Модернизация узла сжигания жидкой серы в печном отделении сернокислотного производства ОАО "Аммофос"
Модернизация котло-печного агрегата для сжигания жидкой серы в печном отделении сернокислотного производства ОАО "Аммофос" и ее технико-экономическое обоснование. Расчет материального и теплового баланса агрегата. Выбор технологического оборудования.
| Рубрика | Химия |
| Вид | дипломная работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 14.11.2012 |
| Размер файла | 2,9 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
, (22)
m - масса жидкой серы, кг; S - плотность жидкой серы при температуре 140 С, равная 1787,6 кг/м3.
.
Необходимые значения технологических параметров подтверждаются расчетом.
7. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОГО БАЛАНС
7.1 Тепловой баланс циклонной топки до модернизации
Цель расчета: определение потоков тепла, вносимых в зону реакции и выносимых из реактора, определение температуры печного газа на выходе из циклонной топки, т. е. на входе в испарительные блоки котла.
Расчет теплового баланса агрегата до и после модернизации выполнен в среде MathCad. Ниже представлено описание методики расчета теплового баланса до модернизации с подстановкой в формулы реальных значений величин. В прил. 1 представлены основные программные модули, составляющие модель расчета теплового баланса в среде MathCad.
Условие теплового баланса:
, (23)
где - суммарный приход тепла в систему, кДж; - суммарный расход тепла из системы, кДж.
В развернутом виде условие теплового баланса для рассматриваемого случая выражается формулой:
, (24)
где Q1 - физическое тепло, вносимое в систему с расплавленной серой, кДж; Q2 - физическое тепло осушенного воздуха, кДж; Q3 - тепло экзотермической реакции горения серы в паровой фазе, кДж; Q4 - тепло, необходимое для прогрева капель жидкой серы до температуры кипения, кДж; Q5 - тепло, необходимое для испарения жидкой серы, кДж; Q6 - физическое тепло, отводимое с технологическим газом, кДж; Q7 - потери тепла в окружающую среду, кДж.
Горение серы происходит по реакции:
0,5S2(г)+O2(г)=SO2(г) , Н = -362,43 кДж/моль. (7)
Расчет прихода тепла. Физическое тепло, вносимое в систему с расплавленной серой, определено по формуле:
, (25)
где m=24870 кг - масса расплавленной серы; c=1,036 - средняя теплоемкость жидкой серы при температуре t, кДж/(кгК) 10, с. 42; t=140С - температура расплавленной серы.
.
Тепло, поступающее с воздухом, нагретым до 40С, найдено по формуле (25), где m=186784,06 кг - масса осушенного воздуха; c - средняя теплоемкость воздуха при 40С, равная 1,000 кДж/(кгК) 19, с. 473; t - температура воздуха, равная 40С.
.
Тепло экзотермической реакции горения серы в паровой фазе (7), определено по закону Гесса:
, (26)
где - стандартная энтальпия образования SO2, 23; - стандартная энтальпия образования S2, кДж/моль 23.
.
Тепловой эффект реакции при температуре 1170 С (1443 К) рассчитан по уравнению Кирхгофа:
, (27)
где - тепловой эффект реакции при температуре Т, кДж; - изменение истинных изобарных мольных теплоемкостей веществ, участвующих в реакции, определяемое по формуле:
, (28)
где , , , ' определяются по формулам:
, (29)
, (30)
, (31)
, (32)
где nj, ni - стехиометрические коэффициенты в уравнении реакции при конечных и исходных веществах соответственно.
Значения коэффициентов a,b,c,c' для исходных и конечных веществ 23 приведены в табл. 7.
Таблица 7
Коэффициенты в уравнении регрессии
|
Вещества |
a |
b |
c' |
|
|
S2 |
36,11 |
1,0910-3 |
-3,51105 |
|
|
O2 |
31,46 |
3,3910-3 |
-3,77105 |
|
|
SO2 |
46,19 |
7,8710-3 |
-7,70105 |
Тогда
,
,
,
,
,
Тогда тепло экзотермической реакции горения:
, (33)
где n - количество вещества серы, поступающее на горение, моль.
.
Общий приход тепла составляет
. (34)
.
Расчет расхода тепла.
Тепло, необходимое для прогрева капель жидкой серы до температуры кипения, определено по формуле:
, (35)
где m=24870 кг - масса расплавленной серы; c - средняя теплоемкость жидкой серы в интервале температур t1 - tкип, кДж/(кгК) 10, с. 42; tкип=444,6С - температура кипения серы; t1=140С - температура жидкой серы, поступающей на сжигание в топку.
Средняя температура .
Теплоемкость жидкой серы при равна 1,099 кДж/кгК 10, с. 42.
.
Тепло, необходимое для испарения жидкой серы, определено по формуле:
, (36)
где m=24870 кг - масса расплавленной серы, переходящей в паровую фазу;
- удельная теплота испарения жидкой серы 5, с. 92.
.
Приняты потери тепла в окружающую среду равными 5 % от прихода тепла, тогда эта статья расхода составит:
. (37)
.
Физическое тепло печного газа определено как разность:
. (38)
Температуру газа на выходе из топки определяем методом последовательных приближений следующим образом. Принимаем температуру печного газа равной 1170С. Далее рассчитываем среднюю теплоемкость печного газа при данной температуре и определяем точное ее значение tВЫХ. Если расчет заканчиваем и оставляем температуру печного газа равной tВЫХ . Если t1С, то расчет повторяем. В MathCad этот метод реализуется с помощью встроенной функции root.
. (39)
Теплоемкости компонентов газовой смеси определены по эмпирическим формулам, кДж/(кмольК):
, (40)
, (41)
. (42)
Найденные значения с, кДж/(кмольК) (кДж/(м3К)) указаны ниже:
SO2 50,88 (2,272)
О2 33,37 (1,490)
N2 31,45 (1,404)
Теплоемкость смеси газов рассчитана по правилу аддитивности:
, (43)
где сi - теплоемкости компонентов газовой смеси, кДж/(м3К); Ni - мольная доля компонента в смеси, % об.
.
Тогда
, t1С, следовательно, расчет необходимо повторить, принимая tВЫХ=1180С. В результате последовательных приближений получено t=1175С. При этом .
Тогда
.
Значения величин потоков тепла сведены в табл. 8.
Таблица 8
Тепловой баланс циклонной топки до модернизации на часовую производительность 24,870 т/ч по сере
|
ПРИХОД |
РАСХОД |
|||||||
|
Потоки тепла |
МДж |
кВт |
% |
Потоки тепла |
МДж |
кВт |
% |
|
|
Q1 |
3607,14 |
1001,98 |
1,24 |
Q4 |
8325,37 |
2312,60 |
2,87 |
|
|
Q2 |
7514,01 |
2087,23 |
2,59 |
Q5 |
7147,64 |
1985,46 |
2,47 |
|
|
Q3 |
278629,63 |
77397,12 |
96,16 |
Q6 |
259790,24 |
72163,96 |
89,66 |
|
|
- |
- |
- |
- |
Q7 |
14487,54 |
4024,32 |
5,00 |
|
|
ИТОГО: |
289750,79 |
80486,33 |
100 |
ИТОГО: |
289750,79 |
80486,33 |
100 |
Из табл. 8 видно, что основную долю в приходе тепла в топку составляет поток 3, т. е. тепло, выделяющееся при горении паров серы (96,16 %). Основную долю в расходе тепла составляет поток 6, т. е. физическое тепло уходящего технологического газа (89,66 %). Для контактного окисления температура газа должна быть не выше 420С, поэтому для охлаждения газового потока до требуемой температуры его направляют в испарительные блоки котла, где происходит утилизация избыточного тепла и одновременное образование энергетического пара. Предварительный подогрев воздуха изменит соотношение потоков тепла в приходе и расходе, поэтому необходимо рассчитать тепловой баланс на новые условия.
7.2 Тепловой баланс модернизированного агрегата
Так как одним из направлений предлагаемой модернизации является восстановление проектной паропроизводительности агрегата с 90 т/ч до 95 т/ч за счет предварительного подогрева воздуха, то возникает необходимость определения температуры, до которой нужно нагревать воздух.
Последовательность определения следующая: 1) расчет температуры технологического газа на входе в испарители котла; 2) расчет теплового баланса для определения температуры воздуха, подаваемого в топку.
7.2.1 Расчет температуры технологического газа на входе в испарители котла
Уравнение теплового баланса испарителей котла имеет вид:
, (44)
где VП.Г.=145075 - объемный расход печных газов согласно материальному балансу, нм3/ч; сП.Г.=1,485 - теплоемкость печных газов при средней температуре 0,5(tН+tК)=835С, кДж/м3К; tН, tК - начальная и конечная температуры печных газов соответственно, С; =0,98 - коэффициент, учитывающий потери тепла в испарителях; GП=95000, GВ=95000 - новая производительность по пару и питательной воде соответственно, кг/ч; r=1715 - удельная теплота парообразования, кДж/кг 24; сВ=4,76- теплоемкость питательной воды при средней температуре, кДж/кгК 24; tН.П., t0 - температуры насыщенного пара и питательной воды соответственно, С. В расчетах принято, что в испарителях получается насыщенный пар с давлением Р=4,0 МПа и температурой tН.П. =249,2С. Согласно нормам технологического режима 17: средняя температура питательной воды t0=230С, температура газов на входе в 1-й слой контактного аппарата tК=420С. Теплоемкость печных газов найдена по формулам (40)-(43).
Решение уравнения (44) относительно tН в символьном виде:
. (45)
.
Дальнейший расчет произведен с учетом, что tН=1250С.
7.2.2 Расчет теплового баланса агрегата после модернизации
Цель расчета: определение потоков тепла, вносимых в зону реакции и выносимых из реактора, определение температуры воздуха на входе в циклонную топку. Расчет выполнен по методике, аналогичной методике расчета теплового баланса базового агрегата. Однако вместо температуры печных газов методом последовательных приближений определяется температура воздуха на входе в топку. Модель и программные блоки представлены в прил. 1. В результате моделирования получен график зависимости температуры печного газа от температуры воздуха, подаваемого в топку (рис. 9).
Рис. 9. Зависимость температуры печного газа tpg3(tV) от температуры воздуха tV, подаваемого в топку (С).
По рис. 9 видно, что температуре печных газов 1250С соответствует температура воздуха 140С. Тепловой баланс циклонной топки после модернизации представлен в табл. 9.
Таблица 9
Тепловой баланс циклонной топки после модернизации
|
ПРИХОД |
РАСХОД |
|||||||
|
Потоки тепла |
МДж |
кВт |
% |
Потоки тепла |
МДж |
кВт |
% |
|
|
Q1 |
3607,14 |
1001,98 |
1,17 |
Q4 |
8325,37 |
2312,60 |
2,70 |
|
|
Q2 |
26818,12 |
7449,48 |
8,69 |
Q5 |
7147,64 |
1985,46 |
2,32 |
|
|
Q3 |
278179,94 |
77272,20 |
90,14 |
Q6 |
277701,94 |
77139,43 |
89,99 |
|
|
- |
- |
- |
- |
Q7 |
15430,26 |
4286,18 |
5,00 |
|
|
ИТОГО: |
308605,20 |
85723,67 |
100 |
ИТОГО: |
308605,20 |
85723,67 |
100 |
Сравнение тепловых балансов до и после модернизации (табл. 8 и 9), показывает, что доля потока Q2 (физическое тепло подогретого воздуха) в общем приходе тепла выросла с 2,59 % до 8,69 %, абсолютное увеличение Q2 составило Q2=7449,48-2087,23=5362,25 кВт, а доля потока Q6 (физическое тепло печного газа) в расходе тепла увеличилась с 89,66 % до 89,99 %. На 7,06 % увеличилось значение Q6, за счет дополнительного тепла увеличится выработка энергетического пара.
8. РАСЧЕТ ОСНОВНОГО ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ
К основному технологическому оборудованию узла сжигания жидкой серы относится топка и форсунки, а также испарительные блоки котла. Для расчета основных размеров топки в новых условиях необходимо знать диаметр капель серы, поэтому расчет основного технологического оборудования целесообразно начать с расчета форсунок. В проекте рассчитаны форсунка базового агрегата и 2 варианта проектируемых форсунок. На основе сравнения основных характеристик выбран наиболее оптимальный вариант.
8.1 Расчет центробежной форсунки базового агрегата
В базовом агрегате установлена центробежная форсунка с винтовым завихрителем (шнековая). Исходные данные для расчета: производительность по жидкой сере G=2-3 т/ч, давление жидкой серы перед форсункой Р=0,3-0,7 МПа, кинематическая вязкость жидкой серы =4,3410-6 м2/с, радиус сопла R3=4,5 мм, длина сопла 3 мм, число тангенциальных каналов n=1, радиус камеры завихрения R1=18 мм. Параметр =40 Угол наклона тангенциальных каналов к оси форсунки =76. Размеры тангенциального канала аb=67 мм.
Расчет выполнен в 2 этапа по методике, предложенной Пажи Д.Г. и Галустовым В.С. 7, и заключается в определении корневого угла факела и КПД форсунки. Первый этап. Расстояние от оси форсунки до оси тангенциальных каналов найдено по формуле:
RВХ=R1-(dвх/2), (46)
где dВХ - диаметр входного тангенциального канала, а для шнековой форсунки - эквивалентный диаметр прямоугольного тангенциального канала:
, (47)
где а, b - размеры тангенциального канала, мм.
.
.
Вспомогательный параметр к1 определен по формуле:
, (48)
.
Площадь сечения прямоугольных тангенциальных каналов выражается формулой:
. (49)
.
Главный параметр относительно камеры закручивания:
, (50)
где =0,7 - приближенное значение коэффициента расхода тангенциальных каналов 7.
.
Число Рейнольдса:
. (51)
По величине lg(Re)=lg(1619802)=6,21 из графика на рис. 14 б 7 найден коэффициент трения жидкости о стенки камеры закручивания =0,005. Относительный радиус 1=0,7=0,70,26=0,182. Главный параметр относительно камеры закручивания с учетом трения жидкости о ее стенки:
. (52)
.
Главный параметр относительно сопла . Из табл. 1 7, с. 27 по найденному значению Z* для =40 и =0,26 найден 3=0,73. Из графика на рис. 9 б 7, с. 23 =0,96. Относительный радиус 1=3=0,960,260,73=0,182. Из графика на рис. 14 а 7, с. 40 =0,93. Главный параметр форсунки относительно камеры закручивания с учетом вязкости жидкости:
. (53)
.
Коэффициент расхода форсунки относительно камеры закручивания:
. (54)
.
Второй этап. Объемный расход серы определен по формуле:
, (55)
где ПрS=3000 кг/ч - производительность по сере; - плотность жидкой серы, кг/м3.
.
Число Рейнольдса для тангенциальных каналов прямоугольного сечения рассчитано по формуле:
, (56)
где - периметр поперечного сечения тангенциальных каналов, равный 2610-3 м; n=1 - число тангенциальных каналов; - кинематическая вязкость серы.
, lg(ReП)=lg(11473)=4,06.
На графике (рис. 13 а 7, с. 39) найден коэффициент расхода тангенциальных каналов *ВХ=0,72. Расчетный коэффициент расхода тангенциальных каналов рассчитан из выражения:
, (57)
.
Главный параметр форсунки относительно камеры закручивания определен по формуле (50):
.
Число Рейнольдса для камеры закручивания:
, (58)
, lg(Re)=lg(1983043)=6,30, по графику (рис. 14 б 7, с. 40) найдено lg1000=0,7, тогда =0,005. Главный параметр относительно камеры закручивания с учетом трения жидкости о ее стенки (52):
.
Главный параметр относительно сопла . Из табл. 1 7, с. 27 по найденному значению Z* для =40 и =0,26 получим 3=0,74. Из графика на рис. 9 б 7, с. 23 получаем =0,97. Относительный радиус 1=3=0,970,260,74=0,187. Из графика на рис. 14 а 7, с. 40 находим =0,93. Главный параметр форсунки относительно камеры закручивания с учетом вязкости жидкости (53):
.
Коэффициент расхода форсунки относительно камеры закручивания (54):
.
или по отношению к соплу:
. (59)
.
Корневой угол факела определен следующим образом: а) главный параметр форсунки относительно сопла с учетом вязкости жидкости ; б) относительная длина сопла с=lс/R3=3/4,5= =0,67; в) корневой угол факела определен по формуле:
, (60)
где
.
.
.
То есть при давлении Р=0,3 МПа корневой угол факела равен 67. Расчет при Р=0,7 МПа дает угол 71. Отсюда видно, что изменение давления серы перед форсункой незначительно влияет на корневой угол факела.
Коэффициент скорости жидкости в форсунке:
, (61)
.
Относительная осевая скорость жидкости на входе в сопло форсунки:
, (62)
.
Средний поверхностный диаметр капель серы в циклонных топках согласно 5, 25 составляет 0,1 мм. Гидравлический КПД форсунки определяется по формуле:
. (63)
.
КПД потерь энергии в форсунке:
. (64)
.
8.2 Расчет проектируемых форсунок
Для расчета выбраны форсунки, которые представлены на рис. 2 (1 вариант) и рис. 4 (2 вариант), как наиболее отвечающие поставленным требованиям.
Цель расчета: определение основных характеристик проектируемых форсунок и размеров их дозирующих элементов, выбор оптимального варианта. Так как базовая форсунка имеет распыл с диаметром капель 100 мкм, то для интенсификации процесса горения целесообразно уменьшить диаметр капель. Для этого необходимо выполнить расчет форсунок на заданный спектр распыливания по методике 26, что возможно осуществить по формуле Розина-Раммлера 26:
, (65)
где R - массовая доля капель в струе, диаметр которых больше di, %; di - текущий диаметр капель; dk - постоянный диаметр капель при R=36,79 %; n - постоянное число, согласно 26 n=2-4.
Из формулы (65) находим dk:
. (66)
Расчет выполнен на следующие условия: в спектре распыливания форсунки должно быть не более 10 % капель по весу размером более 100 мкм, откуда для n=2 dk=66 мкм, n=3 dk=76 мкм, n=4 dk=81 мкм. Наибольший dk соответствует n=4. Таким образом, в дальнейших расчетах принимаем dk=81 мкм.
Исходные данные для расчета основных характеристик и размеров дозирующих элементов: производительность по жидкой сере G=3000 кг/ч; давление жидкой серы перед форсункой РСР=0,45 МПа; плотность жидкой серы при температуре 140С =1788 кг/м3; кинематическая вязкость жидкой серы =4,3410-6 м2/с; параметр =30; корневой угол факела 80.
Объемный расход серы .
Расчет центробежной форсунки проводим в 2 этапа по методике, предложенной в 7. 1 этап расчета. Для величины корневого угла 80 по рис. 20 7, с. 53 находим с=0,25. Площадь поперечного сечения сопла:
, (67)
.
Тогда радиус сопла будет равен
, (68)
.
Принимаем по конструктивным соображениям число тангенциальных каналов n=1, =0,5, длина сопла lc=R3=5 мм, длина камеры закручивания lk=2R3=25=10 мм, угол наклона тангенциальных каналов к оси форсунки =80. Тогда радиус камеры закручивания
. (69)
.
Приближенное значение коэффициента расхода тангенциальных каналов =0,7. По с=0,25 и =0,5 при =30 из графика на рис. 9 (д) 7, с.25 определяем приблизительное значение главного параметра форсунки А*Z=1,3.
Диаметр тангенциального канала определяем по формуле:
. (70)
.
Расстояние от оси форсунки до оси тангенциальных каналов (46):
.
Тогда вспомогательный параметр к1 (48):
.
2 этап расчета. Принимаем размер тангенциальных каналов а=0,009 м. Из формулы (47) находим другой размер b=0,013 м.
Критерий Рейнольдса для прямоугольных тангенциальных каналов (56):
, lg(ReП)=lg(6866)=3,84.
На графике (рис. 13 а 7, с. 39) находим коэффициент расхода тангенциальных каналов *ВХ=0,72. Площадь сечения входных каналов по формуле (49):
.
Расчетный коэффициент расхода тангенциальных каналов находим из выражения (57):
.
Главный параметр форсунки относительно камеры закручивания определяем по формуле (50):
.
Относительный радиус 1=0,72=0,720,5=0,36.
Число Рейнольдса камеры закручивания:
, (71)
,
lg(Re)=lg(17442)=4,24, по графику (рис. 14 б 7, с. 40) находим lg1000=1,5, тогда =0,032. Относительная длина камеры закручивания:
, (72)
.
Главный параметр камеры закручивания с учетом трения жидкости о ее стенки (52):
.
Главный параметр относительно сопла . Из табл. 1 7, с. 27 по найденному значению Z* для =30 и =0,5 получим 3=0,49. Из графика на рис. 9 б 7, с. 23 получаем =0,93. Относительный радиус 1=3=0,930,50,49=0,23. Из графика на рис. 14 а 7, с. 40 находим =0,94. Главный параметр форсунки относительно камеры закручивания с учетом вязкости жидкости (53):
.
Коэффициент расхода форсунки относительно камеры закручивания (54):
или по отношению к соплу (59):
.
Расход жидкости через форсунку:
. (73)
.
Корневой угол факела определяем следующим образом по формуле (60):
а) главный параметр форсунки относительно сопла с учетом вязкости жидкости ;
б) относительная длина сопла с=lс/R3=5/5=1; ; в) корневой угол факела:
.
Расчет показал, что найденные размеры дозирующих элементов форсунки обеспечивают необходимый расход, а корневой угол факела совпадает с заданным, поэтому корректировка размеров не требуется.
Коэффициент скорости жидкости в форсунке (61):
.
Гидравлический КПД форсунки определяется по формуле (63):
.
КПД потерь энергии в форсунке (64):
.
Повторяем расчет для форсунки 2. Исходные данные те же, но количество тангенциальных каналов n=4, угол =90, тангенциальные каналы круглого сечения. Полученные характеристики форсунок и размеры дозирующих элементов сведены в табл. 10.
Таблица 10
Сравнительная характеристика форсунок
|
Характеристика |
Базовая форсунка |
1 вариант |
2 вариант |
|
|
Диаметр капель dk, мкм |
100 |
80 |
80 |
|
|
Корневой угол факела 2, |
70 |
80 |
80 |
|
|
Производительность G, т/ч |
2-3 |
2-3 |
2-3 |
|
|
Гидравлический КПД Г, % |
0,89 |
5,6 |
3,4 |
|
|
КПД потерь энергии П, % |
99,1 |
94,4 |
96,6 |
|
|
Диаметр сопла DC, мм |
9 |
10 |
10 |
|
|
Диаметр камеры закручивания Dк.з., мм |
36 |
20 |
20 |
|
|
Угол наклона тангенциальных каналов , |
76 |
80 |
90 |
|
|
Количество тангенциальных каналов n |
1 |
1 |
4 |
|
|
Тип завихрителя |
Винтовой |
- |
||
|
Длина камеры закручивания lk, мм |
- |
10 |
10 |
|
|
Угол входа жидкости в сопло , |
40 |
30 |
30 |
|
|
Длина сопла lc, мм |
3 |
5 |
5 |
Данные табл. 10 позволяют выбрать оптимальный вариант форсунки. Выбрана форсунка 1 варианта, так как при одинаковых диаметре капель, корневом угле, производительности и некоторых других характеристиках, форсунка 1 имеет больший гидравлический КПД и соответственно меньшие потери энергии, т. е. форсунка 1 варианта более экономична.
8.3 Расчет основных размеров топки после модернизации
Объем циклонных топок для сжигания серы, как правило, определяют по величине теплового напряжения топочного пространства, но в данном методе не учитывается время физических процессов. Поэтому, чтобы установить полноту выгорания серы, необходимо производить дополнительные расчеты. В общем случае расчет объемов аппаратов непрерывного действия производится через время пребывания реакционной массы в аппарате 27. Однако при нахождении времени пребывания газа в циклонной топке возникают трудности, обусловленные сложностью процесса горения.
Для расчета основных размеров топки была разработана математическая модель времени пребывания газа в циклонной топке 28, 29.
Модель представлена следующими выражениями:
, (74)
или , (75)
, (76)
где В - вспомогательный коэффициент; dН - начальный диаметр капель серы, мм; a, b, c - коэффициенты, зависящие от температуры. Средние значения их, найденные в пакете Mathcad с помощью функции expfit, в интервале температур 1000-1300 С равны 47,631, 171,521 и 56,729 соответственно.
Лимитирующей стадии процесса горения серы, протекающего в диффузионном режиме, принят прогрев капель 5, 6. Следовательно, время пребывания газа в топке не может быть меньше прог (74). На основании предположения, что время прогрева в N раз превышает время сгорания единичных капель, получена формула (75). Для аппроксимации значений коэффициента N выбрана функция вида (76).
Время сгорания единичных капель сгор может быть рассчитано по известной зависимости 20:
, (77)
где К - константа скорости горения, мм2/с.
Модель реализована в среде MathCad. Программные модули представлены ниже.
Блок ввода исходных данных.
Расход серы GS=24870 кг/ч, концентрация диоксида серы в печном газе =12 % об., температура процесса t=1250С, давление процесса P=0,146 МПа, размеры сопел подачи воздуха ab=0,140,9 м, количество сопел N=3, начальный диаметр капель dn=0,08 мм, постоянная C=35,7 22, температура базовая T0=800С, давление при нормальных условиях P0=0,101 МПа, универсальная газовая постоянная R=8,314 Дж/мольК, энергия активации Ea=7850 Дж/моль, молярная масса серы MS=32 кг/кмоль.
Блок определения объемного расхода газов при реальных условиях.
Расчетный блок выполнен в виде функции пользователя Rashod(GS,,t,P).
Определяющими параметрами являются расход серы GS, концентрация диоксида серы в печном газе , температуры t и давления Р газов.
Блок расчета константы горения.
Расчетный блок выполнен в виде функции пользователя Ksum(P,T0,t).
Определяющими параметрами являются давление P и температура t процесса.
Блок расчета времени прогрева капель серы.
Расчетный блок выполнен в виде функции пользователя vremprog(dn,t,P).
Определяющими параметрами являются давление P и температура t процесса, а также диаметр капель серы dn.
Блок расчета основных размеров топки и степени выгорания серы.
Расчетный блок выполнен в виде функции пользователя
StepVyig(GS,,t,P,a,b,N,dn,C,preb).
Определяющими параметрами являются расход серы GS, концентрация диоксида серы в печном газе , температуры t и давления Р газов, размеры сопел ab, количество сопел N, константа С, время пребывания газов в топке preb, диаметр капель серы dn. Время пребывания газов в топке preb определяется на основе выражения (74).
Тепловое напряжение топки в целом до модернизации рассчитываем по формуле:
, (78)
где QПРИХ - приход тепла в топку, кВт; VТОП - объем топки, м3.
.
После модернизации .
Результаты моделирования
Результаты моделирования топок базового и модернизированного агрегатов представлены в табл. 11.
Таблица 11
Результаты моделирования циклонной топки
|
Параметр сравнения |
Базовый агрегат |
Топка после модернизации |
|
|
Диаметр капель серы, мм |
0,10 |
0,08 |
|
|
Объемный расход газов при реальных условиях, м3/с |
147,35 |
155,52 |
|
|
Время пребывания газов в топке, с |
0,39 |
0,24 |
|
|
Объем топочного пространства, м3 |
62,22 |
37,28 |
|
|
Площадь сечения циклона, м2 |
3,78 |
2,84 |
|
|
Диаметр топочного пространства циклона, м |
2,08 |
1,9 |
|
|
Длина топочного пространства циклона, м |
3,81 |
2,66 |
|
|
Скорость газов в циклоне, м/с |
19,51 |
27,4 |
|
|
Степень выгорания серы, % |
340 |
375 |
|
|
Площадь сечения переходной камеры, м2 |
10,06 |
7,27 |
|
|
Диаметр топочного пространства переходной камеры, м |
3,58 |
3,04 |
|
|
Высота топочного пространства переходной камеры, м |
3,62 |
3,04 |
|
|
Скорость газов в переходной камере, м/с |
14,6 |
21,4 |
|
|
Диаметр пережима, м |
1,70 |
0,95 |
|
|
Толщина футеровки, м |
0,26 |
0,28 |
Полученные размеры топки округлены по ГОСТу 9617-76 и представлены в табл. 12.
Таблица 12
Размеры топки до и после модернизации
|
Размер |
Базовая топка |
Топка после модернизации |
|
|
Диаметр внутреннего корпуса циклона*, м |
2,6 |
2,5 |
|
|
Длина внутреннего корпуса циклона*, м |
4,2 |
3,6 |
|
|
Диаметр внешнего корпуса циклона, м |
3,0 |
3,0 |
|
|
Длина внешнего корпуса циклона, м |
4,55 |
4,0 |
|
|
Диаметр внутреннего корпуса переходной камеры*, м |
4,1 |
3,8 |
|
|
Высота внутреннего корпуса переходной камеры, м |
3,84 |
3,6 |
|
|
Диаметр внешнего корпуса переходной камеры, м |
4,5 |
4,5 |
|
|
Высота внешнего корпуса переходной камеры, м |
4,04 |
4,0 |
* - с учетом толщины футеровки топочного пространства.
Сравнение размеров топки позволяет сделать вывод, что диаметры циклонов и переходной камеры до и после модернизации отличаются незначительно, поэтому замена топки на новую не целесообразна ввиду дополнительных капитальных вложений на изготовление и монтаж. Базовая топка в новых условиях обеспечит полное выгорание серы в пределах топочного пространства без догорания в испарительных блоках. Это становится возможным благодаря большему объему топочного пространства и соответственно большему времени пребывания газа в топке по сравнению с требуемым. Полное выгорание серы в топке позволит поддерживать температуру топочных газов на входе в испарители котла постоянной (1250С), что особенно важно для их устойчивой работы.
8.4 Расчет толщины футеровки топки
Футеровку топки предлагается выполнить из высокоогнеупорного корундового бетона. Для этих целей выбран низкоцементный бетон АЛКОРИТ-85/06, который имеет плотную низкопористую структуру, затрудняющую проникновение агрессивных газов в поры футеровки, обладает большой стойкостью к высоким температурам и коррозии. При этом содержание CaO минимально. Температура применения не менее 1700С и теплопроводность при средней температуре 500С ИЗ=2,2 Вт/(мК) 16.
Циклонная топка состоит из внутреннего и наружного корпусов. Котел является газоплотным, т. е. в пространство между корпусами подается воздух, который затем поступает в топочное пространство. Воздух охлаждает корпуса и уменьшает потери тепла в окружающую среду 5, 30. Футеруется внутренний корпус со стороны топочного пространства. Толщину футеровки рассчитываем по методике, изложенной в 31.
Удельный тепловой поток определяем по формуле:
, (79)
где В - коэффициент теплоотдачи от стенки корпуса к воздуху, Вт/м2К; tН=500С - температура наружной поверхности футерованного корпуса согласно 30; tВ=140С - температура воздуха (см. тепловой баланс).
В начале рассчитываем коэффициенты теплоотдачи от стенки корпуса к воздуху В и от среды в аппарате к футеровке С.
Пространство между корпусами представляет собой кольцевой канал. Эквивалентный диаметр кольцевого канала определяем по формуле:
, (80)
где D=3,600 - внутренний диаметр внешнего корпуса, м; d=2,616 - внешний диаметр внутреннего корпуса, м.
.
Объемный расход воздуха в воздушном пространстве одного циклона определяем по формуле:
, (81)
где р0, V0, Т0 - давление, объем, температура при нормальных условиях; р, V, Т - давление, объем, температура при реальных условиях.
.
Скорость воздуха в воздушном пространстве между корпусами циклона определяем по формуле:
, (82)
где - расход воздуха при средней температуре в воздушном пространстве, м3/с; D2 - внешний диаметр воздушного пространства, м; D1 - внутренний диаметр воздушного пространства, м.
.
Плотность воздуха при заданных условиях определяем по формуле:
, (83)
где G - массовый расход воздуха в 1 циклон, кг/с.
.
Значение критерия Рейнольдса находим по формуле:
, (84)
где - скорость, м/с; dэ - эквивалентный диаметр сечения, м; - плотность воздуха, кг/м3; =0,023810-3 Пас - вязкость воздуха при температуре 140С 24.
. Развитый турбулентный режим.
Критерий Нуссельта согласно 24 равен:
, (85)
где l - коэффициент, зависящий от соотношения длины и диаметра канала и L/dэ=4/0,984=4,065 и равный согласно 24 l=1,06.
.
Коэффициент теплопроводности воздуха при 140С равен =0,03605 Вт/мК. Коэффициент теплоотдачи В определяем из критерия Нуссельта по формуле:
. (86)
.
Тогда удельный тепловой поток:
.
Определяем коэффициент теплоотдачи от среды в аппарате к футеровке с для случая движения газа по прямому каналу круглого сечения.
Сначала определяем режим движения газа в аппарате, для этого вычисляем значение критерия Рейнольдса по формуле (84): Re=278740. Развитый турбулентный режим, тогда критерий Нуссельта равен:
, (87)
где Рr - критерий Прандтля для газов. Будем считать газовую смесь двухатомной, поэтому Pr=0,72 24, с. 152.
Коэффициент l зависит от соотношения L/D=4,55/2,08=2,2 l=1,1.
.
Коэффициент теплопроводности газов при 1300С равен =0,113 Вт/мК 24. Коэффициент теплоотдачи от среды в аппарате к футеровке с определяем из критерия Нуссельта по формуле (86):
.
Толщину футеровки определяем по формуле:
, (88)
где tс=1300С - температура рабочей среды в аппарате.
, тогда толщина футеровки . Ниже приведена сравнительная характеристика футеровки базового и проектируемого агрегата.
Таблица 13
Сравнительная характеристика футеровки топки до и после модернизации
|
Характеристики сравнения |
Базовый агрегат |
Проектируемый агрегат |
|
|
Материал футеровки |
Муллитокорундовый кирпич марки МКС-72 |
Высокоогнеупорный корундовый бетон АЛКОРИТ-98 |
|
|
Толщина, мм |
260 |
280 |
|
|
Температура применения, С |
1700 |
1700 |
|
|
Предел прочности при сжатии, Н/мм2 |
30 |
70 |
|
|
Плотность после обжига при 800С, г/см3 |
1,9 |
2,9 |
|
|
Теплопроводность при средней температуре 500С, Вт/(мК) |
1,63-3,26 |
2,2 |
|
|
Температура начала размягчения, С, не ниже |
1500 |
- |
Диаметр топочного пространства циклона с новой футеровкой D=2,6-20,28=2,04 м.
8.5 Аэродинамическое сопротивление топки
Изменение температуры воздуха на входе в топку, температуры топочных газов, диаметра топочного пространства и др. вызовут изменение аэродинамического сопротивления топки, поэтому необходимо провести расчет сопротивления. Для компенсации роста сопротивления топки под влиянием перечисленных выше факторов предлагается установка дополнительных сопел подачи воздуха в зону горения серы. Тогда последовательность расчета будет следующей:
1) Определение коэффициента сопротивления топки до модернизации;
2) Расчет дополнительных сопел подачи воздуха;
3) Расчет коэффициента сопротивления топки после модернизации;
4) Расчет аэродинамического сопротивления топки после модернизации.
8.5.1 Определение коэффициента сопротивления топки до модернизации
Согласно 32 при увеличении числа тангенциальных вводов воздуха, расположенных по периметру камеры резко падает ее сопротивление. Основными конструктивными параметрами циклонной камеры, определяющими ее аэродинамику, являются соотношение площадей сечений ввода и камеры и соотношение площадей сечений выхода (пережима) и камеры.
Согласно 32 суммарный коэффициент сопротивления циклонной камеры выражается формулой:
, (89)
где =1785,42 - перепад давления в камере, Па 17; - плотность среды, кг/м3; ПРИВ - приведенная скорость воздуха, отнесенная к полному сечению циклонной камеры, м/с:
, (90)
где Q - расход воздуха через сопла (для одного циклона), м3/с; FЦИКЛ - площадь сечения циклона, м2 (табл. 11).
Из материального баланса расход воздуха VВ=145075 нм3/ч. Переведем данный расход к реальным условиям по формуле (81):
.
.
Размеры сопел базовой топки ab=0,140,9 м, количество сопел 3, тогда скорость воздуха в соплах:
, (91)
где FВХ=0,378 - площадь входного сечения сопел, м2.
.
Плотность среды:
.
.
8.5.2 Расчет дополнительных сопел подачи воздуха
Принимаем скорость воздуха в соплах 40 м/с, а в пережиме, что соответствует нормам 30, определяем площадь сечения вводов воздуха
Расход воздуха в новых условиях t=320С, P=146000 МПа, определенный по формуле (81), равен Q=30,375 м3/с. Таким образом, увеличение расхода воздуха составит 30,375-29,351=1,024 м3/с. Принимаем скорость воздуха в дополнительных соплах равной 40 м/с, тогда из формулы (91) площадь сечения этих сопел:
.
Принимаем количество сопел 3, размер а=0,07 м, тогда размер b=0,12 м.
Суммарная площадь сечения вводов воздуха через сопла 1 и 2 рядов:
.
8.5.3 Расчет коэффициента сопротивления топки после модернизации
Коэффициент сопротивления топки пропорционален площади входного сечения сопел воздуха 32:
. (92)
Тогда, преобразуя данное выражение, получаем:
. (93)
.
8.5.4 Расчет аэродинамического сопротивления топки после модернизации
После модернизации топки диаметр топочного пространства циклона составит 2,04 м, температура воздуха в соплах t=320С. Сопротивление топки согласно формуле (89):
. (94)
.
Как видно, полностью компенсировать повышение Р установкой дополнительных сопел не удается. Увеличение сопротивление топки после модернизации составит 1810,03-1785,42=24,61 Па или 2,55 мм вод. ст.
Расчет основного оборудования позволил: выбрать оптимальный вариант новых форсунок; оставить размеры топки без изменения (для повышения полноты выгорания серы); определить толщину новой футеровки (280 мм), повышение аэродинамического сопротивление агрегата после модернизации и предложить решения по компенсации выросшего сопротивления. Для расчета размеров топки составлена математическая модель времени пребывания газов в циклонных топках. Модель реализована в среде MathCad.
9. РАСЧЕТ И ВЫБОР ВСПОМОГАТЕЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
К вспомогательному оборудования узла сжигания жидкой серы относятся калориферы, пароперегреватели и экономайзеры котла, газоходы.
9.1 Расчет калорифера
Для нагревания воздуха перед топкой возможно использование теплообменные устройства различных типов (паровые и электрокалориферы, кожухотрубные теплообменники и др.). Наибольшее распространение получили паровые калориферы различных конструкций. Это объясняется широкой доступностью энергоносителя, развитой поверхностью теплообмена, низким гидравлическим сопротивлением по воздушному потоку и стоимостью; температура воздуха не превышает 190С 33, 34.
Предварительно выбираем калорифер типа ВНП. Основной задачей расчета калорифера является определение его площади поверхности нагрева.
Площадь поверхности теплообмена определяем по формуле:
, (95)
где Q - расчетное количество теплоты, необходимой для нагрева воздуха с учетом потерь, Вт; К - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2К); tср - средний температурный напор, С. Потери теплоты принимаем равными 5 %, тогда расчетное количество теплоты, необходимой для нагрева воздуха:
, (96)
где - увеличение количества тепла поступающего с воздухом согласно тепловому балансу топки.
Q=1,055362250=5630363 Вт.
Коэффициент теплопередачи К для паровых калориферов определяем по формуле 34:
, (97)
где - массовая скорость потока в живом сечении, кг/(м2с):
, (98)
где G - массовый расход подогреваемого воздуха, G=186784,06 кг/ч или 51,88 кг/с; FСВ - площадь живого сечения по воздуху, для выбранного калорифера FСВ=2,488 м2 для одного ряда, для двух рядов FСВ=4,976 м2.
.
Тогда при =10,43 кг/(м2с) коэффициент теплопередачи:
.
Зададимся давлением греющего пара: Ргр.п.=0,6 МПа. По табл. LVII 24, с. 533 определяем температуру греющего пара tгр. п.=158С, плотность =2,614 кг/м3. Так как пар конденсируется, то температура пара остается неизменной в процессе теплообмена. Теплоносители в калорифере движутся перекрестным током. Для приближенного определения среднего температурного напора используем формулу:
, (99)
где tб, tм - большая и меньшая разности температур на концах калорифера, С.
Температурная схема:
158С -- 158С
40С 140С
tб =118С tм =18С
.
Площадь поверхности теплообмена определяем по формуле (95):
.
Для обеспечения необходимой площади поверхности нагрева нужно установить последовательно несколько калориферов в ряд, при этом изменятся расчетные величины. Число блоков калорифера n:
, (100)
где FТАБЛ - справочное значение поверхности теплообмена для данной модели калорифера, м2.
.
Меняя подобным образом FТАБЛ при неизменном FРАСЧ, получаем, что минимальное количество блоков калориферов равно 8, что соответствует типу ВНП123-412-01АУ3. Если блоки располагаются в 2 ряда, то в одном ряду по 4 калорифера.
Гидравлическое сопротивление калорифера воздушному потоку согласно 34:
. (101)
.
Так как в установке 8 калориферов, то общее гидравлическое сопротивление блоков будет равно Рк=898,49=788 Па. Сопротивление входа и выхода калориферов, как правило, мало по сравнению сопротивлением блоков, поэтому принимают запас по сопротивлению в 5-10 %. С учетом этого РК=1,05788=830 Па.
Из теплового баланса расход греющего пара равен:
, (102)
где Q - тепло, полученное воздухом в калорифере, кДж; G2 - расход греющего пара, который необходимо определить, кг/с; r=2095 кДж/кг - удельная теплота парообразования (табл. LVII 24, с. 533).
.
Удельный расход греющего пара определяем по формуле:
, (103)
где - производительность системы по моногидрату, т/ч.
.
На основании проведенных расчетов по каталогу [35] подбираем калорифер ВНП123-412-01АУ3 со следующими техническими характеристиками:
площадь поверхности нагрева 172,9 м2
площадь живого сечения
по воздуху 2,488 м2
по теплоносителю 0,020618 м2
число калориферов 8
число рядов 2
масса 355 кг.
9.2 Проверочный расчет схемы утилизации тепла
Составными частями котла РКС 95/4,0-440 являются выносные пароперегреватели и экономайзеры 1 и 2 ступени. Схема утилизации тепла представлена на рис. 10.
Рис. 10. Схема утилизации тепла: 1 - котло-печной агрегат; 2 - барабан котла; 3,6 - пароперегреватель; 4,5 - экономайзеры.
Пароперегреватель 1-ой ступени (поз. 6) и экономайзер 1-ой ступени (поз. 5) объединены в один блок, пароперегреватель 2-ой ступени (поз. 3), и экономайзер 2-ой ступени (поз. 4) размещены в отдельных блоках 17.
Повышение паропроизводительности агрегата до проектных значений (до 95 т/ч с 90 т/ч) обусловливает необходимость проверочного расчета пароперегревателей и экономайзеров. Данный расчет сводится к определению температуры газового потока на выходе из перечисленных аппаратов.
9.2.1 Проверочный расчет пароперегревателя и экономайзера 1 ступени
Тепловой баланс данного блока аппаратов выражается:
, (104)
где 0,98 - коэффициент, учитывающий потери тепла в аппарате; =117362 - объемный расход конвертированного газа, нм3/ч 17; с=1,341 - средняя теплоемкость конвертированного газа, кДж/м3К 24; tВХ, tВЫХ - температура газа на входе и выходе аппарата соответственно, С; 4,19 - коэффициент для перевода ккал в кДж; GП=95000, GВ=100000 - расход перегретого пара и питательной воды соответственно, кг/ч; - энтальпии перегретого пара при соответствующих температурах 10; - энтальпия питательной воды при соответствующих температурах 24; - температуры перегретого пара на выходе и входе в аппарат, С 17; - температуры питательной воды на выходе и входе в аппарат, С 17.
Температура газа на выходе аппарата будет
. (105)
.
Согласно нормам технологического режима 17 tВЫХ=135-145 С, таким образом, температура газа на выходе из аппарата соответствует норме.
9.2.2 Проверочный расчет экономайзера 2 ступени
Расчет выполнен по формуле, полученной также из теплового баланса экономайзера 2 ступени:
, (106)
где tВХ, tВЫХ - температура газа на входе и выходе аппарата соответственно, С; GВ=100000 - расход питательной воды, кг/ч; - энтальпия питательной воды при соответствующих температурах 10; - температуры питательной воды на выходе и входе в аппарат, С 17; 0,98 - коэффициент, учитывающий потери тепла в аппарате; =134013 - объемный расход конвертированного газа, нм3/ч 17; с=1,341 - средняя теплоемкость конвертированного газа, кДж/м3К 24.
.
Согласно нормам технологического режима 17 tВЫХ=250-260 С, таким образом, температура газа на выходе из аппарата соответствует норме.
9. 2. 3. Проверочный расчет пароперегревателя 2 ступени
Расчет выполнен по формуле, полученной также из теплового баланса экономайзера 2 ступени:
, (107)
где tВХ, tВЫХ - температура газа на входе и выходе аппарата соответственно, С; 4,19 - коэффициент для перевода ккал в кДж; GП=95000 - расход перегретого пара, кг/ч; - энтальпии перегретого пара при соответствующих температурах 10; - температуры перегретого пара на выходе и входе в аппарат, С 17; 0,98 - коэффициент, учитывающий потери тепла в аппарате; =136599 - объемный расход конвертированного газа, нм3/ч 17; с=1,511 - средняя теплоемкость конвертированного газа, кДж/м3К 24.
.
Согласно нормам технологического режима 17 tВЫХ=440-460 С, таким образом, температура газа на выходе из аппарата соответствует норме.
9.3 Расчет дополнительной изоляции топки и воздухопровода
Модернизация предполагает повышение температуры топочных газов и предварительный нагрев воздуха, поэтому с целью уменьшения тепловых потерь топки и воздухопровода на участке от калориферов до топки необходимо выполнить дополнительную тепловую изоляцию указанных мест. Расчет толщины тепловой изоляции осуществляется по методики расчета футеровки (см. п. 8. 4.).
Результаты расчета следующие: толщина тепловой изоляции топки 40 мм, воздухопровода 15-20 мм, материал изоляции - минеральная вата.
9.4 Снижение сопротивления газоходов печного отделения
В сернокислотных системах большая доля снижения давления газа приходится на фасонные элементы газоходов и входы-выходы аппаратов. Затраты энергии могут быть снижены, если перед этими элементами или после них предусматривать конусные переходы 36. Предлагаемая в данной работе модернизация вызовет необходимое увеличение сопротивления системы (топка, блоки калориферов), поэтому для снижения Р возможно установить конусные переходы на фасонные элементы, в частности, повороты на 90.
В статье 36 предлагается график для расчета снижения сопротивления и увеличения расхода металла.
Рис. 11. Показатели фасонных элементов газоходов с конусными переходами.
На рис. 11: х - отношение диаметров конусного перехода, у - отношение металлозатрат, z - отношение потерь давления. 1 и 2 - у и z для поворота на 90°, 3 и 4 - у и z для разветвления на 180°.
Причем , , , где Dф, D - диаметры газоходов до и после увеличения; Gф, G - масса металла в узле газохода до и после увеличения; Рф, Р - перепад давления до и после увеличения 36. Таким образом, чтобы снизить сопротивление элемента в 2 раза (z=0,5), необходимо диаметр отвода увеличить в 1,28 раза. При этом расход металла возрастет в 1,37 раза 36.
Согласно технологической схеме в печном отделении эксплуатируются газоходы: подвода воздуха от сушильной башни к циклонной топке, отвода печных газов от котла к контактному аппарату, байпасной линии. Значения Dф и D представлены в табл. 14.
Таблица 14
Значения диаметров фасонных частей трубопроводов
|
Место расположения поворота в системе |
Диаметр отвода, м |
||
|
Dф |
D |
||
|
трубопровод подачи воздуха непосредственно у котла |
1,80 |
2,30 |
|
|
трубопровод подачи воздуха в калориферы 1 ряда |
1,50 |
1,92 |
|
|
трубопровод подачи воздуха в калориферы 2 ряда |
1,50 |
1,92 |
|
|
газоход между котлом и контактным аппаратом |
2,40 |
3,07 |
Превышение D=2,6 м не рекомендуется 36, поэтому на газоходе между котлом и контактным аппаратом установка конусных переходов не оправдана.
Сопротивление отвода круглого сечения определяется по формуле:
, (108)
где =1 - коэффициент сопротивление отвода круглого сечения 10; - плотность среды, кг/м3; - скорость среды в трубопроводе, м/с.
.
В табл. 15 представлены рассчитанные значения расход воздуха Q, плотность , скорость потока , сопротивление Р для рассматриваемых поворотов.
Таблица 15
Значения расчетных величин
|
Место расположения поворота в системе |
Расход воздуха Q, м3/с |
Плотность , кг/м3 |
Скорость, м/с |
Сопротивление Р, Па |
|
|
трубопровод подачи воздуха непосредственно у котла |
32,065 |
1,618 |
12,61 |
128,59 |
|
|
трубопровод подачи воздуха в калориферы 1 ряда |
16,033 |
1,618 |
9,08 |
66,66 |
|
|
трубопровод подачи воздуха в калориферы 2 ряда |
16,033 |
1,618 |
9,08 |
66,66 |
|
|
ИТОГО: |
- |
- |
- |
261,91 |
После установки конусных переходов сопротивление снизится наполовину 261,910,5=130,96 Па.
9.5 Суммарное повышение сопротивления системы
Суммарное повышение сопротивления системы газоходов и аппаратов печного отделения определяем по формуле:
, (109)
где =25 Па - увеличение сопротивления топки; =830 Па - сопротивление блоков калориферов; =131 Па - снижение сопротивления системы газоходов.
.
Дополнительные затраты электроэнергии на транспортировку газа по системе находим по формуле, кВтч/год:
, (110)
где =24340=8160 - время работы оборудования, ч/год; VГ=6476,56 - расход газа, кмоль/ч; =0,6 - КПД газодувки.
.
На 1 тонну моногидрата
, (111)
где GМНГ=620000 т/год - производительность системы по моногидрату.
9.6 Пересчет паропроизводительности котла
Для пересчета паропроизводительности котла из т/ч в Гкал/т используем формулу:
, (112)
где G - паропроизводительность агрегата, кг/ч; Н=789,8 - энтальпия пара при заданных условиях, ккал/кг 10; Пр=75,95 - производительность агрегата по серной кислоте, т/ч.
.
До модернизации паропроизводительность равна 0,858 Гкал/т. Таким образом, повышение паропроизводительности в результате модернизации составит 0,99-0,858=0,132 Гкал/т.
Для обеспечения нормальной работы основного оборудования в данном разделе было рассчитано и выбрано вспомогательное оборудование: блоки калориферов. Проведен проверочный расчет схемы утилизации тепла составными элементами котла, установлено, что технологические параметры после модернизации будут соответствовать нормам технологического режима.
10. МЕХАНИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ
Повышение температуры воздушной и газовой сред в аппарате требует проверочного расчета корпусов топки на прочность в новых условиях.
10.1 Основные расчетные параметры
Материал корпусов топки сталь 12Х18Н10Т. Для проведения механического расчета циклонной топки необходимо определить и выбрать рабочие и расчетные параметры, соответствующие новым условиям (табл. 16).
Так как аппарат состоит из двух корпусов, то расчетные и рабочие параметры будут различны.
Таблица 16
|
Параметр |
Внешний корпус |
Внутренний корпус |
|
|
Температура среды, С |
350 |
1300 |
|
|
Расчетная температура стенки корпуса, С |
350 |
500 |
|
|
Рабочее давление, МПа |
0,05 |
0,05 |
|
|
Расчетное давление, МПа |
0,07 |
0,07 |
|
|
Условное давление, МПа |
0,1 |
0,1 |
|
|
Пробное давление, МПа |
0,2 |
0,2 |
Схема аппарата представлена на рис. 12.
Рис. 12. Схема аппарата: 1 - внешний корпус циклона; 2 - внутренний корпус циклона; 3 - внутренний корпус переходной камеры; 4 - внешний корпус переходной камеры.
Циклонная топка состоит из 2 циклонов и переходной камеры. Каждый циклон представляет собой 2 соосные цилиндрические обечайки, а переходная камера также состоит из двух соосных цилиндрических обечаек. Сбоку циклонов имеется торцевые плоские приварные крышки с отверстиями. В переходной камере имеется плоское приварное днище без отверстий.
Топка относится ко второй категории опасности, так как ПДК(SO2)=10 мг/м3, тогда коэффициент, учитывающий условия эксплуатации аппарата =0,9 37. Аппарат работает под внутренним избыточным давлением.
Из 38 выбираем нормативные допускаемые напряжения для стали марки 12Х18Н10Т.
Таблица 17
|
Температура, С |
Нормативное допускаемое напряжение , МПа |
Допускаемые напряжение , МПа |
|
|
500 |
127 |
81 |
|
|
350 |
144 |
102 |
Данные табл. 17 используем для расчета на прочность элементов корпуса.
10. 2. Расчет цилиндрической обечайки, нагруженной внутренним избыточным давлением
Толщину стенки определяем по формулам:
, (113)
, (114)
где PR=0,07 - расчетное давление, МПа; D - внутренний диаметр цилиндрической обечайки, мм; - допускаемое напряжение, МПа; р=1 - коэффициент прочности сварного шва 27; с=1 - прибавка к толщине, учитывающая коррозию и другие факторы, мм.
.
.
Согласно 39 толщину стенок футерованных корпусов следует брать не менее 8 мм для обечаек с диаметром более 2 м для обеспечения достаточной жесткости конструкции. В базовом агрегате толщина стенки равна 8 мм, следовательно, условие прочности соблюдается.
Допускаемое избыточное давление определяем по формуле:
. (115)
, значит, в новых условиях условие прочности соблюдается. Аналогично рассчитаны s и Р для остальных корпусов. Полученные данные сведены в табл. 18.
Толщины днищ и крышек выбраны на основании табл. 14.10 38. Для обечайки D=2600 мм и D=3000 мм s=6-16 мм. Для обечайки D=4100 мм и D=4500 мм s=6-20 мм.
Таблица 18
Толщины стенок корпусов и допускаемые избыточные давления циклонной топки
|
Элемент корпуса |
Толщина стенки корпуса s, мм |
Допускаемое избыточное давление Р, МПа |
Подобные документы
Характеристика исходного сырья и готового продукта, требования к ним. Физико-химические основы производства, общее описание технологической схемы. Составление материального и теплового баланса печного отделения (для сжигания серы, котла-утилизатора).
курсовая работа [348,9 K], добавлен 21.02.2016Технология получения серной кислоты контактным методом. Разработка технологической схемы включающей, сжигания серы, окисления диоксида серы и его абсорбции с получением товарной серной кислоты. Выбор и расчет основного аппарата – контактного аппарата.
дипломная работа [551,2 K], добавлен 06.02.2013Анализ технологического процесса производства серной кислоты. Получение обжигового газа из серы. Контактное окисление диоксида серы. Материальный баланс для печи сжигания серы. Расчет сушильной башни, моногидратного абсорбера, технологических показателей.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 03.06.2014Общая схема сернокислотного производства. Сырьевая база для производства серной кислоты. Основные стадии процесса катализа. Производство серной кислоты из серы, из железного колчедана и из сероводорода. Технико-экономические показатели производства.
курсовая работа [7,1 M], добавлен 24.10.2011Составление материального баланса печи для сжигания серы, материальный баланс хлоратора в производстве хлорбензола и производства окиси этилена прямым каталитическим окислением этилена воздухом, печи окислительного обжига в производстве ванадата натрия.
контрольная работа [22,1 K], добавлен 22.12.2013Описание промышленных способов получения серной кислоты. Термодинамический анализ процесса конденсации и окисления диоксида серы. Представление технологической схемы производства кислоты. Расчет материального и теплового баланса химических реакций.
реферат [125,1 K], добавлен 31.01.2011Необходимость удаления серы из нефтепродуктов. Основные формы серы. Строительство промышленных установок для обессеривания нефти. Сера в отраслях промышленности. Продажа высокотехнологичного сырья из серы. Структура потребления серы на мировом рынке.
курсовая работа [550,5 K], добавлен 23.01.2015Технико-экономическое обоснование производства глинозема. Процесс обескремнивания алюминатных растворов. Аппаратурно-технологическая схема обескремнивания алюминатного раствора. Расчет нормы технологического режима и материального баланса производства.
дипломная работа [760,4 K], добавлен 08.04.2012Физико–химические свойства серы. Механизм реакций процесса получения серы методом Клауса. Внедрение катализаторов отечественного производства на предприятии. Влияние температуры, давления, время контакта на процесс. Термическая и каталитическая ступень.
курсовая работа [545,9 K], добавлен 17.02.2016Особенности серы как химического элемента таблицы Менделеева, ее распространенность в природе. История открытия этого элемента, характеристика его основных свойств. Специфика промышленного получения и способов добычи серы. Важнейшие соединения серы.
презентация [152,3 K], добавлен 25.12.2011
