = 065 кгс;
однофронтальное 2-х ярусное расположение вихревых газомазутных горелок;
горелки мощностью по 10 МВт;
ширина топочной камеры am = 3.52 м;
глубина топочной камеры bm = 3.52 м;
высота топки Hm = 1034 м;
объем топки Vm = 11929
площадь стен топки Fm=14452 м2;
тепловое напряжение топочного объема qv = 210 кВтм3
теплонапряжение сечения qF = 202175 кВтм2
температура уходящих газов tух.г = 140 °С;
расчитанная температура газов на выходе из топки равная ”m = 982oC
тепловое напряжение в зоне активного горения qл.г = 42786 кДжм2
температура газов на выходе из зоны активного горения ”а.г = 135763 oC
Тепловая схема пароперегревателя состоит из одной конвективной ступени и дополнительнойповерхности экранирующей потолок топки и конвективной шахты.
Из барабана пар последовательно поступает в потолочный перегреватель.
Он выполняется газоплотным из труб диаметром 60 мм с варкой полосы между ними 20 мм. Приращение энтальпии Δh=75 кДжкг.
После дополнительной поверхности пар поступает вдвухходовую конвективную ступень перегревателя. Она выполняется из стали 20. Наружный диаметр труб
принят 32 мм и трубы в пакете располагаются с шагами S1 = 96 мм и S2 = 48 мм. Толщина
стенки трубы 4 мм. Глубина пакета по ходу газов равна 072 м. Температура перегретого пара на выходе из конвективной ступени 250 С. Приращение энтальпии пара Δh=8 кДжкг. (без учета впрыска) Площадь поверхности теплообмена F=56м2.
Глубина конвективной шахты равна 2 м ширина – 352 м высота -686 м.
Глубина подъёмной конвективной шахты равна 095 м а её высота равна 9855 м.
Применен регенеративный воздухоподогреватель с интенсифицированной набивкой
ротор с высотой набивки холодной части – 068 м горячей – 108 м
Экономайзер с мембранным оребрением располагается в конвективной шахте параллельно фронту котла. Гладкие трубы изготавливаются из стали 20 диаметром 32 мм с толщиной стенки 4 мм. Трубы расположены в шахматном порядке с поперечным шагом 92 мм и продольным шагом 48 мм. Температура воды на выходе из экономайзера 229 С экономайзер выполнен кипящим колличество пара на выходе из него – 65 %.
Приращение энтальпии воды Δh=52593 кДжкг. Площадь поверхности теплообмена
Определены сопротивления каждого участка газового тракта котла а так же суммарное
сопротивлениеh 2164 Па
Суммарный перепад напоров в газовом тракте котла ΔHп который должен обеспечить
дымосос равен 224622 Па.
Расчетный расход газов Qр через один дымосос равен 759 м3с.
Расчетный напор газов Hр который рассчитывался с учетом сопротивления тракта от котла
до дымовой трубы составил 277876 Па.
По расчетному расходу газов Qр и приведенному расчетному напоруHпрп = 2413 Па
выбран центробежный дымосос Д–135 с частотой вращения 980 обмин.
Мощность потребляемая дымососом составляет 28 кВт при коэффициенте полезного
Рассчитан контур с естественной циркуляцией (задний экран 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 = 12 мс;
гидравлическое сопротивление опускных труб составляет Δpоп = 9500 Па;
расход воды через контур равен Дц = 4636 кгс;
паропроизводительность контура Дк = 121 кгс;
кратность циркуляции k = 3819;
полезный напор в экранах топочной камеры Sполэкр = 15600 Па
полезный напор пароотводящих труб Sполотв = -6822 Па
циркуляция данного контура удовлетворяет всем основным критериям надежности.
Основные результаты гидравлического расчета пароперегревателя:
суммарный перепад давления в паровом тракте котла составляет Δpпе = 0438 МПа;
давление в барабане котла равно pб = 284МПа;
Рассчитаны выбросы оксидов азота в атмосферу полученное значение (149 мкгм3) меньше предельно допустимого значения (250 мкгм3) не требуется применение дополнительных мер азотоулавливания.
Рассчитаны на прочность некоторые элемента котельной установки: крайняя труба фестона выходной коллектор потолочного пароперегревателя змеевик конвективного пароперегревателя.
Фурсов И. Д. Конструирование и тепловой расчет паровых котлов: учебное
пособие И. Д. Фурсов; Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. – 3-е изд. перераб. и доп.
- Барнаул: Изд-во АлтГТУ 2012. – 300 с.
Ривкин С.Л. Александров А.А. Термодинамические свойства воды и
водяного пара. – М.: «Энергия» 1975. – 80 с.
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
Тепловой расчет котельных агрегатов (нормативный метод) под редакцией
д.т.н. Н.В. Кузнецова д.т.н В.В. Митора. Министерство тяжелого энергетического и
транспортного машиностроения. ЦКТИ. М: Энергия 1973.
Аэродинамический расчет котельных установок (нормативный метод). Под
ред. С.И. Мочана. Изд. 3-е. Л. "Энергия" 1977. – 256 с.
Волчков А.В. Котел паровой Е-35-24-250: Пояснительная записка к
курсовому проекту по дисциплине технология сжигания органических топлив. – Барнаул:
АлтГТУ 2016. – 47 с.
курсовому проекту по дисциплине Паровые котлы .- Барнаул: АлтГТУ 2016. – 48с.
курсовому проекту по дисциплине Паровые котлы .- Барнаул: АлтГТУ 2017. – 13с.
курсовому проекту по дисциплине Гидродинамика энергоустановок .- Барнаул: АлтГТУ
Арматура энергетическая. Каталог-справочник. – М.: НИИ информтяжмаш
Резников М. И. Паровые котлы тепловых электростанций : Учебник для
вузов по специальности "Тепловые электрические станции" М. И. Резников Ю. М.
Липов . – М. : Энергоиздат 1981 . – 240 с.
Росляков П.В. Методы защиты окружающей среды: учебник для вузов П.В. Росляков. – М.: Издательский дом МЭИ 2007.-336 с. : ил.
Грин В.М. Прочность надежность и диагностика элементов паровых котлов. Учебное пособие по дисциплине “Прочность надежность и диагностика элементов паровых котлов” для студентов специальности 141100 - “Энергетическое машиностроение” Алт.гос.техн.ун-т им. И.И. Ползунова - Барнаул: Изд-во АГТУ 2013. - с.132.
Меняев К. В. Аэродинамический расчет газового тракта котла : учебное пособие К. В. Меняев ; Алт. гос. техн. ун–т им. И.И. Ползунова. – Барнаул : Изд–во АлтГТУ 2017. – 124 с.
Маслов В.Е. Маслов К.В. Меняев К.В. Расчет на прочность элементов котла работающих под давлением. Методические указания к расчетному заданию по дисциплине “Прочность надежность и диагностика элементов паровых котлов” для студентов направления “Энергетическое машиностроение” Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова - Барнаул: Изд-во АлтГТУ 2015. - с.44.
Фурсов И. Д. Паровые котлы : учебное пособие И. Д. Фурсов В. М. Грин; Алт. гос. техн. ун-т им. И. И. Ползунова. Барнаул : Изд-во АлтГТУ 2015. – 181 с.
Приложение А – Задание
Приложение Б – Общие виды котла
Рисунок Б1 – Продольный разрез котла
Рисунок Б2 – Поперечный разрез котла
Рисунок Б3 – Горизонтальный разрез котла

Сводная таблица результатов расчета.cdw

Проект парового котла Е-35-2.5-250
на сернистом мазуте М40
Паропроизводительность котла
Давление перегретого пара
Температура перегретого пара
Нисшая теплота сгорания топлива
Расчетный расход топлива
Потери тепла с уходящими газами
Тепловое напряжение обЪема топки
Тепловое напряжение сечения топки
Циркуляционный контур:
Кратность циркуляции
Полезный напор контура
Сопротивление опускных труб
Полное сопротивление элементов пароперегревателя
Расчетное давление в барабане
Аэродинамический расчет:
Полное сопротивление тракта
Центробежный дымосос одностороннего всасывания Д-13.5 типа 0
На выходе из зоны активного горения
На входе в пароперегреватель
Температура воздуха:
На входе в воздухоподогреватель
После воздухоподогревателя
На выходе из экономайзера
Результаты расчета на прочность элементов котла:
Крайняя труба фестона
х4 мм по ТУ 14-3Р-55
Выходной коллектор потолочного перегревателя
9х18 мм по ТУ 14-3Р-55
Змеевик конвективного пароперегревателя
БР 13.03.0.3.28.100 ТБ
Сводная таблица результатов расчета

Гидравлическая схема.cdw

блока ступени потолочного
блока ступени конвективного
Проект парового котла Е-35-2.5-250
на сернистом мазуте М40
БР 13.03.03.28.100 Г3
Подвод питательной воды
по 22 трубы 60х4 Сталь 20
Основной пароперегреватель
Отвод пара потребителю
Пароохладитель 273х20
Главная паровая задвижка
Паросборный коллектор

вид сверху.cdw

циркуляционный контур.cdw

- раздающий коллектор
- испарительные экраны топочной камеры
- собирающий коллектор
- пароотводящие трубы
Проект парового котла Е-35-2.5-250
на сернистом мазуте М40
БР 13.03.03.28.100 Г2
Схема циркуляционного

главный вид правильный.cdw

вид сбоку.cdw