Котельный агрегат

 

               .                       (2.3)

 

В этой формуле объем сухих  трехатомных газов при сжигании твердого топлива (м³/кг) равен:

),                                      (2.4)

 

  м³/кг.

 

 

 

 

 

 

 

Теоретический объем азота  в продуктах сгорания при сжигании твердого топлива (м³/кг) :

 

                                 (2.5)                                          

 

 

                             

Теоретический объем водяных  паров при сжигании твердого топлива (м³/кг):

 

                       ,                      (2.6)

 

 м³/кг.

 

Находим полный объем уходящих дымовых газов:

 

= 7,28 м³/кг.

 

2.2 Расчет энтальпий воздуха, продуктов сгорания и температуры

горения топлива

 

Определение температуры  горения топлива t_г проводят с помощью H,t-диаграммы, для построения которой необходимо рассчитать величину энтальпий продуктов сгорания при действительном коэффициенте избытка воздуха в топке. Расчет проводим для всего возможного диапазона температур в топочной камере от 800 °С до 2000 °С (последовательно через каждые 200 °С).

Вычисляем энтальпию  теоретического объема воздуха для выбранного диапазона температур у твердого топлива (кДж/кг) по формуле:

 

                                            ,                                             (2.7)

 

где  – теоретический объем воздуха, необходимый для горения, рассчитанный выше; – энтальпия 1 м³ воздуха, кДж/м³, выбирается для каждой температуры из таблицы В3 [1].

 

При t = 800 °С: кДж/кг;

при t = 1000 °С: кДж/кг;

при t = 1200 °С: кДж/кг;

при t = 1400 °С: кДж/кг;

при t = 1600 °С: кДж/кг;

при t = 1800 °С: кДж/кг;

при t = 2000 °С: кДж/кг.

 

 Энтальпия теоритического  объема продуктов сгорания в  указанном выше диапазоне температур  в топочной камере:

 

                  ,                (2.8)

 

где , , – объемы трехатомных сухих газов, теоретические объемы азота и водяного пара, рассчитанные ранее; , , энтальпия 1 м³ сухих трехатомных газов, теоретические объемов азота и водяных паров, принимается согласно принятой температуре газов в топке из таблицы В3 [1].

 

При t = 800 °С:

 

 кДж/кг;

 

при t = 1000 °С:

 

 кДж/кг;

 

при t = 1200 °С:

 

 кДж/кг;

 

при t = 1400 °С:

 

 кДж/кг;         

 

            при t = 1600 °С:

 

 кДж/кг;

 

при t = 1800 °С:

 

 кДж/кг;

 

 при t = 2000 °С:

 

кДж/кг.

 

Энтальпия избыточного количества воздуха :

 

                                 .                                              (2.9)

 

При t = 800 °С: кДж/кг;

при t = 1000 °С: кДж/кг;

при t = 1200 °С: кДж/кг;

при t = 1400 °С: кДж/кг;

при t = 1600 °С: кДж/кг;

при t = 1800 °С: кДж/кг;

при t = 2000 °С: кДж/кг.

 

Энтальпия золы:

 

^рα_ун .                                       (2.10)

 

При t = 800 °С: кДж/кг;

при t = 1000 °С: кДж/кг;

при t = 1200 °С: /кг;

при t = 1400 °С: /кг;

при t = 1600 °С: кДж/кг;

при t = 1800 °С: кДж/кг;

при t = 2000 °С: кДж/кг.

 

Энтальпия продуктов сгорания при коэффициенте избытка воздуха , а также при любом α > 1:

                                             _зл.                                       (2.11)

 

При t = 800 °С: = 7390,75 кДж/кг;

при t = 1000 °С: = 9450,08 кДж/кг;

при t = 1200 °С: = 11555,32 кДж/кг;

при t = 1400 °С: = 13690,22 кДж/кг;

при t = 1600 °С: = 15879,39 кДж/кг;

при t = 1800 °С: 18100,71 кДж/кг;

при t = 2000 °С: =20341,22 кДж/кг.

 

По найденным значениям  энтальпий и температуры продуктов  сгорания строим кривую (график 2.1).

 

График 2.1 – Зависимость  энтальпии от температуры

 

Откладывая значение , находим на пересечении с кривой, построенной для выбранного значения , соответствующую температуру горения :

 

°C.

 

Рассчитываем энтальпию  уходящих дымовых газов по формулам приведенным выше, для заданных и °С:

 

 кДж/м³;

 

 кДж/кг;

 

 кДж/кг;

 

160,18 9,15 кДж/кг;

 

 кДж/кг.

 

 

 

2.3 Расчет теплового баланса,  коэффициента полезного действия и расхода топлива

 

Общее уравнение теплового  баланса котлоагрегата имеет вид:

 

                               ,                        (2.12)

 

или в процентах располагаемой  теплоты:

 

                              ,                                      (2.13)

 

где – полезное количество теплоты, затраченное на получение пара.

 

Потеря теплоты с уходящими  газами (%):

 

 

 

 где энтальпия уходящих газов, рассчитанная ранее; – энтальпия теоретического объема холодного воздуха, определяется при температуре t_в.вн = 30 °C по формуле:

 

                                            .                                        (2.15)

 

 кДж/кг.

 

Потеря теплоты с химическим недожогом топлива 

Потеря теплоты с механическим недожогом топлива таблицы Б3.

Потери теплоты в окружающую среду  = 0,55% (из рисунка 3.3 методического указания) [1].

Потери теплоты с физическим теплом шлака , % при твердом шлакоудалении только в случае для многозольных топлив, когда .

 

Т.к. 38,1 < 41,75, то потери теплоты с физическим теплом шлака не учитываем.

 

 

 

КПД брутто котельного агрегата (%) определяют методом обратного теплового баланса:

 

                                                        (2.16)

 

 

 

Расход топлива определяется по уравнению

 

,             (2.17)

 

где – расход выработанного перегретого пара, кг/с; – энтальпия перегретого пара ; – энтальпия питательной воды; – процент продувки; – энтальпия кипящей воды в барабане котла при температуре насыщения t_s.

 

 

 

Расход условного топлива (кг у.т./с):

 

                                   ,                                                            (2.18)

 

где – теплота сгорания условного топлива, .

 

 

 

 

3. Расчет теплообменного аппарата

 

Конденсатор – пароводяной теплообменник, используется для конденсации пара на выходе из турбины и отвода теплоты охлаждающей водой. Поверхностные конденсаторы в общем случае конструктивно включают в себя корпус, внутри которого расположены конденсаторные трубки, водяные камеры, отделенные от парового пространства трубными досками, конденсатосборник.

Выбор расположения оси конденсатора определяется как конструктивными, так и (главным образом) эксплуатационными соображениями. Эксплуатационные преимущества горизонтального расположения конденсаторных трубок состоят в следующем: при горизонтальном расположении исключаются большие толщины пленок на поверхности трубок; конденсат, стекающий с вышерасположенных трубок на нижерасположенные в виде капель или струек, способствует срыву пленки с нижележащих трубок, что приводит к увеличению среднего коэффициента теплопередачи.

Схема устройства поверхностного конденсатора показана на рис. 3.1. Пар из турбины поступает в корпус конденсатора 1 через горловину 14, имеющую фланец 6 для присоединения к выхлопу турбины. В цилиндрической части конденсатора расположена система прямых охлаждающих труб 5, закрепленных с обеих сторон в трубных досках 4. Трубная система располагается в корпусе 1 так, что обе стороны ее образуют камеры 15 и 16 между трубными досками и крышками корпуса 2 и 3. Охлаждающая вода по подводящей трубе 11 поступает в нижнюю часть камеры 15 (входная камера), проходит по нижнему пучку труб и поступает в другую поворотную камеру 16. Из поворотной камеры вода проходит по верхнему пучку трубок в направлении, обратном первоначальному, после чего удаляется из верхней части выходной камеры 17, отделенной перегородкой 13 от входной камеры, по трубе 12.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 – корпус; 2, 3 – крышки корпуса; 4 – трубные доски; 5 – трубы; 6 – фланец; 7 – патрубок выхода конденсата; 8 – патрубок для отсоса воздуха; 9 – трубная поверхность; 10 – перегородка; 11 – подводящий патрубок; 12 – отводящий патрубок; 13 – перегородка; 14 – горловина; 15, 16, 17 – входная, поворотная и выходная камеры.

 

Рисунок 3.1 – Схема двухходового поверхностного конденсатора

 

Конденсаторы с такой  схемой движения воды в двух направлениях называют двухходовыми. Аналогично этому могут быть выполнены одноходовые, а также трех- и четырехходовые конденсаторы.

В расчете принимается, учитывая наличие продувки котла и регенеративных отборов пара в турбине, что в конденсатор поступает насыщенный пар в количестве 0,7D = 0,7·25 = 17,5 кг/с (табл. А1) при давлении в конденсаторе р₂ (табл. А2, приложение А) [1].

Конденсатор выполнен в виде горизонтального теплообменника с  применением латунных трубок размером d₂/ d₁=20/18, внутри которых движется вода со скоростью w_ж  = 1,1 м/с нагревается от температуры = 17 °С до (табл. А6, приложение А) [1], причем температура на 4°С ниже температуры t_s.

 

Уравнение теплового баланса  воды:

 

,                                                     (3.1)

 

где   – массовый расход теплоносителя, кг/с;

 – средняя  изобарная теплоемкость, кДж/(кг·К);

, температуры теплоносителя соответственно на входе в теплообменник и выходе из него, °С.

 

Массовый расход теплоносителя:

 

,                                                              (3.2)

 

где D.

 

 

 

Уравнение теплового баланса  воды:

 

,                                                (3.3)

 

где   энтальпия пара на входе в конденсатор, кДж/кг;

  энтальпия конденсата на выходе из теплообменника, кДж/кг.

 

32637,68 кВт.

 

При давлении температура насыщения равна . Следовательно, температура воды на выходе из конденсатора равна:.

Среднеарифметическая температура  воды определяется по формуле:

 

,                                             (3.4)

 

.

 

При этой температуре физические свойства воды равны соответственно:  кДж/(кг·К);  кг/м³; Вт/(м·К); Па·с; м²/с; .

Число Рейнольдса для потока воды:

 

 

 

где  –число Рейнольдса;

– характерный  размер при течении потока внутри круглых труб, м;

 – кинематическая  вязкость, м²/с.

 

 

 

Так как, то режим движения турбулентный. При таком режиме число Нуссельта определяется по формуле:

 

 

 

где   – число Прандля;

–число Нуссельта.

Так как температура стенки трубы близка к температуре воды, полагаем Тогда формула (3.6) примет вид:

 

 

 

 

 

Находим коэффициент теплоотдачи:

 

 

 

Принимаем, что конденсируется медленно движущийся (неподвижный) пар.

Для неметаллических жидкостей  при конденсации пара на горизонтальных трубах средний коэффициент теплоотдачи (Вт/(м²·К)) определяется по формуле:

 

 

 

где  , – теплопроводность, плотность и кинематическая вязкость жидкой пленки при;

 – ускорение свободного  падения; 

 – плотность  насыщенного пара;

разность энтальпий рабочего вещества на входе и на выходе из конденсатора;

;

 – температура  насыщения; 

 – температура стенки;

 – поправка  на переменность физических свойств  конденсата;

 – коэффициент,  учитывающий изменение скорости  пара по мере прохождения горизонтальных  рядов труб и натекание конденсата  с верхних рядов на нижние.

При движении пара сверху вниз:

 

 

 

где – среднее число труб, которое находится по формуле:

 

 

 

где  – число труб в одном ходе;

       – число ходов;

= – шаг труб по горизонтали и вертикали.

 

Общее число труб в одном ходе пучка находим по формуле:

 

 

 

где –расход воды, кг/с.

 

 

 

Тогда общее число труб в одном ходе пучка: