Proiect instalatii de ardere

Proiect

Instalatii de ardere

Cap. 1. COMBUSTIBILUL UTILIZAT

Calculul compozitiei elementale a combustibilului in starea initiala

Cap. 2. Bilantul material al ARDERII

2.1. calculul volumului de aer necesar arderii

2.2. calculul volumului de gaze de ardere

Entalpia gazelor de ardere. Diagrama I_ga (t,λ)

Cap. 3. CALCULUL VITEZEI DE COROZIUNE DE JOASA TEMPERATURA

Cap. 4. CALCULUL RANDAMENTULUI TERMODINAMIC BRUT

Cap. 5. BILANtUL TERMIC AL AGENTULUI SECUNDAR

Cap. 6. CALCULUL debitULUI DE COMBUSTIBIL

Cap. 7. DETERMINAREA TEMPERATURII ADIABATICE DE ARDERE

Cap. 8. Calculul instalatiei gazodinamice

Bibliografie

Ion I., Instalatii de ardere, Note de curs, Universitatea "Dunarea de Jos" din Galati, 2008.

Ionita I,. Generatoare de abur, vol. I, Universitatea din Galati, 1990.

Ionita I., Generatoare de abur-Indrumar de laborator, Universitatea din Galati, 1990.

Neaga C., Epure Al., Calculul termic al generatoarelor de abur-indrumar, Editura Tehnica, Bucuresti, 1988.

Panoiu N., Cazane de abur, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1988.

Panoiu N., s.a., Instalatii de ardere a combustibililor solizi, Editura Didactica si Tehnica, Bucuresti, 1985.

Ungureanu C., Generatoare de abur pentru instalatii energetice, clasice si nucleare, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1977.

Cap.1. COMBUSTIBILul UTILIZAt

Combustibilul utilizat are urmatoarele caracteristici:

C^cm +H^mc +N^mc +O^mc +S_c^mc =100[%]

1.1. Calculul compozitiei elementare a combustibilului in starea initiala

Folosind factorii de convertire din tabelul de mai jos se calculeaza compozitia elementara in starea initiala.

Aⁱ =A^anh

Cⁱ =C^mc

Hⁱ =H^mc

Nⁱ =N^mc

Oⁱ =O^mc

S_cⁱ =S_c^mc

Cⁱ +Hⁱ +Nⁱ +Oⁱ +S_cⁱ +Aⁱ +W_tⁱ =100[%]

Cap.2. CALCULUL material al ARDERII

calculul volumului de aer necesar arderii

Prin volum stoechiometric de aer de combustie se intelege volumul de aer necesar arderii complete a combustibilului, fara ca in gazele de ardere sa mai ramana oxigen.

Folosind reactia chimica de ardere a fiecarui element combustibil, se exprima principiul conservarii masei cu ajutorul ecuatiilor de bilant material. Starea normala a unui gaz corespunde presiunii de 760 torr si temperaturii de 0°C.

Conform legii lui Avogadro, la o temperatura si la o presiune data, un kilomol de gaz perfect ocupa acelasi volum.

Pentru starea normala (0°C si 760 torr) un kilomol de gaz perfect ocupa un volum de 22,41m³_N/kmol.

Legea lui Avogadro duce la concluzia ca volumul de 22,41m³_N din orice gaz sau de vapori de apa are masa egala cu masa moleculara a substantei respective.

Volumul de oxigen necesar arderii stoechiometrice:

=

Masa de oxigen necesar arderii stoechiometrice:

=

Volumul de aer necesar arderii stoechiometrice:

=

Masa de aer necesar arderii stoechiometrice:

=

2.2. calculul volumului de gaze de ardere

Volumul de dioxid de carbon:

=

Masa de dioxid de carbon:

=

Volumul de dioxid de sulf:

=

Masa de dioxid de sulf:

=

Volumul stoechiometric de azot:

=

Masa stoechiometrica de azot:

=

Volumul stoechiometric de vapori de apa:

=

Masa stoechiometrica de vapori de apa:

=

unde x =0,01 umiditatea absoluta a aerului,

Volumul stoechiometric de gaze de ardere:

=

Masa stoechiometrica de gaze de ardere:

=

Volumul de gaze de ardere la arderea cu supliment de aer:

=

Masa de gaze de ardere la arderea cu supliment de aer:

==

Volumul de gaze de ardere uscate:

=

2.3. Entalpia gazelor de ardere. Diagrama I_ga(t, λ)

In calculul termic al cazanului este necesara cunoasterea entalpiei gazelor de ardere pentru diferite temperaturi si coeficienti de exces de aer. De aceea se reprezinta grafic variatia entalpiei gazelor de ardere cu temperatura si coeficientul de exces de aer λ.

Calculul entalpiei gazelor de ardere se face cu relatia:

I_ga(t, l) = I_g(t) + I_cen(t) + (l - 1)V i

unde: a_antr - cota de cenusa antrenata de gazele de ardere. Se adopta din [1], tab. 4.1, pag. 220; a_antr.=0,9;

I_g(t)=V_co2 ·i_CO2+V_SO2 ·i_SO2+V ⁰_H2O ·i_H2O+V⁰_N2 ·i_N2 ;

- entalpiile dioxidului de carbon, dioxidului de sulf, vaporilor de apa, azotului si aerului umed. Ele se calculeaza ca produs dintre caldurile specifice medii la presiune constanta corespunzatoare si temperatura:

Cap.3. determinarea temperaturii de roua a gazelor de ardere

In exploatarea cazanului, pentru a nu provoca condensarea vaporilor de apa din gazele de ardere, temperatura lor de evacuare la cos trebuie marita, astfel incat temperatura peretilor metalici ai suprafetelor terminale sa se situeze deasupra temperaturii de roua acida.

Gazele de ardere contin vapori de apa datorita hidrogenului ars precum si datorita umiditatii combustibilului si a aerului.

Temperatura de roua t_r a gazelor de ardere aflate la o anumita temperatura t si presiune p, este temperatura la care trebuie racite gazele la presiune totala constanta, cu pastrarea aceleasi valori pentru , pentru ca ele sa devina saturate in apa, deci sa se depuna primele urme de roua pe o suprafata cu temperatura t_r. Temperatura de roua t_r este deci temperatura de saturatie ce corespunde presiunii partiale a vaporilor de apa din gazele de ardere .

Marimea se determina cu relatia:

[Pa]

Se observa ca temperatura de roua t_r variaza direct cu presiunea p din focar si cu continutul de hidrogen din combustibil. De asemenea ea variaza invers cu raportul de aer l

Temperatura de evacuare a gazelor de ardere nu trebuie sa fie mai mica decat valoarea data de relatia:

t_ev > t_r+25°C

Temperatura de roua se determina cu ajutorul figurii de mai jos, in care este prezentata variatia temperaturii de saturatie in functie de presiune.

15420 Pa t_sat = t_roua=53 C t_ev > 78 C

Temperatura de evacuare a gazelor de ardere trebuie sa aibe o valoare care sa asigure dispersia gazelor evacuate in atmosfera. Din accest motiv se alege t_ev = 120°C.

Fig. 3. Variatia temperaturii de saturatie in functie de presiune.

Pentru arderea combustibililor care contin sulf, in gazele de ardere cu temperaturi mai mari de 800^oC nu exista decat dioxid de sulf SO₂. Odata cu racirea gazelor incepe formarea trioxidului de sulf SO₃ agent coroziv foarte puternic. Condensarea vaporilor de apa din gazele de ardere are loc simultan cu condensarea vaporilor de anhidrida sulfurica SO₃, formandu-se o pelicula de acid sulfuric H₂SO₄. in faza initiala de formare, concentratia de acid sulfuric este 80-90%, iar agresivitatea fata de metalul tevilor este relativ scazuta. Cand concentratia in acid sulfuric a peliculei scade, agresivitatea ei creste, viteza maxima de corodare inregistrandu-se la temperaturi ale gazelor de ardere mai mici cu t=(30-50)°C sub temperatura de roua acida t_ra la combustibili fluizi si t=(15-30)°C la combustibili solizi.

Trecerea SO₂ in SO₃ se poate realiza daca este pus la dispozitie oxigenul necesar. Deoarece nu exista o relatie analitica intre raportul de aer si gradul de conversie α_s se utilizeaza date statistice.

Temperatura de roua acida pentru carbune se determina cu ajutorul nomogramei din fig. 3.13, pag. 186 [1] in functie de continutul de sulf din carbune Sⁱ si coeficientul de exces de aer λ la nivelul preincalzitorului de aer.

Rezulta t_{ra carbune}=°C

Cap.4. CALCULUL RANDAMENTULUI TERMODINAMIC BRUT

Randamentul termodinamic brut se determina utilizand metoda indirecta:

η_tb = 100 - (q₂ + q₃ + q₄ + q₅ + q₆) [%]

unde:

q₂ - pierderi termice relative prin evacuarea gazelor la cos:

q₂ =

Q₂ = I_ga (t_c, λ_c) - I_ga(t₀, λ_c)

t_c = t_ra + 10 ^oC =

t_c - temperatura de evacuare a gazelor de ardere la cos;

λ_c - coeficient de exces de aer al gazelor evacuate la cos. Se determina tinand seama de infiltratiile de aer fals in cazan:

l_c l_f SDl

l_f - coeficient de exces de aer la focar: l_f

Infiltratiile de aer fals pe traseul gazelor de ardere

λ = 0,5

I_ga (t_c, λ_c) = (din diagrama I_ga(t,λ))

I_ga (t₀, λ_c) = (din diagrama I_ga(t,λ))

t₀ - temperatura de referinta. Se adopta t₀ = 10^oC

q₄ -    pierderea termica relativa prin ardere fizic incompleta. Se adopta din tabelul 4.1., pag. 220 [1]; q₄ = 0,5%

q₃ - pierderea relativa de caldura prin arderea chimica incompleta. Se adopta din tab. 2.1, pag. 56, [2];    q₃ = 0%;

q₅ - pierderea relativa de caldura prin racirea suprafetelor exterioare ale cazanului. Se adopta din fig. 4.6,    

pag. 236 [1];

q₅ = 0,53%;

q₆ - pierderea relativa de caldura prin caldura fizica a produselor masice de ardere evacuate.

q₆=

unde:    Q₆ = (1 - a_antr) [i_cen(t_cen) - i_cen(t₀)]

i_cen(t_cen) = i_cen(600) = 560,02 kJ/kg.

i_cen(t₀) = i_cen(10) = 11,93 KJ/kg.

Randamentul termodinamic brut este:

h_tb =

Cap.5. BILANtUL TERMIC AL AGENTULUI SECUNDAR

La scrierea bilantului termic al agentului secundar pentru un cazan, trebuie calculate fluxurile de caldura primita de apa in schimbatoarele de caldura, fluxul de caldura pierdut cu apa de purjare, fluxul de caldura livrat cu aburul viu si fluxul de caldura introdus cu apa de alimentare.

Repartizarea fluxurilor de caldura pe fiecare schimbator pentru un anumit cazan este prezentata in figura corespunzatoare bilantului termic al agentului secundar (fig. 1).

In tabelul de mai jos sunt prezentati parametrii corespunzatori schemei de circulatie a fluidului de lucru.

Q_mab

Fluxul de caldura introdus cu apa de alimentare este:

f = (Q_mab + Q_mpj)i₂

kW

unde:

Q_mpj debitul de apa de purjare: Q_mpj= (0,02-0,03)·Q_mab

Fluxul de caldura primit de apa in economizorul E este:

f = (Q_mab + Q_mpj - Q_mj1 - Q_mj2)(i₃ -i₂)

kW

unde:

Q_mj1 debitul de apa injectata in regulatorul de temperatura RT1:

Q_mj1 = (0,08 0,12)Q_mab;

Q_mj2 = Q_mj1

Fluxul de caldura primit de apa in sistemul vaporizator V este:

f = (Q_mab - Q_mj1 - Q_mj2)(i_au - i₃) + Q_mpj(i_pj -i₃)

kW

unde:

i_au - entalpia aburului umed

i_au = x . i" + (1 - x) . i'

x = 0,98

i' si i" sunt entalpia apei la saturatie respectiv a aburului la saturatie corespunzatoare presiunii din tambur.

i' = 1626 kJ/kg] si i" = 2600 kJ/kg,

i_au= 2580,52 kJ/kg

Fig. 1. Schema termica si reprezentarea proceselor in diagrama T-s pentru un cazan de abur.

i_pj = i' = 1626 kJ/kg

Fluxul de caldura primit in supraincalzitorul SI este:

f = (Q_mab - Q_mj1 - Q_mj2)(i₅ - i_au)

kW

Fluxul de caldura primit de apa in supraincalzitorul SII este:

f = (Q_mab - Q_mj1 - Q_mj2)(i₆ - i₅) kW

Fluxul de caldura primit de apa in supraincalzitorul SIII este:

f = (Q_mab - Q_mj2)(i₈ - i₇) kW

Pentru a determina i₇ cu care aburul iese din regulatorul de temperatura RT₁, scriem ecuatia de bilant termic si obtinem:

i₇=

Fluxul de caldura primit de apa in supraincalzitorul SIV este:

f = Q_mab(i₁₀ - i₉) kW

Pentru determinarea lui i₉ se scrie ecuatia de bilant termic pe regulatorul de temperatura RT₂:

(Q_mab - Q_mj2)i₈ + Q_mj2 · i₂ = Q_mab ·i₉ [kW]

i₉=

Fluxul de caldura primit de apa in supraincalzitorul SV este:

f = Q_mab(i₁₁ - i₁₀) kW

Fluxul de caldura livrat cu aburul viu:

f = Q_mab · i₁₁ kW

Fluxul de caldura evacuat de apa de purjare este:

f = Q_mpj · i₃ kW

Fluxul util de caldura este dat de relatia:

_u = ₂ + ₃ + ₄ + ₅ + ₆ + ₇ + ₈ +₁₀

kW

Cap.4. CALCULUL DEBITULUI DE COMBUSTIBIL

Debitul de combustibil se calculeaza cu urmatoarea relatie:

B =

Cap. 7. DETERMINAREA TEMPERATURII ADIABATICE DE ARDERE

Temperatura adiabatica de ardere este o valoare calculata, care s-ar obtine in focar daca acesta ar fi captusit cu suprafete adiabate (nu ar avea loc schimbul de caldura dintre gazele fierbinti si peretii focarului).

Temperatura adiabatica de ardere nu poate fi masurata experimental, ea trebuie calculata cu ajutorul bilantului termic pentru focar. Pentru calculul temperaturii adiabatice (teoretice) se alege o suprafata de referinta in jurul focarului, (fig. 2) si o temperatura de referinta, t₀. Ea rezulta din ecuatia de bilant termic scrisa pentru sistemul ales (delimitat de suprafata de referinta): suma cantitatilor de caldura introduse in sistem pentru fiecare unitate de combustibil este egala cu suma cantitatilor de caldura care ies din sistem.

Fig. 2. Determinarea temperaturii adiabatice de ardere.

In cazul arderii combustibililor solizi macinati (schema inchisa de preparare a prafului), ecuatia de bilant termic din care se poate calcula temperatura adiabatica este:

Qⁱ_i+δi_c+(1-0,01·q₄)+Q_MV=(1-0,01·q₄)·I_ga(t_ad,l_f)+ Q₃+Q₄ +Q_5t+Q_5m+Q_5f+Q₆ [kJ/kg]

unde: l_p si l_f - coeficientul de exces de aer la iesirea din PAR, respectiv din focar: l_p l_f

t_p^" - temperatura aerului la iesirea din PAR: t_p^"=320°C;

Q_MV - partea din energia electrica de antrenare a morii ventilator, care trece in caldura inmagazinata de carbune. Se determina cu relatia: Q_MV = K_m ·E_m [kJ/kg];

E_m - energia necesara macinarii carbunelui; E_m = (42 57) kJ/kg.

K_m - fractia din consumul specific de energie electrica transformta in caldura; K_m = 0,8.

Q_5t, Q_5m, Q_5f [kJ/kg comb] - pierderea de caldura in exterior prin peretii turnului de uscare, ai morii ventilator, respectiv ai focarului: Q_5t, Q_5m, Q_5f = 0,5·Q₅

Pentru calculul temperaturii teoretice din ecuatia de ma sus exista doua posibilitati:

- metoda aproximatiilor succesive. Se considera o valoare pentru temperatura teoretica, cu care se calculeaza apoi entalpia gazelor de ardere, se introduce aceasta valoare in relatia de mai sus si daca egalitatea este satisfacuta se considera corecta alegerea temperaturii teoretice. In caz contrar, se recurge la alegerea unei noi valori si se repeta procedurile pana cand egalitatea este satisfacuta.

- metoda grafica ce consta in folosirea diagramei speciale I_ga(t, λ). Se calculeaza valoarea I_ga(t_ad,λ_f) cu care apoi se deduce din diagrama temperatura teoretica.