17. Тепловой расчет конвективных поверхностей нагрева

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Ростовский государственный строительный университет»
Утверждено на заседании
кафедры теплогазоснабжения
9 февраля 2011г.
Тепловой расчет конвективных поверхностей
нагрева парогенераторов
Методические указания к курсовому и дипломному
проектированию для студентов дневного и заочного отделения специальности
290700
Ростов-на-Дону
2011
УДК 621. 182: 658.26
Тепловой расчет конвективных поверхностей нагрева парогенераторов:
методические указания к курсовому и дипломному проектированию для
студентов дневного и заочного отделения специальности 290700. –
Ростов
н/Д: Рост. гос. строит. ун-т, 2011. – 42с.
Содержатся пояснения к расчету конвективных поверхностей нагрева
парогенераторов. В основе расчета лежат основные положения нормативного
метода, изложенные в международной системе единиц СИ. Даны рекомендации
по методике расчета конвективных поверхностей нагрева паровых котлов типа
ДКВР и ДЕ (КЕ).
Предназначены для студентов специальности «Теплогазоснабжение и
вентиляция» всех форм обучения.
УДК 621. 182: 658.26
Составители: канд. техн. наук,
доц. Мазурова О.К.
канд. техн. наук,
доц. Кузнецов Н.В.
канд. техн. наук,
доц. Дунин И.Л.
Рецензент канд. техн. наук Тихомиров А.Л.
Редактор Н.Е. Гладких
Темплан 2011г., поз. 208
Подписано в печать 28.04.11. Формат 60 × 84 1 / 16 . Ризограф.
Бумага писчая. Уч.-изд. л. 3,2. Тираж 100 экз. Заказ 153.
Редакционно-издательский центр Ростовского государственного строительного
университета
344022, г. Ростов-на-Дону, ул. Социалистическая, 162.
© Ростовский государственный
строительный университет,2011
3
Поверхности нагрева, расположенные в газоходах котла, воспринимают
теплоту, в основном, конвекцией и, частично, излучением. Эти поверхности
называются конвективными. В котельных агрегатах типа ДКВР и ДЕ (КЕ) к
конвективным
поверхностям
относятся
котельные
пучки
труб,
пароперегреватель, водяной экономайзер, воздухоподогреватель.
Поверочный тепловой расчет конвективных поверхностей нагрева котла
производят после расчета топки парогенератора.
1. Основные уравнения
Для расчета конвективных поверхностей нагрева используют два
уравнения: теплового баланса и теплообмена [1].
В уравнении теплового баланса количество тепла, отданное дымовыми
газами, приравнивается количеству тепла, воспринятому обогреваемой средой
(паром, водой или воздухом).
Тепло, отданное дымовыми газами рассчитываемой поверхности:
Q = ϕ I ′ − I ′′ + ∆αI о.прс − Qдоп , кДж/кг (кДж/м3),
(1)
(
)
где φ – коэффициент сохранения тепла;
I′ и I″ - энтальпии газов на входе в поверхность нагрева и выходе из нее, кДж/кг
(кДж/м3);
∆αIо.прс – количество тепла, вносимого присасываемым воздухом, кДж/кг
(кДж/м3);
∆α – присос воздуха в газоход;
Iо.прс – энтальпия теоретически необходимого количества присасываемого
воздуха, кДж/кг (кДж/м3).
Для всех поверхностей, кроме воздухоподогревателя, Iо.прс находится по
температуре холодного воздуха; для воздухоподогревателя – по средней
температуре воздуха.
Qдоп – тепловосприятие дополнительной поверхности, кДж/кг (кДж/м3),
включенной параллельно или последовательно по ходу газов с рассчитываемой.
Тепло, воспринятое обогреваемой средой вследствие охлаждения газов,
определяется по следующим формулам.
Для воздухоподогревателя без промежуточных отборов и подводов
воздуха:
∆α вп


Q =  βТ′ +
+ β рц + β изб (I о′′.вп − I о′ .вп ) , кДж/кг (кДж/м3),
(2)
2


4
где
βТ′ , β рц , βизб - отношение количества воздуха, подаваемого в топку из
воздухоподогревателя, рециркулирующего в воздухоподогревателе и
избыточного (отдаваемого на «сторону») к теоретически необходимому;
I о′ .вп , I о′′.вп - энтальпии теоретически необходимого количества воздуха при
температуре на входе в воздухоподогреватель и на выходе из него, кДж/кг
(кДж/м3), определяется по I − ϑ - таблице (диаграмме);
∆α вп - присос воздуха в воздухоподогреватель (табл. V, прил.).
Для экономайзера, конвективного пароперегревателя, не получающего
излучение из топки
D
(i′′ − i′) , кДж/кг (кДж/м3);
Q=
(3)
Bp
для ширмового и конвективного пароперегревателя
полученного излучением из топки,
D
(i′′ − i′) − QЛ , кДж/кг (кДж/м3),
Q=
Bp
с
учетом
тепла,
(4)
где D – расход пара (воды) через рассчитываемую поверхность, кг/с;
i″, i′ - энтальпии пара (воды) на выходе из поверхности нагрева и на входе в нее,
кДж/кг; при этом перепад энтальпий пара в пароперегревателе следует
принимать с учетом тепловосприятия в пароохладителе;
Вр – расчетный расход топлива, кг/с (м3/с).
QЛ считается с учетом лучистого тепла, воспринятого поверхностью нагрева,
примыкающей к выходному окну топки (например, фестоном или несколькими
рядами труб котельного пучка):
q л.в Fвых ∑ χ р (1 − а )
QЛ =
, кДж/кг (кДж/м3),
(5)
Bp
где
q л.в - тепловая нагрузка поверхности в районе выходного окна топки,
кВт/м2; определяется по п. 6-24 [1];
Fвых - площадь выходного окна топки, м2;
∑χр
- сумма угловых коэффициентов в поверхности определяется по
таблицам 7-1 и 7-2 [1];
а - степень черноты объема ширм; определяется по п. 7-35 [1], член (1 − а )
вводится только для ширм.
При расчете котельных пучков и фестонов с постоянной температурой
внутренней среды уравнение тепловосприятия этой среды не составляется.
Уравнение теплообмена
5
Q=
К Н ∆t
⋅ 10−3 , кДж/кг (кДж/м3),
Bp
(6)
где Q – тепло, воспринятое поверхностью конвекцией и межтрубным
излучением, отнесенное к 1 кг (1 м3) топлива, кДж/кг (кДж/м3)
К – коэффициент теплопередачи, отнесенный к расчетной поверхности нагрева,
Вт/(м2·К);
∆t – температурный напор, К;
Вр – расчетный расход топлива, кг/с (м3/с);
Н – расчетная поверхность нагрева, м2.
Во всех конвективных пучках, кроме воздухоподогревателя, расчетная
поверхность нагрева принимается равной полной поверхности труб с наружной
(газовой) стороны.
Поверхность нагрева рекуперативного воздухоподогревателя (трубчатого
или пластинчатого) и воздуховоздушного теплообменника находится как
средняя по газовой и воздушной сторонам.
2. Коэффициент теплопередачи
При определении коэффициента теплопередачи для поверхностей нагрева
котельного агрегата в общем случае следует учитывать термическое
сопротивление переходу тепла от газов к стенке 1/α1, через слой наружных
загрязнений δз/λз = ε, через металлическую стенку трубы δм/λм , через слой
отложений на внутренней поверхности труб (накипи) δв.о/λв.о и переходу тепла
от внутренней поверхности трубы к рабочей среде 1/α2. При этом используют
формулу для плоской многослойной стенки, что не вносит больших
погрешностей, но значительно упрощает расчет:
1
2
К=
(7)
1 δ з δ м δ в.о
1 , Вт/(м ·К),
+
+
+
+
α1 λз λ м λв.о α 2
где α1, α2 – коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке и от
стенки к обогреваемой среде, Вт/(м2·К);
δм, λм - толщина, м, и коэффициент теплопроводности металла стенки трубы,
Вт/(м·К);
ε = δз/λз – тепловое сопротивление загрязняющего слоя, называемое
«коэффициентом загрязнения», (м2·К)/Вт;
δв.о, λв.о - толщина, м, и коэффициент теплопроводности слоя отложений на
внутренней поверхности труб, Вт/(м·К).
6
Поскольку термическое сопротивление стенки мало (в сравнении с 1/α1), а
накипь при нормальной эксплуатации не должна достигать заметных величин,
ими в расчете пренебрегают, т. е. δм/λм = 0 и δв.о/λв.о = 0.
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке и от стенки к обогреваемой
среде α1 и α2 определяются в п.3. Причем при расчете экономайзеров и
испарительных поверхностей термическое сопротивление с внутренней
стороны не учитывают, так 1/α2 << 1/α1.
Тепловое сопротивление загрязнения зависит от большого количества
факторов: рода топлива, скорости газов, диаметра труб и их расположения и др.
Из-за отсутствия в ряде случаев этих данных применяют два метода оценки
загрязнений: с помощью коэффициента загрязнения ε и коэффициента
эффективности Ψ, представляющего собой отношение коэффициентов
теплопередачи, загрязненных и чистых труб. Значение ε и Ψ приведены в п. 3.3.
Расчет коэффициентов теплопередачи в конвективных гладкотрубных
пучках и фестонах производится по формулам:
- получающих прямое излучение из топки:
Ψα1
2
К=
 QЛ  α1 , Вт/(м ·К),

1 + 1 +
Q  α 2

(8)
- не получающих прямое излучение из топки:
Ψα1
2
К=
α1 , Вт/(м ·К),
1+
α2
(9)
где Ψ – коэффициент эффективности;
QЛ – тепло, передаваемое излучением из топки, кДж/кг (кДж/м3); определяется
по уравнению (5);
Q – тепло, передаваемое конвекцией и межтрубным излучением газов, кДж/кг
(кДж/м3);
Для гладкотрубных экономайзеров и испарительных поверхностей
тепловым сопротивлением с внутренней стороны труб пренебрегают и
коэффициент теплопередачи определяется по формуле:
К = Ψα1 , Вт/(м2·К),
(10)
Трубчатые и пластинчатые воздухоподогреватели рассчитываются с
использованием коэффициента эффективности Ψ, учитывающего влияние
загрязнения поверхности, неполноты ее омывания газами и воздухом,
7
перетоков воздуха в трубных решетках. Коэффициенты теплопередачи таких
воздухоподогревателей определяются по формуле (9).
Для чугунных ребристых экономайзеров коэффициент теплопередачи
определяется по номограмме 1 (прил.) по скорости и температуре газов.
Расчетная формула приводится там же. Кривая построена с учетом эффекта
систематической обдувки. Без обдувки коэффициент теплопередачи
уменьшатся на 20%. При сжигании мазута коэффициент теплопередачи
чугунных ребристых экономайзеров снижается на 25%.
3. Коэффициент теплоотдачи
Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке трубы для конвективных
поверхностей:
α1 = ξ (α К + α Л ) , Вт/(м2·К),
(11)
где ξ - коэффициент использования поверхности нагрева; для поперечно
омываемых пучков труб принимается ξ = 1; при смешанном омывании пучков
(например, пароперегреватель и газоходы котлов ДКВР, ДЕ и КЕ) ξ = 0,95.
Учитывает уменьшение тепловосприятие поверхности нагрева вследствие
неравномерно омывания ее газами, частичного перетекания газов мимо нее и
образования застойных зон;
αК – коэффициент теплоотдачи конвекцией, Вт/(м2·К);
αЛ – коэффициент теплоотдачи излучением, Вт/(м2·К).
Коэффициент теплоотдачи от стенки к обогреваемой среде α2,
учитываемый при расчетах
гладкотрубных пучков,
фестонов и
воздухоподогревателей обусловлен конвекцией и определяется по п. 3.1.
3.1. Коэффициент теплоотдачи конвекцией
Для определения коэффициента теплоотдачи конвекцией необходимо
вычислить ряд характеристик, влияющих на интенсивность конвективного
теплообмена.
Расчетная скорость жидкости или газа в поверхности нагрева в общем
случае
Vcp
w=
, м/с,
F
где Vcp – средний объемный секундный расход среды, м3/с;
F – площадь живого сечения для прохода среды, м2.
8
Расчет скорости дымовых газов в поверхностях нагрева wГ и воздуха в
воздухоподогревателе wВ производится по формулам:
wГ =
wВ =
В р VГн (ϑ + 273)
FГ 273
, м/с,
В р β вп Voн (t + 273)
FВ 273
(12)
, м/с,
(13)
где Вр – расчетный расход топлива, кг/с (м3/с);
VГн - объем газов на 1 кг (1 м3) топлива. Определяется по среднему избытку
воздуха в поверхности при нормальных условиях, м3/кг (м3/м3).
Voн - количество воздуха теоретически необходимого для сгорания при
нормальных условиях, м3/кг (м3/м3).
β вп - отношение среднего расхода воздуха через воздухоподогреватель к
теоретически необходимому, принимается равным
βT′ +
∆α вп
+ β рц + β изб
2
(обозначения как в формуле (2));
ϑ - расчетная температура потока газов, °С, равна сумме средней температуры
обогреваемой среды и температурного напора. При охлаждении газов в
пределах поверхности нагрева не более чем на 300 °С расчетную температуру
потока с достаточной точностью можно определять как полусумму температур
газов на входе в поверхность нагрева ϑ ′ и выходе из нее ϑ ′′
ϑ ′ + ϑ ′′
ϑ=
, °С;
2
t – расчетная температура потока воздуха, °С, определяется как полусумма
температур воздуха на входе в поверхность и выходе из нее.
FГ и FВ – площадь живого сечения для прохода газов и воздуха, м2.
Расчетная скорость водяного пара и воды
D
wп = υ , м/с,
(14)
f
где D – расход пара (воды), кг/с;
υ – средний удельный объем пара (воды), м3/кг;
f - площадь живого сечения для прохода пара (воды), м2.
Площадь живого сечения для прохода газов и воздуха в газоходах,
заполненных поперечно и косо обтекаемыми гладкими и ребристыми трубами,
определяется как разность между полной площадью сечения проходящего через
оси поперечного ряда труб, и частью этой площади, занятой трубами.
9
где
Для поперечно омываемых гладкотрубных и мембранных пучков
F = a b − z1 l d , м2,
a и b - размеры газохода в расчетном сечении, м;
(15)
z1 - число труб в ряду;
d и l - диаметр и длина труб, м; при изогнутых трубах за l принимается
проекция труб на поперечное сечение газохода.
При продольном омывании и течении среды внутри труб
F =Z
2
π d вн
, м2,
4
где Z – число параллельно включенных труб;
dвн – внутренний диаметр труб, м.
При продольном омывании и течении среды между трубами
F = ab − Z
π d2
4
, м2,
(16)
(17)
где
Z – число труб в пучке.
При различных входном F′ и выходном (или промежуточном) F″ живых
сечениях пучка, в случае плавного изменения сечения, средняя площадь
2 F ′ F ′′
F=
, м2.
(18)
F ′ + F ′′
При расхождении в площадях сечений F′ и F″ не более, чем на 25%,
можно производить арифметическое усреднение сечений.
Если в газоходе имеется несколько участков с одинаковым характером
омывания поверхности нагрева, но с различными живыми сечениями, в расчет
вводится усредненная площадь сечения
H + H2 + K
Fcp = 1
, м2,
(19)
H1 H 2
+
+K
F1 F2
Н1, Н2 – поверхности нагрева участков с живыми сечениями F1, F2, м2.
При переменных шагах труб (по глубине или ширине газохода) или при
разных диаметрах в расчет вводятся усредненные значения шага
s′H ′ + s′′H ′′ + K
sпp =
, м,
(20)
H ′ + H ′′ + K
H + H2 + K
dcp = 1
, м.
(21)
H1 H 2
+
+K
d1 d 2
где
10
Коэффициент теплоотдачи конвекций1 при поперечном омывании
коридорных гладкотрубных пучков дымовыми газами определяется по
номограмме 2 (прил.), для которой расчетной формулой является
α к = α н сz cs cф , Вт/(м2·К),
(22)
где сф – коэффициент, учитывающий влияние физических характеристик и
состава газов (воздуха);
сz – поправка на число рядов труб по ходу газов;
сs – поправка на геометрическую компоновку пучка; определяется в
зависимости от относительных шагов труб (σ1 = s1/d и σ2 = s2/d – относительные
поперечные и продольные шаги труб).
При σ2 ≥ 2, а также при σ1 ≤ 1,5 коэффициент сs = 1. При σ2 < 2 и σ1 > 3
значение сs определяется при σ1 = 3.
Коэффициент теплоотдачи конвекций при поперечном омывании
шахматных гладкотрубных пучков дымовыми газами и воздухом определяется
по номограмме 3 (прил.), расчетной является формула (22). Все величины,
входящие в формулу, определяются с помощью этой номограммы.
Если в пучке участки с шахматным (коридорным) расположением труб
превышают 85% всей поверхности, то коэффициент теплоотдачи
рассчитывается как для шахматного (коридорного) пучка. В противном случае
коэффициент теплоотдачи вычисляется отдельно для каждого участка (при
средних значениях температуры и скорости потока в пучке) и усредняется
пропорционально поверхности нагрева обеих частей
α шах Н шах + α кор Н кор
αк =
, Вт/(м2·К).
(23)
Н шах + Н кор
Коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном омывании
мембранных и плавниковых коридорных и шахматных пучков и ширм
определяются по номограмме 4 и 5 (прил.) или (9 и 10 [1]).
Коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном омывании для
дымовых газов определяется по номограмме 6 (прил.). Причем, при
охлаждении дымовых газов и воздуха используется формула
α к = α н cф сl , Вт/(м2·К),
(24)
а при нагревании воздуха
′ сl , Вт/(м2·К),
α к = α н cф
1
(25)
Коэффициенты теплоотдачи конвекцией определяются по формулам,
выведенным в результате экспериментального исследования различных пучков,
см. п. 7.Б, б [1]. По этим формулам построены номограммы (прил.).
11
где αн определяется в зависимости от скорости потока и эквивалентного
диаметра dэ. При течении среды в круглой трубе ее эквивалентный диаметр
равен внутреннему dэ = dвн. При течении в трубе некруглого сечения, в
кольцевом канале и при продольном омывании пучков
4F
dэ =
, м,
(26)
U
где F – площадь живого сечения канала, м2;
U – полный омываемый периметр, м;
сl – поправка на относительную длину, вводится в случае прямого входа в
трубу без закрытия при значении l/d < 50.
с′ф – поправка не только на физические характеристики среды (их учитывает
коэффициент сф), но и на температуру стенки, которая для трубчатых и
пластинчатых
воздухоподогревателей
принимается
равной
среднеарифметической температуре воздуха и газов.
Коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном омывании для
перегретого пара в докритической области определяется по номограмме 7
(прил.). Все величины, входящие в расчетную формулу
α 2 = α н с , Вт/(м2·К),
(27)
определяются по этой же номограмме.
3.2. Коэффициент теплоотдачи излучением продуктов сгорания
В расчете учитывается излучение трехатомных газов, а при сжигании
твердых топлив – и взвешенных в потоке частиц золы. Количество тепла,
переданное 1 м2 поверхности нагрева излучением qЛ, кВт/м2, определяется с
использованием коэффициента теплоотдачи излучением продуктов сгорания
q Л = α Л (Т − Т з ) ⋅ 10−3 , кВт/м2,
(28)
где Т и Тз – температуры газов и наружной поверхности стенки с учетом
загрязнений, К;
αЛ – коэффициент теплоотдачи излучением продуктов сгорания, Вт/(м2·К), для
определения
которого
необходимо
вычислить
ряд
характеристик
интенсивности лучистого теплообмена.
Эффективная толщина излучающего слоя при излучении ограниченного
со всех сторон газового объема на ограждающие поверхности определяется
V
s = 3,6
, м,
(29)
Fст
где
V – объем излучающего слоя, м3;
12
Fст – площадь ограждающих поверхностей, м2.
Для гладкотрубных пучков формула (29) преобразуется к виду:
4 s s

s = 0.9d  1 2 − 1 , м,
(30)
π d2

где s1 и s2 – усредненные по формуле (20) поперечный и продольный шаги труб,
м; d – наружный диаметр труб, м, а в случае необходимости, усредненный по
формуле (21).
При расчете горячих ступеней воздухоподогревателей (средняя
температура газов более 300 °С) также учитывается излучение газов;
эффективная
толщина
излучающего
слоя
для
трубчатых
воздухоподогревателей принимается равной s = 0,9dвн (dвн – внутренний
диаметр трубы, м).
Коэффициент теплоотдачи излучением не учитывается для поверхностей
нагрева с поперечным оребрением из-за малой толщины излучающего слоя.
При определении коэффициента теплоотдачи излучением температура
стенки труб принимается равной температуре наружного слоя золовых
отложений Тз.
Для поверхностей нагрева, эффективность теплоотдачи в которых
оценивается коэффициентом загрязнения ε:

1  Bp

Т 3 = t +  ε +
(QЛ + Q ) ⋅103 + 273 , К,
(31)
α2  H

где t – средняя температура среды внутри трубы, °С;
ε – коэффициент загрязнения, м2·К/Вт;
α2 – коэффициент теплоотдачи от стенки к среде Вт/ м2·К ;
Q – тепловосприятие поверхности нагрева, определяемое из уравнения
теплового баланса, кДж/кг (кДж/м3);
QЛ – тепло, воспринятое поверхностью излучением из топки или объема перед
поверхностью нагрева, кДж/кг (кДж/м3);
Н – поверхность нагрева, м2.
Коэффициент загрязнения ширм при сжигании мазута с коэффициентом
избытка воздуха αТ ≤ 1,03 принимается ε = 0,0025 м2·К/Вт.
При сжигании газа ε = 0,0015 м2·К/Вт.
Для настенных труб ориентировочно принимают при сжигании жидкого
топлива ε = 0,003; при сжигании твердого топлива ε = 0,005 м2·К/Вт.
Для поверхностей нагрева, эффективность теплоотдачи в которых
оценивается коэффициентом тепловой эффективности Ψ, значение Тз
определяется по формуле:
13
1  1
1  1  Bp
 − 
(QЛ + Q ) ⋅103 + 273 , К.
Т 3 = t +   +
(32)
 Ψ  α1 α 2  α1  H
Для экономайзеров и испарительных поверхностей величиной 1/ α2 в
формулах (31) и (32) можно пренебречь.
В остальных случаях температура загрязненной стенки рассчитывается по
формуле:
Т 3 = t + ∆t3 + 273 , К.
(33)
При сжигании газа для всех поверхностей, кроме воздухоподогревателей,
∆t3 = 25 °С. Для фестонов, расположенных на выходе из горизонтального
газохода, ∆t3 = 50 °С. Для одноступенчатых экономайзеров при ϑ ′ > 400 °С,
вторых ступеней двухступенчатых экономайзеров и котельных пучков котлов
малой мощности при сжигании твердых и жидких топлив, а также древесины
∆t3 = 60 °С. Для первых ступеней двухступенчатых экономайзеров при
сжигании твердых и жидких топлив ∆t3 = 25 °С. Для вторых по воздуху
ступеней воздухоподогревателей температура стенки принимается равной
полусумме температур газов и воздуха.
Степень черноты потока газов при температуре Т определяется по
формуле (34) или номограмме 8 (прил.).
а = 1 − е − kps ,
(34)
где kps – суммарная оптическая толщина продуктов сгорания. Для котлов без
наддува и с наддувом р ≤ 0,105 МПа принимается р = 0,1 МПа.
Суммарная оптическая толщина запыленного газового потока
(
)
Kps = K гo rп + К зл µ зл р S .
(35)
При сжигании жидких и газообразных топлив (незапыленный поток) и
слоевом сжигании твердых топлив второе слагаемое не учитывают. Расчет
ведется при средней температуре потока газов, причем коэффициент
K гo определяется по номограмме 9, а коэффициент поглощения лучей золовыми
частицами К зл µ зл находится по формуле :
К зл µ зл =
104 Азл
3 (Т ′′ )2
Т
µ зл
, 1/м·МПа.
1 + 1,2µ зл s
Эффективная толщина излучающего слоя s определяется по формулам (29) и
(30).
Коэффициент теплоотдачи излучением продуктов сгорания находится по
приближенным уравнениям, выведенным на основе закона Стефана –
14
Больцмана. По эти уравнениям построена номограмма 10 (прил.), при
использовании которой коэффициент теплоотдачи излучением вычисляется по
формуле: для запыленного потока газов (камерное сжигание твердого топлива)
α Л = α Н ⋅ а , Вт/(м2·К),
(36)
для незапыленного потока (продукты сгорания газообразных и жидких топлив)
α Л = α Н ⋅ а ⋅ С Г , Вт/(м2·К),
(37)
а - определяется по (34); С Г - по вспомогательному полю номограммы.
Тепло излучения газового объема на настенную поверхность нагрева,
отдельно стоящий ряд труб или пучок труб определяется
ϑср − t з Н Л
QЛ = α Л
⋅ 10−3 , кДж/кг (кДж/м3),
(38)
Вр
где
(
где
)
α Л - коэффициент теплоотдачи излучением, Вт/(м2·К);
ϑср - среднее значение температуры газов в объеме, °С;
t з - температура загрязненной стенки труб, °С;
Н Л - лучевоспринимающая поверхность нагрева, м2.
Излучение газового объема на расположенный за ним по ходу
конвективный пучок учитывается увеличением расчетного коэффициента
теплоотдачи излучением пучка α Л
0,07 
0,25

 lоб 
Т


об
 , Вт/(м2·К),


α ′Л = α Л 1 + А



 1000 
 lп 


где
(39)
lп , lоб - глубина рассчитываемого пучка и газового объема, м;
Т об - температура газов в объеме, К.
Коэффициент А = 0,3 при сжигании газа и мазута, 04 – при сжигании
каменных углей и АШ и 0,5 – при сжигании бурых углей, сланцев и фрезерного
торфа.
Тепло, переданное трубному пучку излучением газового объема,
расположенного по ходу газов за пучком, незначительно и может не
учитываться.
15
3.3. Коэффициенты загрязнения, использования и тепловой
эффективности поверхностей нагрева
Топлива, образующие при сжигании рыхлый первичный слой
загрязнений на трубах, считаются умеренно загрязняющими, а образующие
прочный первичный слой – сильно загрязняющими. Особо загрязняющим
топливом являются сланцы.
Коэффициент загрязнений ширм ε при сжигании твердых топлив
принимается в зависимости от загрязняющей способности топлива,
′ при номинальной нагрузке котла и
температурой газов перед ширмами ϑш
наличия очистки по рис.1. При температуре газов перед ширмами,
превышающей рекомендуемый верхний уровень допустимой температуры по
приложению II [1] нельзя использовать данные рис. 1, т.к. в этом случае
зашлакованность резко увеличивается.
Рис. 1. Коэффициент загрязнения ширм при сжигании твердых
топлив: 1 – умеренно загрязняющие, 2 – сильно
загрязняющие, 3 – сильно загрязняющие с очисткой.
Коэффициент загрязнения ширм при сжигании сланцев принимается:
- при виброочистке 50 Гц при температуре газов перед ширмами
′ = 600 – 850 °С
ϑш
ε = 0,035 (м2·К)/Вт,
′ > 850 °С
ϑш
ε = 0,04 (м2·К)/Вт;
- при очистке с использованием системы низкочастотного встряхивания
(СУНЧВ) ε = 0,03 (м2·К)/Вт.
16
При сжигании газа вместе или после мазута или пыли следует принимать
ε по более загрязняющему топливу.
Развитые котельные пучки малой мощности, фестоны, конвективные
пароперегреватели и экономайзеры при сжигании всех видов топлив
рассчитываются по коэффициентам тепловой эффективности.
Коэффициент тепловой эффективности Ψ коридорных и шахматных
конвективных гладкотрубных, плавниковых, мембранных поверхностей
нагрева при сжигании твердых топлив, кроме сланцев, определяют в
зависимости от средней температуры газов в пучке при номинальной нагрузке
котла и загрязняющих свойств топлива по рис. 2.
Для коридорных и шахматных экономайзеров с круглыми и квадратными
поперечными ребрами при сжигании умеренно загрязняющих топлив (п. 7.42
[1]) коэффициент тепловой эффективности следует принимать по прямой 1
(рис. 2).
Рис. 2. Коэффициент тепловой эффективности конвективных
поверхностей при сжигании твердых топлив: 1 – умеренно
загрязняющие и сильно загрязняющие с очисткой, 2 –
сильно загрязняющие без очистки.
При сжигании сланцев с применением очистки Ψ коридорных
поверхностей нагрева и шахматных одноступенчатых экономайзеров
принимается равным 0,5, при отсутствии очистки – 0,45. Для чугунных
ребристых экономайзеров котлов малой мощности указания по учету влияния
вида топлива и способа очистки труб приведены на номограмме 1 (прил.).
При сжигании мазута все поверхности нагрева рассчитываются по
коэффициентам тепловой эффективности (табл. 1).
17
Таблица 1
Коэффициенты тепловой эффективности для конвективных гладкотрубных и
оребренных поверхностей нагрева при сжигании мазута αТ ≤ 1,03.
Наименование поверхности нагрева
Ψ
Перегреватели, котельные пучки, фестоны, переходные зоны, все с коридорным расположением труб и ширмоконвективные
0,65
поверхности
Перегреватели, котельные пучки, фестоны, переходные зоны, 0,60
все с шахматным расположением труб
Экономайзеры и газоводяные подогреватели – горячие и
0,65
холодные ступени
То же, при температуре воды на входе 100 °С и ниже
0,45 – 0,5
При работе котлов αТ > 1,03 значения Ψ для всех поверхностей нагрева
уменьшают на 0,05.
При сжигании газа для всех конвективных гладкотрубных и оребренных
поверхностей значения коэффициента тепловой эффективности Ψ принимаются
по табл. 2.
Таблица 2
Коэффициенты тепловой эффективности для конвективных гладкотрубных и
оребренных поверхностей при сжигании газа
Наименование поверхности нагрева
Ψ
Перегреватели, котельные пучки, фестоны, переходные зоны,
0,80
горячие ступени экономайзеров
Экономайзеры – холодные ступени и одноступенчатые,
0,85
газоводяные подогреватели
Ширмоконвективные поверхности
0,75
При сжигании газа после мазута (без остановки котла на чистку)
коэффициенты тепловой эффективности принимаются на 0,05 выше, чем при
сжигании мазута; при сжигании газа после твердого топлива (без остановки
котла на чистку) – по твердому топливу.
Коэффициенты загрязнения для этих вариантов принимаются по более
загрязняющему топливу.
При сжигании смеси топлив коэффициенты эффективности принимаются
по более загрязняющему топливу.
При поперечно-продольном омывании ширм, гладкотрубных и
мембранных пучков коэффициенты загрязнения или тепловой эффективности
18
продольно омываемых участков принимаются такими же, как при поперечном
омывании.
Коэффициенты эффективности трубчатых воздухоподогревателей при
движении продуктов сгорания в трубах и выполнении ходов из отдельных
кубов (а не за счет установки промежуточных трубных досок в пределах куба),
пластинчатых и чугунных ребристых воздухоподогревателей определяются по
табл. 3.
Таблица 3
Коэффициенты эффективности трубчатых воздухоподогревателей
Коэффициенты эффективности воздухоподогревателя
трубчатые
С-перекрест
пласВид топлива
чугунные
холодные
Z-пере- тинчаребристые
ступени,
горячие
тые
крест
одноступен
ступени
чатые
АШ, фрезерный торф,
0,90
0,75
0,85
0,85
0,75
канско-ачинские угли
Мазут и древесное
0,85
0,90
0,85
0,70
0,70
топливо
Все остальные топлива
0,90
0,90
0,85
0,85
0,80
(кроме газа)
Газ
0,95
0,95
0,90
0,90
0,85
Примечания:
1. При сжигании фрезерного торфа применение чугунных ребристых
воздухоподогревателей не рекомендуется.
2. Коэффициент эффективности трубчатых воздухоподогревателей Zперекреста приведен для варианта с «винтовыми» перепускными коробами.
При наличии в С-перекрестных трубчатых воздухоподогревателях
межходовых трубных досок в пределах секции, из-за которых имеют место
перетоки воздуха между ходами, коэффициент эффективности Ψ снижается по
отношению к значениям, приведенным в табл. 3, следующим образом: на 0,15 –
в двухходовой ступени с одной и в трехходовой ступени с двумя
промежуточными досками; на 0,05 – в трехходовой при одной промежуточной
трубной доске между любыми ходами и в четырехходовой при двух
промежуточных трубных досках между любыми ходами.
19
Коэффициент эффективности регенеративных воздухоподогревателей для
всех типов принимается равным:
при
∆αвп ≤ 0,15
Ψ = 0,9;
при 0,15 < ∆αвп ≤ 0,25
Ψ = 0,9 – ( ∆αвп – 0,15);
Ψ = 0,8.
при
∆αвп ≥0,25
Значения коэффициентов эффективности воздухоподогревателей при
сжигании сернистого мазута снижается на 0,05 против указанных выше в
следующих случаях: для регенеративных – при среднеарифметической
температуре воздуха и газов на холодной стороне менее 110 °С, для трубчатых
– при температурах воздуха на входе в воздухоподогреватель ниже 90 °С в
случае сжигания с коэффициентом избытка воздуха αТ ≤ 1,03 и ниже 110 °С в
случае αТ > 1,03.
Коэффициент эффективности поперечно омываемых трубчатых
воздухоподогревателей с движением газов между трубами принимается по
рекомендациям для поперечно омываемых конвективных пучков.
Значение коэффициента использования поверхности нагрева ξ
принимается в зависимости от полноты омывания ее газами. В случае, если
обеспечивается прохождение через поверхность всего газового потока,
принимается ξ = 1; для ширм значение ξ изменяется от 0,6 до 0,9 (рис. 7.13 [1]);
при смешанном омывании пучков ξ = 0,95.
4. Температурный напор
Температурный напор ∆t, т. е. усредненная по всей поверхности нагрева
разность температур греющей и обогреваемой сред; зависит от их взаимного
направления движения. Если температура одной из сред в пределах
поверхности нагрева не изменяется, то такой зависимости нет.
При движении обогревающей и обогреваемой сред в пределах
поверхности нагрева параллельно и навстречу друг другу (противоточная
схема), параллельно и в одном направлении (прямоточная), с взаимно
перекрещиванием направлений потоков обеих сред (перекрестный ток) с
числом ходов более четырех, а также тогда, когда температура одной из сред
постоянна, температурный напор определяется как среднелогарифмическая
разность температур
∆t − ∆t м
∆t = б
(40)
∆tб , K,
2,3 lg
∆t м
20
и ∆t м - большая и меньшая разность температур теплообменивающихся сред на границах поверхности, K.
В случаях, когда для указанных схем ∆tб/ ∆tм ≤ 1,7 температурный напор
может быть определен с достаточной точностью как среднеарифметическая
разность температур:
∆t + ∆t м
∆t = б
= ϑ − t , K,
(41)
2
где ϑ и t - средние температуры обеих сред, K.
Температурный напор для любой сложной схемы, если ∆tпрм/ ∆tпрт ≥ 0,92,
определяеся как среднеарифметическое значение:
∆tпрм + ∆tпрт
∆t =
, K,
(42)
2
где ∆tпрм и ∆tпрт - средние температурные напоры для случаев прямотока и
где
∆tб
противотока, рассчитанные по формуле (40).
Для схем, отличных от чистого противотока и прямотока, температурный
напор определяется по формуле
∆t = Ψ ∆tпрт , K,
(43)
где Ψ – коэффициент пересчета от противоточной схемы к более сложной,
определенный по соответствующим номограммам.
Различают схемы с параллельным и перекрестным токами
теплообменивающихся сред.
Схемы с параллельным током подразделяются на схемы с
последовательно и параллельно-смешанными токами (рис. 3).
В схемах с последовательно-смешанным током поверхность нагрева
состоит из двух участков, включенных последовательно по обеим средам; при
переходе из одного участка в другой изменяется взаимное движение обеих
сред. По этим схемам с разными сочетаниями участков могут выполняться
перегреватели и экономайзеры.
Для этих схем коэффициент Ψ определяется по номограммам 11 и 12
(прил.). Для пользования номограммой вычисляются безразмерные параметры:
Н прм
А=
,
(44 а)
Н
τ
Р= 2 ,
(44 б)
ϑ′ − t′
τ
R= 1 ,
(44 в)
τ2
21
где Н, Нпрм – поверхности нагрева – полная и прямоточного участка, м2;
τ1, τ2 – полные перепады температур, K: для схем I и II τ1 = ϑ ′ − ϑ ′′ , τ 2 = t ′′ − t ′ ;
для схем III τ 1 = t ′′ − t ′ , τ 2 = ϑ ′ − ϑ ′′ (рис. 3).
Рис. 3. Схемы к расчету температурного напора. а – с
последовательно-смешанным током, б – с параллельносмешанным током.
В схеме с параллельно-смешанным током (рис. 3) поверхность нагрева
состоит из нескольких участков, включенных последовательно по одной из
сред (многоходовой) и параллельно по другой (одноходовой). При расчете
температурного напора безразлично, является ли одноходовой греющая или
обогреваемая среда.
Коэффициент Ψ для схем с параллельно-смешанным током определяется
по номограмме 12 (прил.), линии нижней ее части используются для
соответствующих схем включения.
Для пользования номограммой необходимо вычислить безразмерные
параметры
τ
Р= м ,
(45 а)
ϑ′ − t′
τ
R= б ,
(45 б)
τм
где ϑ ′ , t′ - начальные температуры греющей и обогреваемой сред;
τб – полный перепад температур той среды, у которой он больше, чем перепад
температур второй среды τм.
22
Коэффициент Ψ для схем с нечетным количеством ходов, большим трех,
принимается равным полусумме значений Ψ, определенных по кривым 3 и 2
или 3 и 4, в зависимости от того, каких ходов больше – прямо или
противоточных.
В схемах с перекрестным током направления потоков обеих сред взаимно
перекрещиваются. По эти схемам обычно выполняют трубчатые
воздухоподогреватели. Температурный напор зависит от количества ходов (при
числе ходов более четырех они рассматриваются как прямо или
противоточные) и общего взаимного направления потоков среды (прямоток,
противоток).
При перекрестном движении потоков рассматриваются две основные
схемы соединения ходов:
С – среда в соединенных ходах движется во встречном направлении;
Z – направление движения сред в соединенных ходах совпадает.
В нормативном методе (рис. 7.18 [1]) приводятся схемы перекрестного
тока при различных условиях их перемешивания. На рис. 4
показаны
основные из этих схем.
Рис. 4. Схемы к расчету температурного напора при перекрестном
токе: 1 – однократный (кривая 1); 2 – двукратный, схема С,
противоток (кривая 2); 3 – трехкратный, схема С,
противоток (кривая 3); 4 – четырехкратный, схема С,
противоток (кривая 4).
Коэффициент Ψ определяется по номограмме 13 (прил.), номера кривых
номограммы указаны в описаниях схем на рис. 4 и на рис 7.18 [1]. Для
пользования номограммой вычисляются безразмерные параметры P и R по
формулам (45а) и (45б).
Для «кипящих» экономайзеров, включенных по противотоку, при
паросодержании среды на выходе x ≤ 30% расчет выполняется по условной
температуре на выходе из экономайзера
t усл = ts + 0,5∆iп , °С
(46)
где ∆iп = i′′ − is′ - изменение энтальпии в процессе парообразования, кДж/кг;
23
i′′ - энтальпия среды на выходе из экономайзера, кДж/кг;
is′ - энтальпия кипящей воды при давлении в барабане, кДж/кг;
ts - температура кипения, °С.
Такой способ расчета неприменим, если разность температур газов и
воды на «холодном» конце экономайзера или его ступени ∆tм меньше 100 °С
(при температуре воды на входе t′ ≥ 20 °С и р ≤ 1,4 МПа), 110 °С (при
температуре воды на входе t′ = 140 – 179 °С и р > 1,4 Мпа). В этом случае
расчет температурного напора следует вести по участкам.
Для пароперегревателей, на вход которых поступает влажный пар после
увлажнения в пароохладителе, температурный напор рассчитывается без учета
этого обстоятельства, если соблюдается условие
(1 − х ) r ≤ 0,12
,
(47)
iпе − iх
где (1-х) – влажность поступающего пара;
r , iпе , iх - теплота парообразования и энтальпии перегретого и влажного пара,
кДж/кг.
Если условие (47) не выполняется, необходимо температурный напор –
считать по участкам и затем усреднить.
Q + Q2 + K
∆tcp = 1
, K,
(48)
Q1 Q3
+
+K
∆t1 ∆t2
где Q – тепловосприятие участков, кДж/кг (кДж/м3);
∆t – температурные напоры на участках, K.
5. Рекомендации по методике расчета конвективных
поверхностей котельного агрегата
При поверочном расчете конвективной поверхности, как правило,
известны температура дымовых газов на входе в нее (из расчета предыдущей
поверхности) и температура обогреваемой среды на входе в поверхность или
выходе из нее (чаще на входе). Поэтому при расчете приходится
предварительно принять пока неизвестную температуру и энтальпию одной из
сред и по уравнению теплового баланса (1) и (2, 3, 4) определять
тепловосприятие поверхности Qб и неизвестную энтальпию второй среды.
Затем рассчитывают коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи (п.2, п.3),
температурный напор (п.4) и по уравнению теплообмена (6) определяют
тепловосприятие поверхности QТ. Тепло излучения газового объема на
расположенную за ним поверхность нагрева учитывают по формуле (5), при
24
этом рассчитывая QЛ для настенной поверхности и отдельно стоящего ряда
труб, или для пучка труб.
Если полученное из уравнения теплообмена значение тепловосприятия
QТ отличается от определенного по уравнению баланса Qб не более чем на 2%
(в отдельных случаях, например, для дополнительных поверхностей
допускается разница до 10%, для фестона – до 5%), расчет считается
законченным. Окончательными значениями тепловосприятия считаются
полученные из уравнений баланса тепла.
При расхождении, большем указанного предела, принимают новое
значение конечной температуры и, повторяют расчет. Для второго
приближения целесообразно принимать температуру, отличающуюся от
принятой в первом приближении не более чем на 50 °С. Тогда коэффициент
теплопередачи
не
пересчитывается.
Следует
пересчитать
только
температурный напор и заново решить уравнения баланса и теплообмена.
Если при первом приближении величина QТ оказалась больше Qб, то
значение конечной температуры для второго приближения принимается таким,
чтобы разница между температурами дымовых газов на входе и выходе была
больше, чем при первом приближении, и наоборот.
Если и после второго приближения расхождение между QТ и Qб окажется
больше допустимого, истинная температура находится методом графической
линейной интерполяции.
Если найденное путем интерполяции расчетное значение температуры
отличается от того, по которому определялся коэффициент теплопередачи, не
более чем на 50 °С, то для завершения расчета необходимо по этой температуре
уточнить
только
тепловосприятие
и
искомую
температуру
тепловоспринимающей среды из уравнения баланса. При большем
расхождении необходимо по этой температуре повторить расчет, включая
определение коэффициента теплопередачи и температурного напора.
Литература
1. Тепловой расчет котлов (Нормативный метод). Издание 3-е, переработанное
и дополненное. Издательство НПО ЦКТИ, СПб, 1998.
25
Приложение
Номограмма 1. Коэффициент теплопередачи чугунных ребристых экономайзеров.
26
Номограмма 2. Коэффициент теплопередачи конвекцией при поперечном
омывании коридорных гладкотурбинных пучков и ширм (начало).
27
Номограмма 2. Коэффициент теплопередачи конвекцией при поперечном
омывании коридорных гладкотурбинных пучков и ширм (окончание)
28
Номограмма 3. Коэффициент теплопередачи конвекцией при поперечном
омывании коридорных гладкотурбинных пучков и ширм (начало).
29
Номограмма 3. Коэффициент теплопередачи конвекцией при поперечном
омывании коридорных гладкотурбинных пучков и ширм (окончание).
30
Номограмма 4. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном
омывании мембранных и плавниковых коридорных пучков и ширм (начало).
31
Номограмма 4. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при поперечном
омывании мембранных и плавниковых коридорных пучков и ширм
(окончание).
32
Номограмма 5. Коэффициент теплоотдачи конвекции при поперечном
омывании мембранных и плавниковых шахматных пучков (начало).
33
Номограмма 5. Коэффициент теплоотдачи конвекции при поперечном
омывании мембранных и плавниковых шахматных пучков (окончание).
34
Номограмма 6. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном
омывании для воздуха и дымовых газов (начало).
35
Номограмма 6. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном
омывании для воздуха и дымовых газов (окончание).
Номограмма 7. Коэффициент теплоотдачи конвекцией при продольном омывании для перегретого пара
36
37
Номограмма 8. Степень черноты продуктов сгорания.
Номограмма 9. Коэффициент поглощение лучей газовой фазой продуктов сгорания.
38
39
Номограмма 10. Коэффициент теплоотдачи излучением.
Номограмма 11. Температурный напор при схеме последовательно-смешанного тока.
40
41
Номограмма 12. Температурный напор при схеме параллельно-смешанного
тока.
42
Номограмма 13. Температурный напор при схеме перекрестного тока.