3. Тепловий баланс котла

Складання теплового балансу полягає у встановленні рівноваги між кількістю теплоти, що надійшла в котел і сумою корисно використаної теплоти і теплових втрат. На підставі теплового балансу обчислюються ККД і необхідна витрата палива.

Тепловий баланс складається стосовно сталого теплового режиму котла на 1 кг твердого палива при 0 ^оС і 101,3 кПа.

Загальне рівняння теплового балансу має вигляд, кДж/м³:

 (3.1)

3.1 Наявна теплота в загальному випадку визначається за формулою, кДж/кг:

 [I, глава 5, с. 20-22]. (3.2)

Нижча теплота згоряння  для палива АШ береться із [I, табл.1 с.153], кДж/кг:

=22584.

Тепло, шо вноситься у котел з повітрям, при підігріві його поза котлом парою, відпрацьованим теплом и т.п. , кДж/кг:

Зовнішній підігрів повітря не приймається, отже:

=0.

Фізичне тепло палива  враховується у тих випадках, коли воно попередньо підігрівається стороннім джерелом тепла (паровий підігрів мазуту, парові сушарки і т.і.), а також при сушці по розімкнутому циклу. При замкнутій схемі пилоприготування тепло й підсушка палива у млиновій системі не враховується [1. с.20], тобто:

=0.

Тепло, що вноситься у котел паровим дуттям (форсуночною парою) Q_Ф., у даному проекті не передбачається, тоді:

Q_Ф=0.

Тепло, витрачене на розкладання карбонатів при спалюванні сланців Q_К. Розрахунок топки ведеться для роботи на твердому паливі АШ, тому:

Q_К=0.

Отже, наявна теплота палива, кДж/кг:

==22584.

3.2 Втрати теплоти у котлі

Втрати теплоти у котлі визначаються як:

; (3.3)

Втрата теплоти з відхідними газами визначається як різниця ентальпій продуктів згоряння на виході з котла і холодного повітря, %:

, (3.4)

де  – ентальпія відхідних газів, при надлишку повітря  і температурі відхідних газів , кДж/кг (кДж/м³), [1, табл. 2.2);

 – ентальпія холодного повітря, кДж/кг (кДж/м³), (визначається по таблиці 2.2);

 - ентальпія повітря, яке присмоктується в газоходи котла, кДж/кг;

Втрати тепла від механічної неповноти згоряння палива q₄, % [1.табл.XVIII с.200]:

q4=3.

Втрати тепла від хімічної неповноти згоряння палива q₃, % [1,табл.XVII, с.200]:

q3=0.

Втрати тепла у навколишнє середовище q_5, % [1, табл. XVII - XIX]:

q5=0,5.

Отже втрата теплоти з вихідними газами, %:

q_2=.

Втрати теплоти від зовнішнього охолодження котла по окремих газоходах для спрощення приймаються пропорційними кількості теплоти, що віддається газами у відповідних газоходах. Тому при визначенні кількості теплоти, відданої газами, втрати від зовнішнього охолоджування враховуються введенням коефіцієнта збереження теплоти:

; (3.5)

.

де  – ККД котла, визначається по (3.8).

Втрати з теплом шлаку q₆ вводяться у розрахунок для всіх твердих палив при камерному спалюванні з рідким шлаковидаленням, %:

 (3.6)

де  – доля золи у шлаку;

()-ентальпія золи, кДж/кг.

Доля золи у виносі  і ентальпія золи визначається по[1.табл. ХVII-XIX, ХХI і табл. ХIII].

=1-0,85=0,15.

Отже, втрата з теплом шлаку, %:

q₆=.

Сумарна втрата теплоти в котлі, %:

; (3.7)

.

Коефіцієнт корисної дії (ККД) котла, %:

; (3.8)

.

3.3 Теплота, що корисно використана в котлі

Тепло, що корисно викорастане к котлі, кДж/кг:

 (3.9)

де = 0 – кількість тепла, віддане окрім перегрівача;

=0 – тепло, отримане вторинним перегрівачем;

=0 – тепло сприйняте водою або повітрям, підігрітими у котельному агрегаті і віддаваємих на сторону, ккал/ч.

У результаті одержимо, кДж/кг:

, (3.10)

де  - витрата виробленої перегрітої пари, кг/с;

 - кількість пари що витрачається на продувку, кг/с;

 - ентальпія живильної води, кДж/кг;

 - ентальпія перегрітої пари, кДж/кг;

 - ентальпія води на лінії насичення, кДж/кг;

Приймемо для даного котла  рівне 2%.

= 0,02·640 =12,8 т/г.

Для котлів з природною циркуляцією тиск має бути таким, щоб подолати гідравлічний опір водяного економайзера і пароперегрівника і забезпечити заданий тиск пари за котлом, МПа:

, (3.11)

де  и – гідравлічний опір перегрівника і економайзера. Гідравлічний опір пароперегрівника не повинен перевищувати ~ 10% робочого тиску пари [1, c.74], МПа:

; (3.12)

Тиск в барабані, МПа:

; (3.13)

.

Гідравлічний опір економайзера, МПа:

; (3.14)

.

Тиск живильної води, МПа:

; (3.15)

.

Ентальпія перегрітої пари 3512,2 кДж/кг , визначається по таблицях термодинамічних властивостей води і водяної пари по тиску 15,2 МПа. Ентальпія живильної води 1039,1 кДж/кг, визначається по таблицях термодинамічних властивостей води і водяної пари по тиску 16,85 МПа і температурі 235^оС. Ентальпія води на лінії насичення 1680,2 кДж/кг, визначається по таблицях термодинамічних властивостей води і водяної пари по тиску 16,7 МПа.

Повна кількість теплоти, що корисно використана в котлі, кДж/кг:

177,8(3512,2-1039,1)+3,5(1680,2-1039,1)=441943,3.

3.4 Витрата палива, що подається у топку

Визначається за формулою, кг/с:

; (3.16)

.

Для підрахунку сумарних об'ємів продуктів згоряння, повітря і теплоти, відданої газами в поверхнях нагріву, вводиться розрахункова витрата палива, яка визначається за формулою, кг/с:

; (3.17)

.

Розрахунок системи пилоприготування, пальників та паливоподачі ведеться по повній витраті В, а тяги і дуття по розрахунковій витраті .

4. Розрахунок теплообміну в топковій камері

4.1 Геометричні характеристики топки

При розрахунку теплообміну в топковій камері необхідно визначити об'єм топки. Межами об'єму є осьова плоскість екранних труб . У вихідному перетині камери об'єм обмежується горизонтальною плоскістю, що проходить через нижню межу ширм. Ширми включаються в об’єм топки тому що крок ширм S₁=720мм, S₁>700мм. Нижньою межею об'єму топки служить под.

Повна поверхня стін топки F_ст, м², обчислюється як сума плоскості, що обмежує об'єм топкової камери.

F_ст = SF_пл . (4.1)

Площа стіни, зайнята екраном F_пл визначається по відстані між осями крайніх труб даного екрану і освітленій довжині екранних труб.

Площа поверхні фронтальної стіни обчислюється за формулою, :

F_ФР =F₃+F₄+F₅; (4.2)

F₃=4,2·4,05=17;

F₄=8,128·20,388=165,71;

F₅=1,306·8,128=10,61;

F_ФР=17+165,71+10,61=193,32.

Площа поверхні задньої стіни , :

F_З= F_ФР=193,32

Площа поверхонь бічних стін обчислюється за формулою, м²:

F_б= F₁ +2F₂;         (4.3)

F₁=18,56·20,388=378,4;

F₂= =15,1;

F_б=378,4+2·15,1=408,6.

Поверхня двосвітного екрану, м² :

F_2х.св. =(h₁+h₂+h₃)·a; (4.4)

F_2х.св. =(20,388+1,306+4,05)·8,128=209,24.

Площа поду, м²:

F_под= 2·l₁·a; (4.5)

F_под=2·4,571·8,128=74,3.

Площа потолка, м²:

F_пот =l₃·b; (4.6)

F_пот=4,2·18,56=77,95.

Площа вихідного вікна F_ВО, м²:

F_ВО.=(l₄·b)·2; (4.7)

F_ВО.=(8,1·18,56)·2=300,67.

Площа стін топки, м²:

F_ст = F_фр + Fз + 2F_б + 2F_2х.св +F_пот+F_под + F_ВО ; (4.8)

F_ст =193,32 +193,32 + 817,2+2·209,24+74,3+77,95 + 300,67= 2075,24.

Рисунок 4.1 - Ескіз бокової поверхні топкової камери

Ефективна товщина випромінюючого шару топки, м:

, (4.9)

де  и  - об'єм і поверхня стін топки, м³, м².

.

Відносна висота розташування пальників при їх розташуванні у декілька рядів [1, п.6В, с.26-27]:

 (4.10)

Кількість пальників у залежності від їх типу та розташуванні у топці котлів різної потужності рекомендовано вибирати по [1.табл.II-3а. c.67]. Так як паливо АШ, паропродуктивність 640т/г, рекомендуєтся прийняти 8-16 вихрових пальників при зустрічному їх розташуванні.

n·₁, n₂ – кількість пальників у першому і другому рядах;

В₁, В₂ – витрата палива відповідно через кожний пальник першого і другого рядів, кг/г.

Приймаємо 16 пальників при 2-х ярусному розташуванні.

Тоді:

.

Відносна висота розташування пальників

 (4.11)

4.2 Розрахункові характеристики топки

Ефективність організації топкового процесу визначається розрахунковими характеристиками .

Теплова напруга топкового об'єму q_v, кВт/м³ характеризує умови спалювання палива. Величина q_v обернено пропорційна часу перебування часток палива в топковому об'ємі за умови рівномірного заповнення об'єму продуктами згоряння (топковими газами), кВт/м³:

, (4.12)

де В – витрата палива, кг/г;

V_т – об'єм топки, м³;

- теплота згоряння палива нижча, кДж/кг.

Максимальна допустима величина теплової напруги топкового об'єму становить [q_v ]= 125 кВт/м³, визначається по [1, табл.XVIII, с.200].

Теплова напруга поперечного перетину топки , МВт/м². Величина q_f прямо пропорційна середній швидкості руху топкових газів в топці за умови рівномірності заповнення перетину.

, (4.13)

де F_т – площа поперечного перетину топки, яка дорівнює площі фронтальної поверхні, яка була визначена раніше в геометричних характеристиках топки,м².

.

Максимальна допустима величина теплової напруги поперечного перетину топки становить [q_f ]= 2,5 МВт/м², визначається по [1, табл.II-1].

4.3 Радіаційні властивості продуктів згоряння

Основною радіаційною характеристикою продуктів згоряння служить критерій поглинальної здатності (критерій Бугера):

Вu = k∙p∙s, (4.14)

де k – коефіцієнт поглинання топкової среди, розраховується по температурі і складу газів на виході з топки. При його визначенні враховується випромінювання трьохатомних газів (RO₂, H₂O) і зважених в їх потоці часток сажі.

p – тиск в топковій камері, МПа;

s – ефективна товщина випромінюючого слою;

Коефіцієнт поглинання променів трьохатомними газами (RO₂, H₂O), 1/(м×МПа)

, (4.15)

де r_n – об'ємна сумарна частка трьохатомних газів ( табл. 2.1), ;

 - заздалегідь прийнята температура газів на виході з топки, К;

=1323.

Коефіцієнт поглинання променів частками сажі, 1/(м×МПа):

, (4.16)

де - співвідношення вуглецю і водню в робочій масі палива.

.

.

Коефіцієнт поглинання топкового середовища при спалюванні твердого палива, 1/(м×МПа):

. (4.17)

Коефіцієнт послаблення променів золовими частками, 1/(м·МПа):

 (4.18)

де  – щільність димових газів, приймається рівною 1,3 кг/м³;

 – безрозмірна концентрація золи у димових газах (визначається по 1. формула 4-11, с.16.);

- визначається по номограмі 4 [I, с. 243.];

-середній (по питомій поверхні) діаметр золових часток, ; його значення наведені в [1.таблица 6-1,с.25.]

=0,146.

.

Критерій Бугера:

Bu=0,946×0,1×6,57=0,6215.

4.4. Розрахунок теплообміну в топці

Розрахунок теплообміну в топці котла заснований на застосуванні теорії подібності до процесу теплообміну між топкового середовища і поверхнями нагріву котла, які утворюють активний топковий об'єм пристрою.

Як визначальний критерій теплообміну використовують безрозмірну температуру на виході з топки , К, яка характеризує зниження температури топкових газів на виході з активного топкового об'єму, , К, порівняно з теоретичною температурою продуктів згоряння палива , К.

Величина  визначається за формулою:

, (4.19)

де М – безрозмірний параметр розподілу температур по довжині (уздовж осі пальників) топки, який залежить від виду спалюваного палива, способу його спалювання, типа пальникових пристроїв і розміщення їх в топковій камері.

При камерному спалюванні низькореакційних палив (АШ):

М = 0,56-0,5·x_п, (4.20)

де х_п – відносний рівень розташування пальників в топці.

М = 0,56-0,5·0,25=0,435.

Во – безрозмірний критерій Больцмана, що характеризує зв'язок між кількістю теплоти, переданою середою з оптичними властивостями абсолютно чорного тіла і геометричними розмірами топкової камери:

, (4.21)

де  – розрахункова витрата палива, м³/с.

Середня сумарна теплоємність топкових газів (продуктів згоряння), кДж/м³ визначаються по формулі:

, (4.22)

де  - корисне тепловиділення в топці, кДж/кг;

- ентальпія продуктів згоряння 1 кг палива на виході з топки при температурі  і надлишку повітря a_т ;

- температура на виході з топки;

- теоретична (адіабатна) температура горіння, ^оС, визначається по корисному тепловиділенню в топці, =.

, (4.23)

де , - відповідно робоча теплота палива, кДж/кг і втрати теплоти з механічним та хімічним недопалюванням, з теплом шлаку, % (визначені при розрахунку теплового балансу котла);

- теплота внесена до топки повітрям, кДж/кг:

 (4.24)

Величина присосів у топці =0,05 і у пилоприготувальній системі

 = 0,1 вихзначаються по [I, табл. ХVI, с. 198].

Так як температура гарячого повітря  =400⁰С, визначаємо ентальпію  =3276,6 кДж/кг [I. табл. ХIV, с. 180], 30⁰С, 255,6 кДж/кг.

=(1,2-0,05-0,1)·3276,6+(0,05+0,1)·255,6=3478,7;

;

;

s_о – коефіцієнт випромінювання абсолютно чорного тіла; s_о = 5,67×10^-11 кВт/(м²×К⁴);

y_ср – середній коефіцієнт теплової ефективності екранів топки, характеризує частку теплоти, яку вони сприймають, визначається за формулою:

, (4.25)

де  - площа поверхні, що сприймає теплоту, м²;

F_ст – повна поверхня стін топкової камери, обчислена по розмірах поверхонь, які захищають активний топковий об'єм, м²;

 - кутовий коефіцієнт ділянки стіни топки, визначається по [1, номограма1, стр. 240] залежно від поверхні.

На неекранованих ділянках (у зонах розміщення амбразур горілок, лазів, лючків та ін.) x=0. Для ошинованих частин екранів, а також вихідного вікна кутовий коефіцієнт x приймається рівним 1. x=0,99.

Коефіцієнт забруднення  i-тої ділянки огорож топкового об'єму залежить від типа поверхні огорожі і виду палива. При спалюванні АШ z= 0,45 по [I, табл. 6-2, с. 29]. Нижня частина екранів ошинована і вкрита хромитовою масою, для цієї частини екрану z= 0,2.

.

Критерій Больцмана буде рівний:

.

Температуру газів на виході з топки можна визначити за формулою, ^оС:

; (4.26)

.

Температура газів на виході з топки відрізняється від прийнятої менш, ніж на 100⁰С. Для даного палива температура  прийнятна, тобто зола на виході з топки знаходиться в твердому стані і нема небезпеки шлакування труб.

Розрахунок топки можна вважати закінченим.

5. Вибір пальникового пристрою

При спалюванні вуглей марки АШ для інтенсифікації запалення доцільно пил у топку транспортувати гарячим повітрям, а сушильный агент із млинової системи подавати через скидальні пальники [1. с.67].

Для камерного спалювання твердого палива найбільше поширення отримали вихрові круглі пальники [1,4]. При рідкому шлаковидаленні і продуктивності 640т/г рекомендується застосовувати 16 вихрових пальників при зустрічному їх розташуванні. Приймемо розташування пальників на бокових стінах топки [1.табл. II-3б, с.67-68] у два яруси.

Режимні характеристики пальників (для первинного повітря, швидкості первинного, вторинного або загального повітря на виході з амбразури) у залежності від типу і теплової потужності, а також від марки палива, що спалюється, наведені у [1.табл. II-5, табл. II-5, табл. II-6в, п.14 с.69-70,5].

5.1 Теплова потужність топки. МДж/кг:

Теплова потужність топки показує кількістб тепла, що поступає в топку за одиницю часу. Розраховується за формулою, МВт:

,(5.1)

де  - нижча теплота згоряння палива.

20,7·22,58=467,4.

5.2 Теплова потужність пальника

Теплова потужність пальника показує яка кількість тепла подається в топку пальником за одиницю часу. Розраховується за формулою, МВт:

; (5.2)

,

де  - число пальників, дорівнює 16 шт.

5.3 Площа поперечного перетину канала первинного повітря (аеросуміші)

Розраховується за формулою, м²:                   , (5.3)

де В_Р - розрахункова витрата палива (із теплового балансу В_Р);

В_Р=20,7кг/с;

V⁰ – теоретична витрата палива (із розрахунку матеріального балансу);

V⁰=5,984 м³/кг;

х_ПП –доля первинного повітря, х_п1=20%=0,2.

W₁=швидкість первинного повітря, м/с.

n_п -загальна кількість пальників, n_п=16.

 -температура аеросуміші. =200⁰С.

=0,178 м²

5.4 Площа поперечного перетину амбразури пальника

Розраховується за формулою, м²:

, (5.4)

де  – коефіцієнт надлишку і присос повітря в топці (із розрахунку матеріального балансу =1,2; =0,05);

W₂ – швидкість вторинного повітря на виході з пальника, м/с

W₂=20 м/с.

t_ГП - температура гарячого повітря ⁰С, прийнята по [1.табл.II-10, c. 72]

t_ГП=400⁰C [3,4].

1,1 - коефіцієнт захаращування перетину стінками обичайок, розділяючих канали пальника:

= 1,193 м².

5.5 Діаметр амбразури пальника

Розраховується за формулою, м:

=1,129; (5.5)

.

5.6 Діаметр каналу аеросуміші

Розраховується за формулою, м:

; (5.6)

Так як найближчий стандартний розмір f₁=0,186м² [5], а розрахункова величина f₁=0,178м², то приймаємо пальник двозавиткового типу: ГУ-II (ОН-127-59) з діаметром амбразури 950 мм і орієнтовною тепловою потужністю 23-35 МВт.

Рисунок 5.1 – Ескіз двозавиткового пальникового пристрою

6. Охорона праці і навколишнього середовища

6.1 Загальні положення

Охорона праці - це система законодавчих актів, соціально-економічних, організаційно-технічних, санітарно-гігієнічних і лікувально-профілактичних заходів і засобів, що забезпечують безпеку, збереження здоров'я і працездатності людини в процесі праці [4].

Повністю безпечних і нешкідливих виробництв не існує. Задача охорони праці - звести до мінімуму вірогідність ураження або захворювання працівника з одночасним забезпеченням комфорту при максимальній продуктивності праці.

Розгляд і аналіз питань з охорони праці, виробничої санітарії і пожежної безпеки в даному розділі виконано для парового котла паропродуктивністю 640 т/г, що працює на вугіллі марки АШ.

6.2 Загальна характеристика умов експлуатації проектного об'єкта

Відповідно до вимог ГОСТ 12.0.003 - 74 [5] на машиністів котлів при перебуванні їх у виробничому приміщенні і на території ІТЦ, діють наступні небезпечні, шкідливі виробничі фактори:

- електрообладнання, що знаходиться під напругою від 36 до 6000 В;

обертові механізми, що рухаються;

- висока температура повітря при обходах і огляді працюючих котлів і агрегатів;

- перебування поблизу теплотехнічного обладнання, що працює під тиском;

- виробничий шум та вібрація в приміщеннях з працюючим енергетичним обладнанням ;

- запиленiсть повiтря пов’язана з вiдкритим транспортуванням сипких матеріалів і з наявністю численних місць перепадів пилоутворюючих матеріалів з одного обладнання на інше.

Джерела виникнення шкідливих і небезпечних факторів, а також заходи щодо їхнього зниження приведені в таблиці 6.1

Таблиця 6.1 - Джерела виникнення шкідливих і небезпечних факторів, а також заходи щодо їхнього зниження.