proiect - aparate termice

UNIVERSITATEA POLITEHNICA TIMISOARA

FACULTATEA DE CONSTRUCTII

SECTIA : INSTALATII PENTRU CONSTRUCTII

DISCIPLINA: APARATE TERMICE

PROIECT

APARATE TERMICE

Coordonator: Student: As.Drd. Ing. Cristian Pacurar Daia Decebal Marius An III Instalatii

2010-2011

APARATE TERMICE - an III DAIA MARIUS

TEMA PROIECTULUI

Sa se dimensioneze un cazan din elemente de otel cu apa calda functionand cu combustibil

lichid cu puterea termica :

[kW] ;

Analiza elementara a combustibilului lichid este :

Element ValoareCarbon [%]Hidrogen [%]Sulf [%] 0,7Oxigen [%] 0,5Azot [%] 0,4Umiditate [%] 0,4Cenusa [%] 0

A.Partea scrisa

1. Bilantul material al procesului de ardere

2. Diagrama I-t

3. Diagrama Ostwald

4. Calculul consumului de combustibil si al randamentului

5. Calculul temperaturilor si entalpiilor pe traseul gazului de ardere

6. Calculul de verificare

7. Calculul termic al focarului

8. Calculul termic al drumurilor convective I si II

9. Calculul de echilibrare al suprafetelor de transfer termic

10. Calculul gazodinamic al cazanului

B.Partea desenata

1. Diagrama I-t

2. Diagrama Ostwald

3. Elementele caracteristice ala cazanului

4. Sectiuni orizontale si verticale prin cazan

2


Puterea termica a cazanului :

[kW]

N = 2 => [kW]

1. Bilantul material al procesului de ardere

Pentru a se stabili bilantul material al procesului de ardere trebuie cunoscuta compozitia

combustibilului:

c = = = 86 %

h = = = 12 %

s-o =

Verificare :

%

Compozitia combustibilului se determina prin analiza imediata a combustibilului sau se poate

extrage din literatura de specialitate.

1.1 Aerul minim necesar arderii

(1.2)

= 3,089

unde marimile care constituie combustibilul se introduc in valori absolute.

Tinand seama de continutul de 21% (procente vulumice) de oxigen in aer, se poate scrie

aerul minim necesar arderii :

(1.3)

= 14,709

3


1.2 Volumul teoretic al produselor arderii

1.2.1Volumul teoretic al fumului uscat

= = 1,605 (1.5)

= = 0,0049 (1.6)

= = 0,0032 (1.7)

- care rezulta din continutul de azot din combustibil.

= 11,620 (1.8)

- care rezulta din aerul atmosferic introdus pentru realizarea procesului de ardere.

= 0,032 + 11,620 = 11,623 (1.9)

Produsele arderii prezentate mai sus de forma si se noteaza cu (componente

triatomice).

= 1,6099 (1.10)

Produsele arderii mai sus mentionate reprezinta fumul uscat (gazelle de ardere uscate) notate

cu .

= = 1,6099 + 11,623 = 13,2329 (1.11)

1.2.2 Volumul teoretic al fumului umed (gaze de ardere umede)

Provine din vaporii proveniti prin arderea hidrogenului si din umiditatea continuta de combustibil

= = 1,348 (1.12)

1.2.3 Volumul total teoretic al gazelor de ardere

= 13,232 + 1,348 = 14,58 (1.13)

Participarea volumica a vaporilor de apa in gazele de ardere se calculeaza cu relatia :

4


= = 0,092 (1.14)

Presiunea partiala teoretica a vaporilor de apa din gazele de ardere se determina cu relatia :

= 0,092 (1.15)

- unde este presiunea absoluta a gazelor de ardere ( )

Rezulta temperatura teoretica a punctului de roua (vezi tabele de abur si apa la saturatie, functie de

presiune).

1.3 Volumul real al produselor arderii

In instalatiile de ardere se asigura o cantitatea mai mare de aer decat este cea calculata teoretic

(V>Vo). Diferenta ( vol. excedentar), nu participa la procesul de ardere dar paraseste

instalatia la o temperatura mai mare decat la cea la care a fost introdus in focar.

Se defineste coeficientul de excedent de aer

; λ (1.16)

Valorile recomandate pentru sunt cuprinse in intervalul 1,05-1,15. De asemenea se

considera ca excesul de aer ramane nemodificat pana la cos, cazanul fiind etans.

= = 15,315 (1.17)

Volumul real de aer necesar arderii se calculeaza cu relatia :

= = 15,444 (1.18)

Densitatea gazelor de ardere la starea normala se calculeaza cu relatia :

= = 1.369 (1.19)

Presiunea partiala a componentelor triatomice cu gazele de ardere se determina cu relatia :

= = 0,105 (1.20)

Presiunea partiala a vaporilor de apa in gazele de ardere se determina cu relatia :

= = 0,088 (1.21)

Rezulta temperatura reala a punctului de roua (vezi tabele de abur si apa la saturatie, functie

de presiune).

DIAGRAMA OSTWALD

5


Pentru urmarirea procesului de ardere se construieste diagrama Ostwald cu ajutorul careia se

pot determina coeficientul de excedent de aer si continutul de monoxid de carbon din gazele de

ardere daca se determina prin analiza experimentala continutul de oxigen respectiv bioxid de carbon

din gazele de ardere.

Se calculeaza:

- continutul maxim de CO din gazele de ardere in conditii teoretice de ardere cu relatia:

[%]

- continutul de O2 din gazele de ardere in conditiile arderii teoretice (=1) in conditiile in care se

produce oxidarea carbonului pana la monoxid de carbon:

[%]

- continutul maxim de monoxid de carbon din gazele de ardere :

=11,43 [%]

Se considera sistemul de coordonate in care avem continutul de O2 in abscisa respectiv

continutul de CO2 in ordonata.

Continutul mare de CO2 ( CO2max) se reprezinta pe ordonata in punctul C iar punctul B

reprezinta un continut de 21% O2 se reprezinta pe abscisa.

Tot pe abscisa corespunzator scarii pentru continutul de O2 se pozitioneaza continutul de O2

la CO2 tot pe abscisa in punctul A.

Se unesc punctele A cu C si B cu C .

Pe trasarea dreptelor de egal exces de aer se completeaza tabelul 2 .

Pentru fiecare lungime L se masoara segmental corespunzator pornind din punctul C pe

segmentul BC .

Prin punctele anterior determinate se traseaza paralele cu AC dreptele respective

reprezentand dreptele de egal exces de aer.

Se masoara segmentul AC notat cu L1 [mm] ; L1 = 135 mm

Se calculeaza segmentul unitate pentru continutul de CO cu relatia:

11,81

λ 1-(1/λ) Lλ=λ (1-1/λ)∙

6


1 0 01.1 0.09 21.271.2 0.17 39.001.3 0.23 54.001.4 0.29 66.861.5 0.33 78.001.6 0.38 87.751.7 0.41 96.351.8 0.44 104.001.9 0.47 110.842 0.50 117.00

2.2 0.55 127.642.4 0.58 136.502.6 0.62 144.002.8 0.64 150.433 0.67 156.00

3.5 0.71 167.144 0.75 175.50

4.5 0.78 182.005 0.80 187.20

5.5 0.82 191.456 0.83 195.00

6.5 0.85 198.007 0.86 200.578 0.88 204.759 0.89 208.00

10 0.90 210.60

7


Calculul consumului de combustibil si al randamentului

Calculul puterii calorifice inferioare a combustibilului.

= 43540,54

Calculul pierderilor specific de caldura:

4.1 Pierderile de caldura prin gazele evacuate la cos

Cazanul fiind cu apa calda, deci cu temperatura joasa a fluidului primitor de caldura se

admite initial o temperatura la cos cu relatia aproximativa :

= = 170

in care temperatura medie a apei este : = = 170

Din diagrama I-t se afla valoarea entalpiei gazelor de ardere la cos

= 3389,557

Entalpia aerului de ardere se calculeaza pentru temperatura ambianta

taer = 32,5 °C

= = 501,944

Rezulta pierderea specifica la cos :

= = 0,06632 [W]

4.2 Pierderile de caldura prin ardere incompleta de natura chimica

In proiectare se admite o pierdere prin ardere incompleta, cazanul fiind cu ecranare medie

[W]

4.3 Pierderile de caldura prin ardere incompleta de natura mecanica

Combustibilul nefiind solid

[W]

4.4 Pierderile de caldura prin suprafata exterioara a cazanului

Functie de sarcina termica a cazanului si de natura agentului se determina din tabele

= 0,06

8


Cazane de abur Cazane de apa caldaDebit [t/h]

fara suprafete anexe

cu suprafete anexe

Debit [MW]

1 2 3 4 5

sub 1 6 - sub 0,7 61,25 4,8 - 0,8 5,61,5 4,2 - 0,9 5,32 3,4 4,2 1 4,6

2,5 2,9 3,7 1,25 4,03 2,5 3,3 1,5 3,44 2,1 2,9 2 2,85 1,85 2,5 2,5 2,46 1,65 2,3 3 2,18 1,35 1,95 4 1,810 1,20 1,75 5 1,5512 1,10 1,6 6 1,415 1,0 1,45 8 1,220 - 1,30 10 1,1525 - 1,15 12 1,030 - 1,10 15 0,940 - 1,0 20 0,7550 - 0,9 25 0,65

30 0,6040 0,5050 0,50

Randamentul cazanului, se determina cu relatia :

= 1- (0,06632+ 0,01 + 0 + 0,06) = 0,86368

= = 86,368

Consumul de combustibil, se determina cu relatia :

= = 0,009573

Bh = = = 34,46

Bilantul de ansamblu al cazanului

- Fluxul de caldura util al cazanului este : = 360

- Fluxul de caldura adus de combustibil : = = 416,813

- Fluxul de caldura adus cu aerul de ardere :

= 4,805

- Fluxul de caldura pierdut la cos : = = 32,448

- Fluxul de caldura pierdut prin ardere incompleta :

= 4,168

- Fluxul de caldura pierdut spre exterior :

= =25,008

9


Se intocmeste tabelul de bilant :

Combustibil, pierderi [kW] Util [kW]1 2

Qc 416,813Qa 4,805

- Qcos 32,448- Qinc 4,168- Qext 25,008

∑Q=Q ‘ ∑Q=Q ‘’

Eroarea relativa :

= = 0,00166 %

Daca eroarea relativa este mai mare de 1% este necesar sa se reia calculele.

3. Calculul temperaturilor si entalpiilor gazelor de ardere pe traseu.

Entalpia teoretica de ardere se calculeaza cu relatia :

= = 43607,079 `

Se determina temperatura teoretica de ardere din diagrama I=t

= 1863,9

Se alege temperatura la capatul focarului cu valori mai mici pentru sarcini

termice mici.

Se gaseste din diagrama I=t entalpia gazelor de ardere la capatul focarului »

tf = 900OC => If = 19510,755

Fluxul de caldura preluat prin radiatie in focar va fi :

= = 216,235

Fluxul de caldura care se preia in sistemul convectiv C I si C II este :

= 360 – 216,255 = 143,765

Acest flux se imparte pe cele doua fascicole astfel :

= = 107,824 si

= 143,765-107,824= 35,941

Deoarece pe primul drum convectiv temperaturile gazelor de ardere fiind mult mai ridicate,

fluxul unitar de caldura va fi mai mare, iar suprafata de schimb de caldura este mult mai mare si ea,

in comparatie cu suprafata celui de-al doilea drum convectiv.

10


4. Calculul de verificare

Entalpia gazelor de ardere la sfarsitul primului drum convectiv este :

= = 7528,493

Si din diagrama I=t rezulta temperatura = 421,1319

Entalpia gazelor de ardere la sfarsitul celui de-al doilea drum convectiv este :

= = 3534,406

Si din diagrama I=t rezulta temperatura = 177,18

Inchiderea bilantului impune si

Si se admit erorile relative :

= = 0,332168 maxim 0.5%

= = 0,003852 maxim 0.5%

Erori mai mari indica o greseala de calcul .

In final se intocmeste tabelul de mai jos :

Suprafata Flux calduraTemperaturi gaze

intrare iesire1 2 3 4

Focar QR = 216,235 t0 = 1863,9 tf = 900Convectiv I QCI = 107,824 tf = 900 tCI = 421,1319Convectiv II QCII = 35,941 tCI = 421,1319 tcos = 170

11


5. Calculul termic al focarului

Focarul de tip camera din perete metalic continuu are urmatoarele dimensiuni conform figurii de

mai jos .

Se calzuleaza suprafata preliminara de radiatie in focar cu relatia :

= = 2,6675

unde :

QR - fluxul de caldura transmis prin radiatie [kW] ;

e- caracteristica radianta a focarului; pentru combustibil lichid si solid

= 900+273 = 1173

= 70 + 273 + 25 = 368

Unde temperatura peretelui tevii s-a admis o temperatura cu 25 grade mai mare decat

temperatura medie a fluidului interior.

Se alege apoi dimensiunea elementului, de regula functie de puterea cazanului. Cazanele

Metalica au doua tipuri dimensionale de baza, P si R conform tabelului urmator.

Tip cazan

Q [kW]a

[mm]h

[mm]as

[mm]Nr. de

elementeLungime

cazanLungime

focartip P 360 852 1263 65 8÷25 1332÷4120 1148÷3936

- diametrul tevii Ø133x4; ( m)- latimea nervurii 30 mm ; (+1 interstitiu)

- pasul elementelor 164 mm ; ( m)

Cu cotele aratate pentru focar se predimensioneaza focarul. Se alege inaltimea de samotare :

= = 0,6315

12


Grosimea de samotare se alege de regula 65mm.

Rezulta :

Cu marimea a, h, hs alese rezulta lungimea preliminara a focarului.

= = 0,7524 m

Se calculeaza apoi volumul focarului .

= = == 0,6594

Suprafata peretilor focarului este :

=

=

= 4,8318

Grosimea stratului radiant de gaze este :

= = 0,4913 m

Se calculeaza caracteristica radianta a gazelor de ardere din focar.

= 0,3268

Gradul de negreala al focarului :

= = 0,164605

Caracteristica radianta a flacarii si gazelor din focar :

= = 0,1109 coeficient de luminozitate al flacarii pentru combustibil gazos

coeficient de luminozitate al flacarii pentru combustibil lichid

Gradul de ecranare al focarului.

= = 0,5521

coeficient de murdarire al suprafetelor pentru combustibil gazos

coeficient de murdarire al suprafetelor pentru combustibil lichid

Cu aceste date se determina suprafata de radiatie a focarului :

13


[ m2 ]

= 7,928301 m2

unde To este temperatura teoretica de ardere (to+273) => To = 1863,9 + 273 = 2136,9

M- factorul de pozitie a flacarii in focar, pentru combustibil lichid sau gazos

= 0,43 cu: a = 0,52; b = 0,3;

Aceasta suprafata va fi diferita de FR’ determinata in calculul aproximativ. Daca diferenta

este mai mare de 20% se reia calculul cu alte valori pentru Vf si Fper, corespunzatoare lui FR.

= 66,355 %

In conditiile in care diferenta relativa dintre FR si F`R este > 20% se reiau calculele

considerand valoarea lui FR = F`R = 7,928301 si se calculeaza de la lungimea focarului

= = 3,2398

= = = = 3,0151 m3

=

=

= 15,0301 m2

= = 0,7222 m

= 0,2696

= = 0,1993

= = 0,1323

14


= = 0,5275

[ m2 ]

= 6,547 m2

=> = 17,427%

Aceste elemente au urmatoarele destinatii :1 element inchidere fata2 elemente intoarcere fata1 element inchidere spate2 elemente intoarcere spate10 elemente de mijloc

6. Calculul termic al drumurilor convective

a) Calculul termic al primului drum convectiv

Pentru stabilirea sectiunii de trecere a gazelor de ardere se stabilesc dimensiunile drumului

convectiv I.

Sectiunea libera de trecere este :

= = 0,107 m2

15


Distanta intre tevile cadrului exterior si cel interior se alege m mm, o

distanta mai mica nefiind posibila tehnologic din punct de vedere al sudurilor pe teava de baza, iar o

distanta mai mare nefiind necesara deoarece vitezele de curgere sunt si asa foarte mici.

Pentru calculul vitezei de curgere se determina temperatura medie a gazelor de ardere .

= = 634,552

Viteza de curgere a gazelor se determina cu relatia :

= = 4,547 m/s

Pentru temperatura medie a gazelor de ardere tm se determina urmatoarele valori :

- Vascozitatea cinematica => =

- Conductibilitatea termica => =

- Criteriul Prandtl Pr => 0.616

Valorile constantelor fizice ale gazelor de ardere si ale aerului

t Gaze de ardere Aer Pr Pr

1 2 3 4 5 6 7

0 12,2 2,28 0,72 13,3 2,43 0,71100 21,5 3,13 0,69 23,0 3,12 0,71200 32,8 4,01 0,67 34,8 3,74 0,71

tm2 290,567 44,537 4,771 0,652300 45,8 4,85 0,65 48,2 4,37 0,71400 60,4 5,70 0,64 63,0 4,91 0,71500 76,3 6,55 0,63 79,3 5,45 0,71600 93,6 7,42 0,62 96,8 5,98 0,71

tm1 634,552 101,247 7,73 0,616700 112 8,27 0,61 115 6,47 0,71800 132 9,16 0,60 135 7,00 0,71900 152 10,02 0,59 155 7,40 0,711000 174 10,9 0,58 178 7,84 0,711100 197 11,75 0,57 199 8,26 0,711200 221 12,55 0,56 223 8,66 0,711300 245 13,5 0,55 248 9,45 0,711400 272 14,42 0,54 273 9,98 0,711500 297 15,33 0,53 300 10,39 0,711600 323 16,3 0,52 328 10,8 0,71

apoi se determina criteriul hidrodinamic :

= = 56586,565

16


= = 1,26

Corectia de asezare a tevilor (pentru o asezare in linie) este :

= = 0,969

Se calzuleaza apoi coeficientul de schimb de caldura prin convectie, considerand cu

aproximatie o scaldare transversala a unui fascicol in linie, in ipoteza 103<Re<105.

Prper = Pr f(tp) unde tp = 95 °C => Prper = 0.6915

= 8,751

- unde indicele s arata ca marimile se refera la o temperatura medie intre temperatura gazelor de

ardere tm si temperatura peretelui tevii tp.

= 70 + 25 = 95 °C ;

= = 364,776 °C

= 0.193

Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie este determinat astfel :

- s grosimea stratului radiant de gaze :

= = 0,06619 m

- constanta de radiatie a gazelor este :

= 1,052

Unde = 634,552 + 273 = 907,552

- coeficientul de emisie al gazelor de ardere : = = 0,067

- coeficientul de radiatie :

17


= 4,248

Unde

= 70 + 25 + 273 = 368 K

Coeficientul de trecere a caldurii este :

= = 12,303

Unde pentru scaldarea imperfecta a tevilor.

Coeficientul global de schimb de caldura este :

= = 10,617

Unde pentru comb. lichid.

Diferenta medie de temperatura se determina conform schemei :

= = 520,16

= 900 – 70 = 830

= 369,104 – 70 = 299,104

Se determina suprafata de schimb de caldura a drumului comvectiv I cu formula :

= = 19,524 m2

Suprafata unui element este constituita din semitevile care definesc canalul de curgere plus

suprafata tevii de legatura intre cadrul interior si exterior. Analitic este:

adica

18


= 1,932

Numarul de elemente necesare pentru preluarea fluxului de caldura QCI este :

= = 11,1056 => 12 elemente

NelI = 12 elemente

Se adauga suprafata unui element datorita scaldarii partiale a elementelor de inchidere fata si spate.

b) Calculul termic al drumului convectiv II

Pentru stabilirea sectiunii de trecere a gazelor de ardere se stabilesc dimensiunile drumului

convectiv II .

Sectiunea libera de trecere este :

= = 0.110 m2

Distanta intre tevile axului exterior si fundatie se alege

e = 160 mm = 0,16 m

Si spatiul efectiv liber sub cadru ramane :

Pentru calculul vitezei de curgere se determina temperatura medie a gazelor de ardere :

= = 269,552

Rezulta :

= = 2,64 m/s

Pentru temperatura medie a gazelor de ardere se determina , si ; dupa care se

determina .

= = 11810,526

19


In care lungimea caracteristica este :

= 0,187 , dublul latimii canalului.

Valoarea simplexului de lungimi este :

pentru

=> = 1,47

Unde L se poate lua cu aproximatie lungimea focarului .

Se calculeaza coeficientul de convectie :

pentru

Re = 11810,526 => = 16,986

Coeficientul de schimb de caldura prin radiatie se calculeaza numai daca :

Coeficientul de trecere al caldurii este pentru

pentru ; tm = 269,552 =>

Coeficientul global de schimb de caldura :

= = 13,933 unde pt. comb lichid.

Diferenta medie de temperatura se determina conform schemei :

= = 157,752

= 369,104 – 70 = 299,104

20


= 170 – 100 = 70

Suprafata de schimb de caldura a drumului convectiv II se determina cu relatia :

= = 16,35

Suprafata unui element este constituita din semiteava care limiteaza partea inferioara a cazanului si

aripioara aferenta :

adica

= 0,245

Numarul de elemente necesare pentru preluarea fluxului de caldura QCII este :

= = 67,738 => 68 de elemente

Se adauga suprafata unui element datorita scaldarii partiale a elementelor de inchidere fata si spate.

7. Calculul de echilibru al suprafetelor

In conditiile in care numarul de elemente de pe primul drum convectiv difera de numarul de

elemente de pe cel de-al II-lea drum convectiv , se trece la etapa de echilibru a numarului de

elemente pe cele doua drumuri convective tinand seama de fluxurile unitare de caldura.

= 27,495 => 28 elemente

qI = KI × tmI = 10,617 × 520,162 = 5522,559

qII = KII × tmII = 13,393 × 157,752 = 2112,772

Inaltimea de samotare hs se calculeaza in ipoteza in care numarul de elemente ale focarului cu

numarul de elemente de pe drumurile convective dupa echilibrare:

= 0,1388 m

8. Calculul de gazodinamic al cazanului

Are drept scop stabilirea pierderilor de presiune si debitelor circuitului gazelor de ardere si a

aerului de ardere.

21


Gazele de ardere se pot evacua prin tiraj artificial cu ajutorul ventilatoarelor de gaze de

ardere (exhaustoare) sau prin tiraj natural al cosului de fum.

Aerul de ardere se introduce in cazan cel mai frecvent cu ventilatoarele de ardere. La

cazanele cu debit mic acestea pot lipsi, introducerea aerului in focar facandu-se prin efectul de tiraj

al instalatiei.

Calculul pierderilor de presiune locala pe circuitul gazelor de ardere atat in cazul curgerii

izoterme cat si in cazul curgerii cu schimb de caldura se calculeaza cu formula:

[Pa]

1. Pierderea de presiune pe un fascicol de tevi asezate in linie

, unde nr = nelc

= 2,996

Daca se noteaza = = 0,968

atunci pentru:

a) ;

avem = = 0,5129

b) ;

avem

apoi se calculeaza:

= 791,534

unde:

de = = = 0.326 [m]

w = = = 0,2427 m/s

St = = = 0,604 m

22


= = 0,0302 Pa

=> din tabel f(tmI) unde tmI = = 634,552 [OC]

2. Pierderea locala de presiune la intoarcerea primului gaz de ardere spre al II-lea drum

convectiv cu 180 O

St = = = 0,508 m2

= = 1,481

unde:

B – coeficientul care tine cont de unghiul de intrare a gazelor de ardere

la 180O , B = 1,41

C – coeficientul care tine cont de laturile de intoarcere

0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,5 2 3 4 6 8

C 1,22 1,13 1,03 1,04 1 0,9 0,86 0,86 0,9 0,97 1

= 1,55 => C= 0,875

w = = = 0,144 m/s

= = 0,0039 Pa

=> din tabel f(tf)

3. Pierderea locala de presiune la intoarcerea gazelor de ardere din primul drum convectiv in

al II-lea drum convectiv

St = = = 0,053 m2

w = = = 1,383 m/s

= = 0,0207

C = 1,081

23


= = 0,010 [Pa]

= 0,5106

4. Pierderea de presiune locala la racordul la cos

= = 2,795 Pa

w = = = 4,729 [m/s]

St = = 0,031

D – diametrul de racord la cos

daca: Q < 300 kW – D = 150 mm

300 < Q < 600 kW – D = 200 mm

Q > 600 kW – D = 300 mm

Δptot = ΔpI + ΔpII + ΔpIII + ΔpIV = 0,0302 + 0,0039 + 0,010 + 2,795 = 2,8391 [Pa]

24

proiect - aparate termice

Documents