Stat instituție de învățământ superior învăţământul profesional

„Universitatea Tehnică de Stat Samara”

Departamentul de Tehnologie Chimică și Ecologie Industrială

LUCRARE DE CURS

la disciplina „Termodinamică tehnică și inginerie termică”

Tema: Calculul unei instalații de recuperare a căldurii pentru gazele reziduale ale unui cuptor de proces

Completat de: Studenta Ryabinina E.A.

ZF curs III grupa 19

Verificat de: Consultant Churkina A.Yu.

Samara 2010

Introducere

Majoritatea întreprinderilor chimice generează deșeuri termice de înaltă și joasă temperatură, care pot fi utilizate ca resurse energetice secundare (SER). Acestea includ gazele de ardere de la diferite cazane și cuptoare de proces, fluxuri răcite, apă de răcire și abur rezidual.

SRE termice acoperă în mare măsură nevoile de căldură ale industriilor individuale. Astfel, în industria azotului, peste 26% din cererea de căldură este satisfăcută prin surse regenerabile de energie, iar în industria sifonului - mai mult de 11%.

Numărul de SER utilizate depinde de trei factori: temperatura SER-urilor, puterea termică a acestora și continuitatea ieșirii.

În prezent, cea mai răspândită este recuperarea căldurii din gazele industriale reziduale, care pentru aproape toate procesele de incendiu au un potențial de temperatură ridicat și pot fi utilizate continuu în majoritatea industriilor. Căldura gazelor de eșapament este componenta principală a bilanțului energetic. Este folosit în principal în scopuri tehnologice și, în unele cazuri, în scopuri energetice (în cazanele de căldură reziduală).

Cu toate acestea, utilizarea pe scară largă a SRE termică la temperatură înaltă este asociată cu dezvoltarea metodelor de reciclare, inclusiv căldura zgurii fierbinți, a produselor etc., a noi metode de reciclare a căldurii gazelor de eșapament, precum și cu îmbunătățirea design-urilor existente. echipamente de reciclare.

1. Descrierea schemei tehnologice

În cuptoarele tubulare care nu au cameră de convecție, sau în cuptoarele radiant-convecție, dar cu o temperatură inițială relativ ridicată a produsului încălzit, temperatura gazelor de evacuare poate fi relativ ridicată, ceea ce duce la creșterea pierderilor de căldură, o scădere. în eficiența cuptorului și consumul de combustibil mai mare. Prin urmare, este necesar să se folosească căldura de la gazele de eșapament. Acest lucru se poate realiza fie prin utilizarea unui încălzitor de aer, care încălzește aerul care intră în cuptor pentru arderea combustibilului, fie prin instalarea de cazane de căldură reziduală, care furnizează vaporii de apă necesari nevoilor tehnologice.

Cu toate acestea, pentru a încălzi aerul, sunt necesare costuri suplimentare pentru construcția unui încălzitor de aer, a unei suflante, precum și a consumului suplimentar de energie consumat de motorul suflantei.

Pentru a asigura funcționarea normală a încălzitorului de aer, este important să preveniți posibilitatea coroziunii suprafeței sale din partea fluxului de gaze arse. Acest fenomen este posibil atunci când temperatura suprafeței de schimb de căldură este sub temperatura punctului de rouă; în acest caz, o parte din gazele de ardere, în contact direct cu suprafața încălzitorului de aer, se răcește semnificativ, vaporii de apă conținuti în ele se condensează parțial și, absorbind dioxidul de sulf din gaze, formează un acid slab agresiv.

Punctul de roua corespunde temperaturii la care presiunea vaporilor de apa saturati este egala cu presiunea partiala a vaporilor de apa continuti in gazele de ardere.

Una dintre cele mai fiabile metode de protecție împotriva coroziunii este preîncălzirea aerului într-un fel (de exemplu, în încălzitoare cu apă sau cu abur) la o temperatură peste punctul de rouă. O astfel de coroziune poate apărea și pe suprafața conductelor de convecție dacă temperatura materiei prime care intră în cuptor este sub punctul de rouă.

Sursa de căldură pentru creșterea temperaturii aburului saturat este reacția de oxidare (combustie) a combustibilului primar. Gazele de ardere formate în timpul arderii își renunță căldura în radiație și apoi în camerele de convecție către fluxul de materie primă (vapori de apă). Vaporii de apă supraîncălziți sunt furnizați consumatorului, iar produsele de ardere părăsesc cuptorul și intră în cazanul de căldură reziduală. La ieșirea din HRSG, vaporii de apă saturati sunt reintroduși în cuptorul de supraîncălzire cu abur, iar gazele de ardere, răcite de apa de alimentare, intră în încălzitorul de aer. Din aeroterma, gazele de ardere intră în KTAN, unde apa care intră prin serpentină este încălzită și merge direct la consumator, iar gazele de ardere sunt eliberate în atmosferă.

2. Calcul cuptorului

2.1 Calculul procesului de ardere

Să determinăm căldura inferioară de ardere a combustibilului Q r n. Dacă combustibilul este o hidrocarbură individuală, atunci căldura sa de ardere Q r n egală cu căldura standard de ardere minus căldura de evaporare a apei conținută în produsele de ardere. De asemenea, poate fi calculată folosind efectele termice standard ale formării produselor inițiale și finale pe baza legii lui Hess.

Pentru un combustibil constând dintr-un amestec de hidrocarburi, căldura de ardere este determinată de regula aditivității:

Unde Q pi n- caldura de ardere i-a componenta de combustibil;

y eu- concentrare i-a componentă a combustibilului în fracțiuni de unitate, apoi:

Q r n cm = 35,84 ∙ 0,987 + 63,80 ∙ 0,0033+ 91,32 ∙ 0,0012+ 118,73 ∙ 0,0004 + 146,10 ∙ 0,0001 = 35,75 M.J/m .

Masa molară a combustibilului:

Mm = Σ M i ∙ y eu ,

Unde M i– masa molara i-a-a componentă de combustibil, de aici:

M m = 16,042 ∙ 0,987 + 30,07 ∙ 0,0033 + 44,094 ∙ 0,0012 + 58,120 ∙ 0,0004 + 72,15 ∙ 0,0001 + 44,0 ∙ 0,0 0 1 0 0 1 00 7 = 16,25 kg/mol.

kg/m3,

Apoi Q r n cm, exprimat în MJ/kg, este egal cu:

MJ/kg.

Rezultatele calculului sunt rezumate în tabel. 1:

Compoziția combustibilului Tabelul 1

Să determinăm compoziția elementară a combustibilului, % (masă):

,

Unde n i C , NIH , n i N , n i O- numărul de atomi de carbon, hidrogen, azot și oxigen din moleculele componentelor individuale care alcătuiesc combustibilul;

Conținutul fiecărei componente de combustibil, masă. %;

x i- conținutul fiecărui component al combustibilului, mol. %;

M i- masa molară a componentelor individuale de combustibil;

M m- masa molară a combustibilului.

Verificarea compozitiei :

C + H + O + N = 74,0 + 24,6 + 0,2 + 1,2 = 100% (greutate).

Să determinăm cantitatea teoretică de aer necesară pentru arderea a 1 kg de combustibil se determină din ecuația stoechiometrică a reacției de ardere și conținutul de oxigen din aerul atmosferic. Dacă se cunoaște compoziția elementară a combustibilului, cantitatea teoretică de aer L 0, kg/kg, calculată prin formula:

În practică, pentru a asigura arderea completă a combustibilului, se introduce o cantitate în exces de aer în cuptor să aflăm debitul real de aer la α = 1,25:

L = αL 0 ,

Unde L- debitul real de aer;

α - coeficientul de exces de aer,

L = 1,25∙17,0 = 21,25 kg/kg.

Volumul specific de aer (nr.) pentru arderea a 1 kg de combustibil:

Unde ρ în= 1,293 – densitatea aerului în condiții normale,

m3/kg.

Să aflăm cantitatea de produse de ardere formată atunci când este ars 1 kg de combustibil:

dacă este cunoscută compoziția elementară a combustibilului, atunci compoziția în masă a gazelor de ardere la 1 kg de combustibil în timpul arderii complete poate fi determinată pe baza următoarelor ecuații:

Unde m CO2 , mH2O , m N2 , m O2- masa gazelor corespunzătoare, kg.

Cantitatea totală de produse de ardere:

m p.s. = m CO2 + m H2O + m N2 + m O2 ,

m p.s.= 2,71 + 2,21 + 16,33 + 1,00 = 22,25 kg/kg.

Verificăm valoarea rezultată:

Unde W f- consumul specific de abur al duzei în timpul arderii combustibil lichid, kg/kg (pentru combustibil gazos W f = 0),

Deoarece combustibilul este un gaz, neglijăm conținutul de umiditate din aer și nu ținem cont de cantitatea de vapori de apă.

Să găsim volumul de produse de ardere în condiții normale formate în timpul arderii a 1 kg de combustibil:

Unde m i- masa gazului corespunzător format în timpul arderii a 1 kg de combustibil;

ρ i- densitatea unui gaz dat în condiţii normale, kg/m 3 ;

M i- masa molară a unui gaz dat, kg/kmol;

22,4 - volum molar, m 3 /kmol,

m3/kg; m3/kg;

m3/kg; m3/kg.

Volumul total al produselor de ardere (nr.) la debitul real de aer:

V = V CO2 + V H2O + V N2 + V O2 ,

V = 1,38 + 2,75+ 13,06 + 0,70 = 17,89 m 3 /kg.

Densitatea produselor de ardere (nr.):

kg/m3.

Să găsim capacitatea termică și entalpia produselor de ardere a 1 kg de combustibil în intervalul de temperatură de la 100 °C (373 K) la 1500 °C (1773 K), folosind datele din tabel. 2.

Capacități termice specifice medii ale gazelor cu р, kJ/(kg∙K) Tabelul 2

t, °С

Entalpia gazelor de ardere generate în timpul arderii a 1 kg de combustibil:

Unde cu CO2 , cu H2O , cu N2 , cu O2- capacitatea termică specifică medie la presiune constantă a gazonului corespunzător la temperatură t, kJ/(kg K);

cu t- capacitatea termică medie a gazelor de ardere formate în timpul arderii a 1 kg de combustibil la o temperatură t, kJ/(kg K);

la 100 °C: kJ/(kg∙K);

la 200 °C: kJ/(kg∙K);

la 300 °C: kJ/(kg∙K);

la 400 °C: kJ/(kg∙K);

la 500 °C: kJ/(kg∙K);

la 600 °C: kJ/(kg∙K);

la 700 °C: kJ/(kg∙K);

la 800 °C: kJ/(kg∙K);

la 1000 °C: kJ/(kg∙K);

la 1500 °C: kJ/(kg∙K);

Rezultatele calculului sunt rezumate în tabel. 3.

Entalpia produselor de ardere Tabelul 3

Conform tabelului. 3 construiți un grafic de dependență Ht = f ( t ) (Fig. 1) vezi Anexa .

2.2 Calcul echilibru termic cuptor, eficiența cuptorului și consumul de combustibil

Fluxul de căldură absorbit de vaporii de apă în cuptor (sarcină termică utilă):

Unde G- cantitatea de vapori de apa supraincalziti pe unitatea de timp, kg/s;

H ch1Şi N ch2

Considerăm că temperatura gazelor arse de evacuare este de 320 °C (593 K). Pierderea de căldură prin radiație în mediu va fi de 10%, 9% din aceasta fiind pierdută în camera radiantă și 1% în camera de convecție. Randamentul cuptorului η t = 0,95.

Neglijăm pierderile de căldură cauzate de arderea chimică insuficientă, precum și cantitatea de căldură a combustibilului și a aerului primit.

Să determinăm eficiența cuptorului:

Unde Nu- entalpia produselor de ardere la temperatura gazelor de ardere care ies din cuptor, t uh; temperatura gazelor arse de evacuare este de obicei considerată ca fiind cu 100 - 150 °C mai mare decât temperatura inițială a materiilor prime la intrarea în cuptor; q transpira- pierderi de căldură prin radiație în mediu, % sau fracțiune din Q podea ;

Consum de combustibil, kg/s:

kg/s.

2.3 Calculul camerei radiante și al camerei de convecție

Setăm temperatura gazelor arse la trecere: t n= 750 - 850 °C, accept

t n= 800 °C (1073 K). Entalpia produselor de ardere la temperatura la trecere

H n= 21171,8 kJ/kg.

Fluxul de căldură primit de vaporii de apă în tuburi radiante:

Unde N n este entalpia produselor de ardere la temperatura gazelor de ardere la trecere, kJ/kg;

η t - randamentul cuptorului; se recomandă să o luați egal cu 0,95 - 0,98;

Fluxul de căldură absorbit de vaporii de apă în conductele de convecție:

Entalpia vaporilor de apă la intrarea în secțiunea radiantă va fi:

kJ/kg.

Acceptăm valoarea pierderii de presiune în camera de convecție ∆ P La= 0,1 MPa, atunci:

P La = P - P La ,

P La= 1,2 – 0,1 = 1,1 MPa.

Temperatura de intrare a vaporilor de apă în secțiunea radiantă t La= 294 °C, atunci temperatura medie a suprafeței exterioare a tuburilor radiante va fi:

Unde Δt- diferența dintre temperatura suprafeței exterioare a conductelor radiante și temperatura vaporilor de apă (materie primă) încălziți în conducte; Δt= 20 - 60 °C;

LA.

Temperatura maximă de ardere proiectată:

Unde t o- temperatura redusa a amestecului initial de combustibil si aer; se presupune că este egală cu temperatura aerului furnizat pentru ardere;

cu p.s.- capacitatea termică specifică a produselor de ardere la temperatură t p;

°C.

La t max = 1772,8 °C și t n = 800 °C intensitatea termică a unei suprafețe absolut negre qs pentru diferite temperaturi ale suprafeței exterioare a tuburilor radiante are următoarele valori:

Θ, °С 200 400 600

qs, W/m 2 1,50 ∙ 10 5 1,30 ∙ 10 5 0,70 ∙ 10 5

Construim un grafic auxiliar (Fig. 2) vezi Anexa, din care găsim intensitatea căldurii la Θ = 527 °C: qs= 0,95 ∙ 10 5 W/m 2.

Calculăm debitul total de căldură introdus în focar:

Valoarea preliminară a suprafeței echivalente a suprafeței absolut negre:

m 2.

Se acceptă gradul de ecranare al zidăriei Ψ = 0,45 iar pentru α = 1,25 constatăm că

Hs /H l = 0,73.

Cantitatea de suprafață plană echivalentă:

m 2.

Acceptăm o plasare pe un singur rând de țevi și un pas între ele:

S = 2d n= 2 ∙ 0,152 = 0,304 m Pentru aceste valori, factorul de formă LA = 0,87.

Cantitatea de suprafață de zidărie ecranată:

m 2.

Suprafața de încălzire cu tub radiant:

m 2.

Selectăm cuptorul BB2, parametrii acestuia:

suprafața camerei de radiații, m 2 180

suprafața camerei de convecție, m 2 180

lungimea de lucru a cuptorului, m 9

lățimea camerei de radiație, m 1,2

execuție b

metoda de ardere a combustibilului fără flacără

diametrul țevilor camerei de radiație, mm 152×6

diametrul țevilor camerei de convecție, mm 114×6

Numărul de conducte din camera de radiație:

Unde d n este diametrul exterior al conductelor din camera de radiație, m;

l podea - lungimea utilă a conductelor radiante spălate de fluxul de gaze de ardere, m,

l etaj = 9 – 0,42 = 8,2 m,

.

Stresul termic al suprafeței tuburilor radiante:

W/m2.

Determinăm numărul de țevi ale camerei de convecție:

Le aranjam într-un model de șah de 3 într-un rând orizontal. Distanța dintre conducte S = 1,7 d n = 0,19 m.

Diferența medie de temperatură este determinată de formula:

°C.

Coeficientul de transfer termic în camera de convecție:

W/(m 2 ∙ K).

Tensiunea termică a suprafeței conductelor de convecție este determinată de formula:

W/m2.

2.4 Calculul hidraulic al bobinei cuptorului

Calculul hidraulic al serpentinei cuptorului constă în determinarea pierderii de presiune a vaporilor de apă în conductele radiante și de convecție.

Unde G

ρ la v.p.

d– densitatea vaporilor de apă la temperatura și presiunea medie în camera de convecție, kg/m 3 ;

k – diametrul interior al conductelor de convecție, m; z

k – numărul de fluxuri în camera de convecție,

ν Domnișoară.

k = 3,311 ∙ 10 -6 m 2 /s.

Valoarea criteriului Reynolds:

m.

Pierderea de presiune prin frecare:

Pa = 14,4 kPa.

Pa = 20,2 kPa. unde Σ

ζ la

- numărul de ture.

Pierderea totală de presiune:

2.5 Calculul pierderii de presiune a vaporilor de apă în camera de radiație

Unde G Viteza medie a vaporilor de apă:

ρ – consumul de abur de apă supraîncălzit în cuptor, kg/s;

d r v.p.

k – diametrul interior al conductelor de convecție, m;– densitatea vaporilor de apă la temperatura și presiunea medie în camera de convecție, kg/m3;

k – numărul de fluxuri în camera de convecție,

р – diametrul interior al conductelor de convecție, m; ν p – numărul de fluxuri în camera de convecție,

k = 3,311 ∙ 10 -6 m 2 /s.

Vâscozitatea cinematică a vaporilor de apă la temperatura și presiunea medie într-o cameră de convecție

Valoarea criteriului Reynolds:

p = 8,59 ∙ 10 -6 m 2 /s.

m.

Lungimea totală a conductelor într-o secțiune dreaptă:

Pierderea de presiune pentru a depăși rezistența locală:

Pa = 11,3 kPa,

Pa = 20,2 kPa. ζ r= 0,35 – coeficient de rezistență la întoarcerea la 180 ºС,

ζ la

- numărul de ture.

Calculele au arătat că cuptorul selectat va asigura procesul de supraîncălzire a vaporilor de apă în modul specificat.

3. Calculul cazanului de căldură reziduală

Să aflăm temperatura medie a gazelor de ardere:

Unde t 1 – temperatura gazelor de ardere la intrare,

t 2 – temperatura gazelor de ardere la ieșire, °C;

°C (538 K).

Debitul masic al gazelor arse:

unde B este consumul de combustibil, kg/s;

Pentru gazele de ardere, entalpia specifică se determină pe baza datelor din tabel. 3 și fig. 1 după formula:

Entalpiile lichidelor de răcire Tabelul 4

Fluxul de căldură transmis de gazele de ardere:

Unde N 1 și H 2 - entalpia gazelor de ardere la temperatura de intrare și respectiv de ieșire a HRSG, generată în timpul arderii a 1 kg de combustibil, kJ/kg;

B - consumul de combustibil, kg/s;

h 1 și h 2 - entalpia specifică a gazelor de ardere, kJ/kg,

Fluxul de căldură absorbit de apă, W:

Unde η ku este coeficientul de utilizare a căldurii în HRSG; η ku = 0,97;

G n - producția de abur, kg/s;

h kvp este entalpia vaporilor de apă saturați la temperatura de ieșire, kJ/kg;

h n in - entalgia apei de alimentare, kJ/kg,

Cantitatea de vapori de apă primită în HRSG este determinată de formula:

kg/s.

Fluxul de căldură primit de apă în zona de încălzire:

Unde h k in - entalpia specifică a apei la temperatura de evaporare, kJ/kg;

Fluxul de căldură transferat de gazele de ardere către apa din zona de încălzire (căldură utilă):

Unde h x – entalpia specifică a gazelor de ardere la temperatură t x, de aici:

kJ/kg.

Valoarea entalpiei de ardere a 1 kg de combustibil:

Conform fig. 1 temperatură a fumului corespunzătoare valorii H x = 5700,45 kJ/kg:

t x = 270 °C.

Diferența medie de temperatură în zona de încălzire:

°C.

270 gaze arse 210 Ținând cont de indicele în contracurent:

Unde LA f – coeficientul de transfer termic;

m 2.

Diferența medie de temperatură în zona de evaporare:

°C.

320 gaze arse 270 Ținând cont de indicele în contracurent:

187 vapori de apă 187

Suprafața de schimb de căldură în zona de încălzire:

Unde LA f – coeficientul de transfer termic;

m 2.

Suprafața totală de schimb de căldură:

F = F n + F tu,

F= 22,6 + 80 = 102,6 m2.

În conformitate cu GOST 14248-79, selectăm un evaporator standard cu un spațiu de vapori cu următoarele caracteristici:

diametrul carcasei, mm 1600

numărul de fascicule de tuburi 1

numărul de țevi dintr-un pachet 362

suprafață de schimb de căldură, m 2 170

aria secțiunii transversale de o singură cursă

prin conducte, m 2 0,055

4. Bilanțul termic al încălzitorului de aer

Aerul atmosferic cu temperatura t ° în-x intră în aparat, unde este încălzit la o temperatură t x b-x datorită căldurii gazelor de ardere.

Consumul de aer, kg/s se determină pe baza acestora cantitatea necesară combustibil:

Unde ÎN- consum de combustibil, kg/s;

L- consumul real de aer pentru arderea a 1 kg de combustibil, kg/kg,

Gazele de ardere, renunțând la căldură, sunt răcite de t dgz = t dg2 la t dg4 .

=

Unde H 3Şi H 4- entalpia gazelor de ardere la temperaturi t dg3Şi t dg4 respectiv, kJ/kg,

Fluxul de căldură absorbit de aer, W:

Unde cu v-x- capacitatea termică specifică medie a aerului, kJ/(kg K);

0,97 - eficiența încălzitorului de aer,

Temperatura finală a aerului ( t x b-x) se determină din ecuația bilanţului termic:

LA.

5. Bilanțul termic al KTAN

După încălzitorul de aer, gazele de ardere intră într-un aparat de contact cu o duză activă (CTAN), unde temperatura lor scade de la t dg5 = t dg4 până la temperatură t dg6= 60 °C.

Căldura din gazele de ardere este îndepărtată prin două fluxuri separate de apă. Un flux intră în contact direct cu gazele de ardere, iar celălalt schimbă căldură cu acestea prin peretele serpentinei.

Fluxul de căldură emis de gazele de ardere, W:

Unde H 5Şi H 6- entalpia gazelor de ardere la temperatura t dg5Şi t dg6 respectiv, kJ/kg,

Cantitatea de apă de răcire (totală), kg/s, este determinată din ecuația bilanţului termic:

unde η este eficiența KTAN, η=0,9,

kg/s.

Fluxul de căldură absorbit de apa de răcire, W:

Unde G apă- consum de apa de racire, kg/s:

cu apa- capacitatea termică specifică a apei, 4,19 kJ/(kg K);

tn apaŞi t la apa- temperatura apei la intrarea și respectiv la ieșirea din KTAN,

6. Calculul randamentului unei instalatii de recuperare a caldura

La determinarea valorii de eficiență a sistemului sintetizat ( η că) se foloseşte o abordare tradiţională.

Eficiența unei instalații de recuperare a căldurii se calculează folosind formula:

7. Evaluarea exergie a cuptorului - sistem cazan de căldură reziduală

Metoda exergetică de analiză a sistemelor de tehnologie energetică face posibilă evaluarea cât mai obiectivă și calitativă a pierderilor de energie, care nu sunt identificate în niciun fel în timpul unei evaluări convenționale folosind prima lege a termodinamicii. În cazul în cauză, eficiența exergiei este utilizată ca criteriu de evaluare, care este definit ca raportul dintre exergia extrasă și exergia furnizată sistemului:

Unde E sub- exergia combustibilului, MJ/kg;

E răspuns- exergie absorbită de fluxul de vapori de apă în cuptor și cazan de căldură reziduală.

În cazul combustibilului gazos, exergia furnizată este suma exergiei combustibilului ( E sub1) și exergia aerului ( E subv2):

Unde N nŞi Dar- entalpia aerului la temperatura de intrare in cuptorul cuptorului si respectiv temperatura mediului ambiant, kJ/kg;

Că- 298 K (25 °C);

ΔS- modificarea entropiei aerului, kJ/(kg K).

În cele mai multe cazuri, amploarea exergiei aerului poate fi neglijată, adică:

Exergia eliminată pentru sistemul în cauză constă în exergia absorbită de vaporii de apă din cuptor ( E gaura 1), și exergia absorbită de vaporii de apă în HRSG ( E gaura 2).

Pentru un flux de abur încălzit într-un cuptor:

Unde G- consumul de abur in cuptor, kg/s;

N ch1Şi N ch2- entalpia vaporilor de apă la intrarea și respectiv la ieșirea cuptorului, kJ/kg;

ΔS VP- modificarea entropiei vaporilor de apă, kJ/(kg K).

Pentru fluxul de vapori de apă primit în HRSG:

Unde Gn- consum de abur în HRSG, kg/s;

h la ch- entalpia vaporilor de apă saturați la ieșirea HRSG, kJ/kg;

h n in- entalpia apei de alimentare la intrarea în HRSG, kJ/kg.

E răspuns = E gaura1 + E gaura2 ,

E răspuns= 1965,8 + 296,3 = 2262,1 J/kg.

Concluzie

După efectuarea calculelor pentru instalația propusă (recuperarea căldurii din gazele de evacuare ale unui cuptor tehnologic), putem concluziona că pentru o anumită compoziție de combustibil, productivitatea cuptorului în termeni de vapori de apă și alți indicatori, valoarea eficienței sintetizate sistemul este ridicat, astfel instalarea este eficientă; Acest lucru a fost demonstrat și de evaluarea exergie a sistemului cuptor-căldură-căldură reziduală însă, în ceea ce privește costurile energetice, instalația lasă de dorit și necesită îmbunătățiri.

Lista literaturii folosite

1. Kharaz D .ŞI. Modalități de utilizare a resurselor energetice secundare în industriile chimice / D. I. Kharaz, B. I. Psakhis. – M.: Chimie, 1984. – 224 p.

2. Skoblo A . ŞI. Procese și aparate ale industriei de rafinare a petrolului și petrochimice / A. I. Skoblo, I. A. Tregubova, Yu K., Molokanov. – Ed. a II-a, revizuită. si suplimentare – M.: Chimie, 1982. – 584 p.

3. Pavlov K .F. Exemple și sarcini pentru cursul proceselor și aparatelor de tehnologie chimică: Manual. Un manual pentru universități / K. F. Pavlov, P. G. Romankov, A. A. Noskov; Ed. P. G. Romankova. – Ed. a 10-a, revizuită. si suplimentare – L.: Chimie, 1987. – 576 p.

Aplicație

Aerul umed este un amestec de aer uscat și vapori de apă. În aerul nesaturat, umiditatea este în stare de vapori supraîncălziți și, prin urmare, proprietățile aerului umed pot fi descrise aproximativ de legile gazelor ideale.

Principalele caracteristici ale aerului umed sunt:

1. Umiditate absolută g, care determină cantitatea de vapori de apă conținută în 1 m 3 de aer umed. Vaporii de apă ocupă întregul volum al amestecului, deci umiditatea absolută a aerului este egală cu masa de 1 m 3 de vapori de apă sau densitatea aburului, kg/m 3

2. Umiditatea relativă a aerului j se exprimă prin raportul dintre umiditatea absolută a aerului și umiditatea sa maximă posibilă la aceeași presiune și temperatură sau raportul dintre masa de vapori de apă conținută în 1 m 3 de aer umed și masa de vapori de apă necesari pentru a satura complet 1 m 3 de aer umed la aceeași presiune și temperatură.

Umiditatea relativă determină gradul de saturație a aerului cu umiditate:

, (1.2)

unde este presiunea parțială a vaporilor de apă corespunzătoare densității sale Pa; - presiunea vaporilor saturați la aceeași temperatură, Pa; - cantitatea maximă posibilă de abur în 1 m 3 de aer umed saturat, kg/m 3 ; - densitatea vaporilor la presiunea sa parțială și temperatura aerului umed, kg/m3.

Relația (1.2) este valabilă numai atunci când putem presupune că vaporii lichizi sunt un gaz ideal până la starea de saturație.

Densitatea aerului umed r este suma densităților vaporilor de apă și aerului uscat la presiuni parțiale de 1 m 3 de aer umed la temperatura aerului umed T, CĂTRE:

(1.3)

unde este densitatea aerului uscat la presiunea sa parțială de 1 m 3 de aer umed, kg/m 3 ; - presiunea parțială a aerului uscat, Pa; - constanta de gaz a aerului uscat, J/(kg×K).

Exprimând și utilizând ecuația de stare pentru aer și vapori de apă, obținem

, (1.5)

unde este debitul masic de aer și vapori de apă, kg/s.

Aceste egalități sunt valabile pentru același volum V aer umed si aceeasi temperatura. Împărțind a doua egalitate la prima, obținem o altă expresie pentru conținutul de umiditate

. (1.6)

Înlocuind aici valorile constantelor de gaz pentru aer J/(kg × K) și pentru vaporii de apă J/(kg × K), obținem valoarea conținutului de umiditate exprimată în kilograme de vapori de apă la 1 kg de aer uscat.

. (1.7)

Înlocuirea presiunii parțiale a aerului cu valoarea , unde din precedente și ÎN– presiunea barometrică a aerului în aceleași unități ca r, obținem pentru aer umed sub presiune barometrică

. (1.8)

Astfel, la o anumită presiune barometrică, conținutul de umiditate al aerului depinde doar de presiunea parțială a vaporilor de apă. Conținutul maxim de umiditate posibil în aer, de unde

. (1.9)

Deoarece presiunea de saturație crește odată cu temperatura, cantitatea maximă posibilă de umiditate care poate fi conținută în aer depinde de temperatura acestuia și, cu cât temperatura este mai mare, cu atât este mai mare. Dacă ecuațiile (1.7) și (1.8) sunt rezolvate pentru și , atunci obținem

(1.10)

. (1.11)

Volumul de aer umed în metri cubi, la 1 kg de aer uscat, se calculează prin formula

(1.12)

Volumul specific de aer umed v, m 3 /kg, se determină împărțind volumul de aer umed la masa amestecului la 1 kg de aer uscat:

Aerul umed ca agent de răcire se caracterizează printr-o entalpie (în kilojouli per 1 kg de aer uscat) egală cu suma entalpiilor aerului uscat și vaporilor de apă

(1.14)

unde este capacitatea termică specifică a aerului uscat, kJ/(kg×K); t– temperatura aerului, °C; i- entalpia aburului supraîncălzit, kJ/kg.

Entalpia a 1 kg de vapori de apă saturati uscati la presiuni joase determinat prin formula empirică, kJ/kg:

unde este un coeficient constant aproximativ egal cu entalpia aburului la o temperatură de 0 °C; = 1,97 kJ/(kg×K) – capacitatea termică specifică a aburului.

Înlocuirea valorilor iîn expresia (1.14) și luând capacitatea termică specifică a aerului uscat constantă și egală cu 1,0036 kJ/(kg×K), găsim entalpia aerului umed în kilojuli per 1 kg de aer uscat:

Pentru a determina parametrii gazului umed se folosesc ecuații similare celor discutate mai sus.

, (1.17)

unde este constanta gazului pentru gazul studiat; R- presiunea gazului.

Entalpia gazului, kJ/kg,

unde este capacitatea termică specifică a gazului, kJ/(kg×K).

Conținutul absolut de umiditate al gazului:

. (1.19)

Când calculați schimbătoarele de căldură de contact pentru lichidele de răcire aer-apă, puteți utiliza datele din tabel. 1.1-1.2 sau dependențe calculate pentru determinarea parametrilor fizico-chimici ai aerului (1.24-1.34) și apei (1.35). Pentru gazele de ardere pot fi utilizate datele din Tabelul 1. 1.3.

Densitatea gazului umed, kg/m3:

, (1.20)

unde este densitatea gazului uscat la 0 °C, kg/m3; M g, M p – mase moleculare de gaz și vapori.

Coeficientul de vâscozitate dinamică a gazului umed, Pa×s:

, (1.21)

unde este coeficientul de vâscozitate dinamică a vaporilor de apă, Pa×s; - coeficientul de vâscozitate dinamică a gazului uscat, Pa×s; - concentraţia masică a aburului, kg/kg.

Capacitatea termică specifică a gazului umed, kJ/(kg×K):

Coeficientul de conductivitate termică a gazului umed, W/(m×K):

, (1.23)

Unde k– indice adiabatic; ÎN– coeficient (pentru gazele monoatomice ÎN= 2,5; pentru gaze biatomice ÎN= 1,9; pentru gaze triatomice ÎN = 1,72).

Tabelul 1.1. Proprietăți fizice aer uscat ( r= 0,101 MPa)

t, °C	, kg/m3	, kJ/(kg×K)	, W/(m×K)	, Pa×s	, m2/s	Pr
-20	1,395	1,009	2,28	16,2	12,79	0,716
-10	1,342	1,009	2,36	16,7	12,43	0,712
	1,293	1,005	2,44	17,2	13,28	0,707
	1,247	1,005	2,51	17,6	14,16	0,705
	1,205	1,005	2,59	18,1	15,06	0,703
	1,165	1,005	2,67	18,6	16,00	0,701
	1,128	1,005	2,76	19,1	16,96	0,699
	1,093	1,005	2,83	19,6	17,95	0,698
	1,060	1,005	2,90	20,1	18,97	0,696
	1,029	1,009	2,96	20,6	20,02	0,694
	1,000	1,009	3,05	21,1	21,09	0,692
	0,972	1,009	3,13	21,5	22,10	0,690
	0,946	1,009	3,21	21,9	23,13	0,688
	0,898	1,009	3,34	22,8	25,45	0,686
	0,854	1,013	3,49	23,7	27,80	0,684
	0,815	1,017	3,64	24,5	30,09	0,682
	0,779	1,022	3,78	25,3	32,49	0,681
	0,746	1,026	3,93	26,0	34,85	0,680
	0,674	1,038	4,27	27,4	40,61	0,677
	0,615	1,047	4,60	29,7	48,33	0,674
	0,566	1,059	4,91	31,4	55,46	0,676
	0,524	1,068	5,21	33,6	63,09	0,678
	0,456	1,093	5,74	36,2	79,38	0,687
	0,404	1,114	6,22	39,1	96,89	0,699
	0,362	1,135	6,71	41,8	115,4	0,706
	0,329	1,156	7,18	44,3	134,8	0,713
	0,301	1,172	7,63	46,7	155,1	0,717
	0,277	1,185	8,07	49,0	177,1	0,719
	0,257	1,197	8,50	51,2	199,3	0,722
	0,239	1,210	9,15	53,5	233,7	0,724

Proprietăți termofizice aerul uscat poate fi aproximat prin următoarele ecuații.

Vâscozitatea cinematică a aerului uscat la temperaturi de la -20 la +140 °C, m 2 /s:

Pa; (1,24)

și de la 140 la 400 °C, m 2 /s:

. (1.25)

Tabelul 1.2. Proprietățile fizice ale apei în stare de saturație

t, °C	, kg/m3	, kJ/(kg×K)	, W/(m×K)	, m2/s		, N/m	Pr
	999,9	4,212	55,1	1,789	-0,63	756,4	13,67
	999,7	4,191	57,4	1,306	0,7	741,6	9,52
	998,2	4,183	59,9	1,006	1,82	726,9	7,02
	995,7	4,174	61,8	0,805	3,21	712,2	5,42
	992,2	4,174	63,5	0,659	3,87	696,5	4,31
	988,1	4,174	64,8	0,556	4,49	676,9	3,54
	983,2	4,179	65,9	0,478	5,11	662,2	2,98
	977,8	4,187	66,8	0,415	5,70	643,5	2,55
	971,8	4,195	67,4	0,365	6,32	625,9	2,21
	965,3	4,208	68,0	0,326	6,95	607,2	1,95
	958,4	4,220	68,3	0,295	7,52	588,6	1,75
	951,0	4,233	68,5	0,272	8,08	569,0	1,60
	943,1	4,250	68,6	0,252	8,64	548,4	1,47
	934,8	4,266	68,6	0,233	9,19	528,8	1,36
	926,1	4,287	68,5	0,217	9,72	507,2	1,26
	917,0	4,313	68,4	0,203	10,3	486,6	1,17
	907,4	4,346	68,3	0,191	10,7	466,0	1,10
	897,3	4,380	67,9	0,181	11,3	443,4	1,05
	886,9	4,417	67,4	0,173	11,9	422,8	1,00
	876,0	4,459	67,0	0,165	12,6	400,2	0,96
	863,0	4,505	66,3	0,158	13,3	376,7	0,93

Densitatea gazului umed, kg/m3.

2. căldura transportată de gazele de evacuare. Să determinăm capacitatea termică a gazelor de ardere la tух =8000С;

3. pierderi de căldură prin zidărie prin conductivitate termică.

Pierderi prin boltă

Grosimea boltii este de 0,3 m, materialul este argila refractara. Presupunem că temperatura suprafeței interioare a bolții este egală cu temperatura gazelor.

Temperatura medie a cuptorului:

Pe baza acestei temperaturi, selectăm coeficientul de conductivitate termică a materialului argilos:

Astfel, pierderile prin boltă sunt:

unde α este coeficientul de transfer de căldură de la suprafața exterioară a pereților către aerul din jur, egal cu 71,2 kJ/(m2*h*0С)

Pierderi prin pereți. Pereții sunt așezați în două straturi (argilă 345 mm, diatomit 115 mm)

Suprafata peretelui, m2:

Zona metodică

Zona de sudare

Zona Tomilnoy

Tortsevikh

Suprafata totala perete 162,73 m2

Cu o distribuție liniară a temperaturii pe grosimea peretelui, temperatura medie a argilei refractabile va fi de 5500C și diatomit de 1500C.

Prin urmare.

Pierderi totale prin zidărie

4. Conform datelor practice, se presupune că pierderea de căldură cu apa de răcire este egală cu 10% din venitul Qx, adică Qx + Qp

5. Se presupune că pierderile nesocotite reprezintă 15% Q din câștigul de căldură

Să creăm o ecuație pentru echilibrul termic al cuptorului

Rezum bilanțul termic al cuptorului în Tabelul 1; 2

Tabelul 1

Tabelul 2

Consum kJ/h	%
Căldura consumată pentru încălzirea metalului	53
căldura gazelor de ardere	26
pierderi prin zidărie	1,9
pierderi de apă de răcire	6,7
pierderi nesocotite	10,6
Total:	100

Consumul specific de căldură pentru încălzirea a 1 kg de metal va fi

Alegerea si calculul arzatoarelor

Presupunem că soba are instalate arzătoare „tuvă în conductă”.

Există 16 bucăți în zonele de sudură, 4 bucăți în zona de fierbere. numarul total de arzatoare 20 buc. Să determinăm cantitatea estimată de aer care ajunge la un arzător.

Vв - debitul de aer orar;

TV - 400+273=673 K - temperatura de incalzire a aerului;

N – numărul de arzătoare.

Presiunea aerului din fața arzătorului este considerată a fi de 2,0 kPa. Rezultă că debitul de aer necesar este asigurat de arzătorul DBV 225.

Să determinăm cantitatea estimată de gaz per arzător;

VГ =В=2667 consum orar de combustibil;

TG =50+273=323 K - temperatura gazului;

N – numărul de arzătoare.

8. Calculul recuperatorului

Pentru a încălzi aerul, proiectăm un schimbător de căldură cu buclă metalică din țevi cu diametrul de 57/49,5 mm cu un aranjament pe coridor cu pasul lor.

Date inițiale pentru calcul:

Consum orar de combustibil B=2667 kJ/h;

Consum de aer la 1 m3 de combustibil Lα = 13,08 m3/m3;

Cantitatea de produse de ardere din 1 m3 de gaz combustibil Vα = 13,89 m3/m3;

Temperatura de încălzire a aerului tв = 4000С;

Temperatura gazelor de ardere din cuptor tух=8000С.

Debit orar de aer:

Debit orar de fum:

Cantitatea orară de fum care trece prin recuperator, ținând cont de pierderile de fum din cauza detonării și prin poarta de bypass și aspirația aerului.

Coeficientul m, luând în considerare pierderile de fum, se consideră a fi 0,7.

Coeficientul care ține cont de scurgerile de aer din porci va fi luat ca 0,1.

Temperatura fumului in fata recuperatorului, tinand cont de scurgerile de aer;

unde iух – conținutul de căldură al gazelor de ardere la tух=8000С

Acest conținut de căldură corespunde temperaturii fumului tD=7500C. (vezi Fig.67(3))

Când construiți un cuptor, în mod ideal, ați dori să aveți un design care să furnizeze automat cât de mult aer este necesar pentru ardere. La prima vedere, acest lucru se poate face folosind un coș de fum. Într-adevăr, cu cât lemnul arde mai intens, cu atât ar trebui să fie mai multe gaze de ardere fierbinți, cu atât tirajul ar trebui să fie mai mare (model cu carburator). Dar asta nu este adevărat. Tirajul nu depinde deloc de cantitatea de gaze arse calde generate. Tirajul este diferența de presiune în conductă de la capul conductei la focar. Este determinată de înălțimea țevii și de temperatura gazelor de ardere sau, mai degrabă, de densitatea acestora.

Impingerea este determinată de formula:

F= A(p in - p d) h

unde F este tirajul, A este coeficientul, p in este densitatea aerului exterior, p d este densitatea gazelor de ardere, h este înălțimea țevii

Densitatea gazelor arse se calculează folosind formula:

p d = p in (273+t in) / (273+t d)

unde t in și t d sunt temperatura în grade Celsius a aerului atmosferic exterior din exteriorul conductei și a gazelor de ardere din conductă.

Viteza de mișcare a gazelor arse în conductă (debitul volumic, adică capacitatea de aspirație a conductei) G nu depinde deloc de inaltimea conductei si este determinata de diferenta de temperatura dintre gazele de ardere si aerul exterior, precum si de zona secţiune transversală coș de fum. De aici rezultă o serie de concluzii practice.

În primul rând, coșurile de fum sunt făcute înalte deloc pentru a crește fluxul de aer prin focar, ci doar pentru a crește tirajul (adică scăderea de presiune în țeavă). Acest lucru este foarte important pentru a preveni răsturnarea curentului de aer (fumarea sobei) în timpul susținerii vântului (cantitatea de curent trebuie să depășească întotdeauna posibilul suport al vântului).

În al doilea rând, este convenabil să reglați fluxul de aer folosind dispozitive care schimbă aria secțiunii transversale deschise a țevii, adică folosind supape. Când aria secțiunii transversale a canalului coșului de fum este mărită, de exemplu, la jumătate, se poate aștepta o creștere de aproximativ două ori a fluxului de aer volumetric prin focar.

Să explicăm acest lucru cu un exemplu simplu și clar. Avem două cuptoare identice. Să le combinăm într-una singură. Obținem o sobă de două ori mai mare, cu o cantitate dublă de lemn care arde, cu un flux de aer dublu și o suprafață a secțiunii transversale a conductei. Sau (care este același lucru), dacă din ce în ce mai multe lemne de foc se aprind în focar, atunci este necesar să deschideți supapele de pe țeavă din ce în ce mai mult.

În al treilea rând, dacă soba arde în mod normal într-o stare constantă și, în plus, lăsăm un curent de aer rece în focar pe lângă lemnul care arde în coș, atunci gazele de ardere se vor răci imediat și fluxul de aer prin sobă va fi redus. În același timp, lemnul care arde va începe să se stingă. Adică nu pare să influențăm direct lemnul de foc și să direcționăm un flux suplimentar pe lângă lemn de foc, dar se dovedește că conducta poate trece mai puține gaze de ardere decât înainte, când acest flux suplimentar de aer era absent. Conducta în sine va reduce fluxul de aer către lemnul de foc care a fost anterior și, de asemenea, nu va lăsa să intre un flux suplimentar de aer rece. Cu alte cuvinte, coșul de fum va fi blocat.

Acesta este motivul pentru care scurgerile de aer rece prin fisurile din coșurile de fum, fluxurile excesive de aer în focar și, în general, orice pierdere de căldură în coș, ducând la scăderea temperaturii gazelor de ardere, sunt atât de nocive.

În al patrulea rând, cu cât coeficientul de rezistență gazodinamică al coșului de fum este mai mare, cu atât debitul de aer este mai mic. Adică este indicat să faceți pereții coșului de fum cât mai netezi, fără turbulențe și fără întoarceri.

În al cincilea rând, cu cât temperatura gazelor de ardere este mai scăzută, cu atât debitul de aer se modifică mai brusc la fluctuația temperaturii gazelor de ardere, ceea ce explică situația de instabilitate a conductei la aprinderea cuptorului.

Şaselea, la temperaturi ridicate ale gazelor arse, debitul de aer nu depinde de temperatura gazelor arse. Adică, atunci când cuptorul se încălzește puternic, debitul de aer încetează să crească și începe să depindă doar de secțiunea transversală a țevii.

Problemele de instabilitate apar nu numai atunci când se analizează caracteristicile termice ale conductei, ci și când se ia în considerare dinamica fluxurilor de gaz în conductă. Într-adevăr, un coș de fum este un puț umplut cu gaze arse ușoare. Dacă acest gaz de ardere ușoare nu se ridică foarte repede, atunci este posibil ca aerul greu exterior să se înece pur și simplu în gazul ușor și să creeze un curent descendent în țeavă. Această situație este mai ales probabilă atunci când pereții coșului sunt reci, adică în timpul aprinderii sobei.

Orez. 1. Schema mișcării gazelor într-un coș rece: 1 - focar; 2 - alimentare cu aer prin suflante; 3-cos de fum; 4 - supapă; 5 - dinte de semineu; 6-gaze de ardere; 7-eșec aer rece; 8 - fluxul de aer care provoacă răsturnarea forței.

a) conductă verticală netedă deschisă
b) teava cu supapa si dinte
c) conductă cu robinet superior

Săgețile continue indică direcția de mișcare a gazelor de ardere ușoare fierbinți. Săgețile punctate indică direcția de mișcare a fluxurilor în jos de aer rece și greu din atmosferă.

Pe orez. 1a Este prezentat schematic un cuptor în care este alimentat aer 2 și gazele de ardere 6 sunt evacuate printr-un coș de fum Dacă secțiunea transversală a coșului este mare (sau viteza de mișcare a gazelor de ardere este mică), atunci ca urmare a unele fluctuații aerul atmosferic rece greu 7 începe să pătrundă în coș, ajungând chiar și la un focar. Acest debit în scădere poate înlocui fluxul de aer „standard” prin cenușa 2. Chiar dacă soba este blocată cu toate ușile și toate clapetele de admisie a aerului sunt închise, aragazul poate arde din cauza aerului care vine de sus. Apropo, exact asta se întâmplă adesea când cărbunii se ard cu ușile cuptorului închise. Poate apărea chiar o inversare completă a tirajului: aerul va intra de sus prin țeavă, iar gazele de ardere vor ieși prin ușă.

În realitate, pe peretele interior al coșului de fum există întotdeauna nereguli, creșteri și rugozități, la ciocnire cu care gazele de ardere și curenții de aer rece în jos se învârtesc și se amestecă între ele. Fluxul de aer rece în jos este împins afară sau, atunci când este încălzit, începe să se ridice în sus amestecat cu gaze fierbinți.

Efectul derulării fluxurilor în jos de aer rece în sus este sporit de prezența supapelor parțial deschise, precum și de așa-numitul dinte, utilizat pe scară largă în tehnologia de fabricare a șemineelor ​​( orez. 1b). Dintele împiedică curgerea aerului rece din coș în spațiul șemineului și astfel împiedică șemineul să fumeze.

Curenții de aer descendenți din conductă sunt deosebit de periculoși pe vreme cețoasă: gazele de ardere nu sunt capabile să evapore cele mai mici picături de apă, să se răcească, curentul scade și chiar se pot răsturna. Cuptorul fumează mult și nu se aprinde.

Din același motiv, sobele cu coșuri umede fumează puternic. Pentru a preveni curenții descendenți, supapele superioare sunt deosebit de eficiente ( orez. 1c), reglabil în funcție de viteza gazelor de ardere în coș. Cu toate acestea, funcționarea unor astfel de supape este incomod.

Orez. 2. Dependenţa coeficientului de aer în exces a de timpul de încălzire al cuptorului (curbă solidă). Curba punctată este debitul de aer necesar G de intrare pentru oxidarea completă a produselor de ardere a lemnului (inclusiv funingine și substanțe volatile) în gazele de ardere (în unități relative). Curba punctată liniuță - consumul real aerul G al țevii furnizat de tirajul țevii (în unități relative). Coeficientul de exces de aer este coeficientul de separare a conductei G prin intrarea G

Un tiraj stabil și suficient de puternic are loc numai după ce pereții coșului s-au încălzit, ceea ce durează considerabil, astfel încât la începutul arderii nu există întotdeauna suficient aer. Coeficientul de aer în exces este mai mic decât unitatea, iar aragazul fumează ( orez. 2). Și invers: la sfârșitul arderii, coșul de fum rămâne fierbinte, tirajul rămâne mult timp, deși lemnul de foc aproape s-a ars (coeficientul de aer în exces este mai mare de unu). Sobele metalice cu cosuri izolate metalice ajung in conditii de functionare mai repede datorita capacitatii lor termice reduse in comparatie cu cosurile din caramida.

Analiza proceselor din coș poate fi continuată, dar deja este clar că oricât de bună ar fi soba în sine, toate avantajele acesteia pot fi anulate de un coș de fum prost. Desigur, în ideal ar trebui schimbat coșul de fum sistem modern evacuare forțată gaze arse folosind un ventilator electric cu debit reglabil și precondensarea umidității din gazele arse. Un astfel de sistem, printre altele, ar putea purifica gazele de ardere din funingine, monoxid de carbon și alte impurități dăunătoare, precum și să răcească gazele de ardere evacuate și să ofere recuperarea căldurii.

Dar toate acestea sunt într-un viitor îndepărtat. Pentru un rezident de vară și grădinar, un coș de fum poate deveni uneori mult mai scump decât soba în sine, mai ales în cazul încălzirii unei case cu mai multe niveluri. Coșurile de saune sunt de obicei mai simple și mai scurte, dar nivelul de căldură al sobei poate fi foarte mare. Astfel de țevi, de regulă, sunt foarte încălzite pe toată lungimea lor, scântei și cenușă zboară adesea din ele, dar pierderea condensului și a funinginei este nesemnificativă.

Dacă în prezent intenționați să utilizați clădirea saunei doar ca saună, atunci conducta poate fi neizolată. Dacă vă gândiți și la baia ca la un loc pentru posibilă ședere (reședință temporară, înnoptări), mai ales iarna, atunci este mai indicat să faceți imediat țeava izolată, și de înaltă calitate, „pe viață”. În acest caz, sobele pot fi schimbate cel puțin în fiecare zi, designul poate fi selectat cu mai mult succes și după cum este necesar, iar conducta va fi aceeași.

Cel puțin dacă soba funcționează în modul ardere lungă(lemn de foc mocnit), apoi izolarea conductei este absolut necesară, deoarece la puteri mici (1 - 5 kW) o țeavă metalică neizolată se va răci complet, condensul va curge abundent, care în cele mai severe înghețuri poate chiar îngheța și bloca țeava cu gheaţă. Acest lucru este deosebit de periculos în prezența plaselor de oprire a scânteilor și a umbrelelor cu goluri mici de trecere. Descărcătoarele sunt recomandate pentru incendii intense vara și extrem de periculoase în condiții de ardere scăzută a lemnului de foc iarna. Datorită posibilei înfundari a conductelor cu gheață, instalarea deflectoare și umbrele pe cosuri de fum a fost interzis în 1991 (și pe coșuri de fum cuptoare pe gaz chiar mai devreme).

Din aceleași motive, nu ar trebui să vă lăsați dus de înălțimea țevii - nivelul de forță nu este atât de important pentru un non-revers aragaz sauna. Dacă începe să fumeze, puteți oricând aerisi rapid camera. Dar înălțimea deasupra coamei acoperișului (cel puțin 0,5 m) trebuie menținută pentru a preveni răsturnarea curentului de aer în timpul rafalelor de vânt. Pe acoperișurile plate, țeava ar trebui să iasă deasupra stratului de zăpadă. În orice caz, este mai bine să ai o țeavă mai joasă, dar mai caldă (decât una mai înaltă, dar mai rece). Țevile înalte iarna sunt întotdeauna reci și periculoase de exploatat.

Cosurile de fum reci au multe dezavantaje. În același timp, conducte neizolate, dar nu foarte lungi cuptoare metalice la aprindere, se încălzesc rapid (mult mai repede decât țevi de cărămidă), raman fierbinti in timpul incalzirii viguroase si de aceea sunt folosite foarte larg in bai (si nu numai in bai), mai ales ca sunt relativ ieftine. Țevile de azbest-ciment nu sunt folosite pe sobele metalice, deoarece sunt grele și, de asemenea, se rup atunci când sunt supraîncălzite, determinând fragmentele să zboare.

Orez. 3. Cele mai simple modele de coșuri de fum metalice: 1 - coș de fum rotund metalic; 2 - parascântei; 3 - capac pentru a proteja teava de precipitatii; 4 - căpriori; 5 - învelișul acoperișului; 6 -blocuri de lemnîntre căpriori (sau grinzi) pentru a crea o deschidere de foc (tăiată) în acoperiș sau tavan (dacă este necesar); 7 - coama acoperișului; 8 - acoperiș moale(pâslă pentru acoperiș, hidrostekloizol, gresie moi, foi de carton ondulat-bitum etc.); 9 - tablă metalică pentru acoperirea acoperișului și acoperirea deschiderii (este permisă utilizarea unei foi plane de aceid - placă electroizolantă din azbociment); 10 - tampon de drenaj metalic; 11 - etanșarea cu azbest a golului (articulației); 12 - capac de vidre metalice; 13 - grinzi de tavan(cu umplerea spațiului cu izolație); 14 - garnitură de tavan; 15 - podea mansardă (dacă este necesar); 16 - tablă pentru tăierea tavanului; 17 - colțuri de armare metalice; 18 - capac metalic pentru ornamentul tavanului (dacă este necesar); 19 - izolație neinflamabilă rezistentă la căldură (argilă expandată, nisip, perlit, vată minerală); 20 - capac de protectie (tabla metalica peste un strat de carton de azbest grosime 8 mm); 21 - ecran țeavă metalică.

a) conducta neizolata termic;
b) o țeavă ecranată izolată termic, cu o rezistență la transfer de căldură de cel puțin 0,3 m 2 -grad/W (care echivalează cu o grosime de cărămidă de 130 mm sau o grosime de izolație din vată minerală de 20 mm).

Pe orez. 3 scheme tipice de instalare a neizolate tevi metalice. Țeava în sine trebuie achiziționată din oțel inoxidabil cu o grosime de cel puțin 0,7 mm. Cel mai comun diametru al țevii rusești este de 120 mm, cel finlandez este de 115 mm.

Conform GOST 9817-95, aria secțiunii transversale a unui coș cu mai multe ture trebuie să fie de cel puțin 8 cm 2 la 1 kW de putere termică nominală eliberată în focar la arderea lemnului. Această putere nu trebuie confundată cu puterea termică a unei sobe cu căldură intensă, eliberată de pe suprafața exterioară de cărămidă a sobei în cameră conform SNiP 2.04.05-91. Aceasta este una dintre numeroasele neînțelegeri ale documentelor noastre de reglementare. Deoarece sobele cu căldură intensivă sunt de obicei încălzite doar 2-3 ore pe zi, puterea din focar este de aproximativ zece ori mai mare decât puterea de eliberare a căldurii de pe suprafața unei sobe de cărămidă.

Data viitoare vom vorbi despre caracteristicile instalării coșurilor de fum.

Proprietățile termofizice ale produselor de combustie gazoasă, necesare pentru calcularea dependenței diferiților parametri de temperatura unui mediu gazos dat, pot fi stabilite pe baza valorilor date în tabel. În special, dependențele indicate pentru capacitatea termică sunt obținute sub forma:

C psm = a -1/ d,

Unde o = 1,3615803; b = 7,0065648; c = 0,0053034712; d = 20,761095;

C psm = a + bT sm + cT 2 sm,

Unde o = 0,94426057; b = 0,00035133267; c = -0,0000000539.

Prima dependență este de preferat în ceea ce privește precizia de aproximare, a doua dependență poate fi adoptată pentru calcule cu precizie mai mică.

Parametrii fizici ai gazelor de ardere
(la P = 0,0981 MPa; r CO2 = 0,13; p H20 = 0,11; r N2 = 0,76)

t, °С	y, Nm-3	cu p, W(m2°C) -1	X 102, W(mK)-1	O· 10 6 , m 2 · s -1	μ · 10 6 , Pa · s	v· 10 6 , m 2 · s -1	Pr
	12,704	1,04	2,28	16,89	15,78	12,20	0,72
	9,320	1,07	3,13	30,83	20,39	21,54	0,69
	7,338	1,10	4,01	48,89	24,50	32,80	0,67
	6,053	1,12	4,84	69,89	28,23	45,81	0,65
	5,150	1,15	5,70	94,28	31,69	60,38	0,64
	4,483	1,18	6,56	121,14	34,85	76,30	0,63
	3,973	1,21	7,42	150,89	37,87	93,61	0,62
	3,561	1,24	8,27	183,81	40,69	112,10	0,61
	3,237	1,26	9,15	219,69	43,38	131,80	0,60
	2,953	1,29	10,01	257,97	45,91	152,50	0,59
	2,698	1,31	10,90	303,36	48,36	174,30	0,58
	2,521	1,32	11,75	345,47	40,90	197,10	0,57
	2,354	1,34	12,62	392,42	52,99	221,00	0,56

ANEXA 3

(referinţă)

Permeabilitatea la aer și la fum a conductelor și supapelor de aer

1. Pentru a determina scurgerile sau scurgerile de aer în raport cu canalele de ventilație ale sistemelor de control al fumului, se pot folosi următoarele formule obținute prin aproximarea datelor tabelare:

pentru conductele de aer clasa H (în domeniul de presiune 0,2 - 1,4 kPa): ΔL = O(R - b)Cu, Unde ΔL- scurgeri de aer (scurgere), m 3 /m 2 h; R- presiunea, kPa; O = 10,752331; b = 0,0069397038; Cu = 0,66419906;

pentru conductele de aer clasa P (în domeniul de presiune 0,2 - 5,0 kPa): unde a = 0,00913545; b =-3,1647682 · 10 8; c =-1,2724412 · 10 9; d = 0,68424233.

2. Pentru robinetele de siguranță la incendiu normal închise, valorile numerice ale caracteristicilor specifice de rezistență la fum și pătrunderea gazelor în funcție de temperatura gazului corespund datelor obținute în timpul testelor la foc pe banc a diferitelor produse la baza experimentală a VNIIPO:

1. Prevederi generale. 2 2. Date inițiale. 3 3. Ventilarea fumului de evacuare. 4 3.1. Îndepărtarea produselor de combustie direct dintr-o cameră de ardere. 4 3.2. Îndepărtarea produselor de ardere din zonele adiacente zonei de ardere. 7 4. Asigurați ventilație antifum. 9 4.1. Alimentare cu aer către scări. 9 4.2. Alimentarea cu aer a puțurilor lifturilor.. 14 4.3. Alimentarea cu aer a blocurilor de aer.. 16 4.4. Alimentare cu aer de compensare. 17 5. Specificații echipamente. 17 5.1. Echipamente pentru sisteme de evacuare a fumului. 17 5.2. Echipamente pentru sisteme de alimentare si ventilatie fum. 21 6. Moduri de control al focului. 21 Referințe.. 22 Anexa 1. Determinarea parametrilor principali ai încărcăturii de incendiu a spațiilor. 22 Anexa 2. Proprietăţile termofizice ale gazelor de ardere. 24 Anexa 3. Permeabilitatea la aer și la fum a conductelor și supapelor de aer. 25