С_РГ=1420 Дж/кг*К.

R_Г=284,9 Дж/кг*К.

Мощность камеры сгорания, расход топлива:

,

.

2. Расходы воздуха:

1) общий расход:

;

2) на горение:

3) на смешение:

.

3. Потерю давления в диффузоре:

1) плотность воздуха на входe:

;

2) скорость воздуха:

;

3) перепад давлений:

;

4) потери давления:

.

4. Основные размеры камеры сгорания:

1) диаметр жаровой трубы:

а) плотность газов:

;

б) принимаем скорость воздуха в трубе:

;

в) площадь поперечного сечения:

;

.

2) наружный диаметр камеры сгорания:

а) скорость воздуха на смешение:

;

б) плотность воздуха на смешение:

;

в) площадь проходного сечения:

;

г) суммарную площадь сечения камеры сгорания:

;

.

3) диаметр завихрителя:

.

4) длину жаровой трубы:

а) полнота сгорания топлива - его определяют как отношение действительно выделившейся в камере теплоты к теплоте, которая могла бы выделяться теоретически при полном сгорании топлива; во всем диапазоне рабочих нагрузок

_Г 0,95…0,99; выберем _Г = 0,98.

б) теплонапряженность:

;

в) объем жаровой трубы:

.

5) длина зоны горения:

.

6) длину диффузора:

.

7) длину камеры сгорания:

.

8) длину зоны горения:

.

9) длину зоны смешения:

.

10) диаметр на входе в камеру сгорания:

;

.

11) диаметр на выходе из камеры сгорания:

а) давление на выходе:

;

Малые потери полного давления. Потери давления вызваны трением потока о стенки, местными потерями (все это составляющие гидравлического сопротивления) и тепловым сопротивлением. Последнее вызвано специфическими потерями полного давления (давления заторможенного потока), которые всегда имеют место при подводе теплоты к газовому потоку и тем выше, чем выше его скорость и чем сильнее подвод тепла. Потери давления определяют как Р_к* = Р_в* / Р_г*, где Р_в* и Р_г* - полные (верхний индекс) давления воздуха и газов на выходе из камеры сгорания.

Р_к* = Р_в* / Р_г*=1,0132*10⁵/0,97*10⁵=1,045.

б) плотность:

;

в) площадь сечения:

;

.

2.3 Общая характеристика процесса теплообмена в КС

Температура и состав газа по объему камеры сгорания неоднородны. Они меняются сложным образом и по радиусу, и по оси камеры. Поэтому рассчитать точно теплообмен в объеме газового потока трудно. Но наиболее важным является определение температуры стенок жаровой трубы. Для решения этой задачи достаточно принять некоторые эквивалентные (эффективные) характеристики продуктов сгорания: их температуру, состав, излучательную способность, скорость потока и т.п.

Процессы теплообмена, протекающие в камере сгорания, оказывают существенное влияние на эффективность и надёжность работы камеры. Основную роль при этом играют два элементарных вида переноса тепловой энергии - конвективный и лучистый теплообмен.

Различают внутренний и внешний теплообмен в камере сгорания. Под внутренним теплообменом понимается процесс распространения тепла внутри огневой зоны, т.е. между отдельными частями факела; под внешним - теплоотдача от факела к окружающей его жаровой трубе и от неё к охлаждающему воздуху. Оба вида теплообмена тесно связаны между собой и одновременно влияют на процессы, протекающие внутри жаровой трубы, и температуру металла камеры. Поэтому такое разделение теплообмена в значительной мере условно.



Рис. 2.4. Схема тепловых потоков в камере сгорания.

1 - жаровая труба; 2 - корпус камеры.

На рис. 2.4. представлена расчетная схема камеры сгорания. Тепловой баланс стенок жаровой трубы камеры сгорания (пренебрегая растеканием тепла вдоль стенки путём теплопроводности) можно записать в виде:

Q_Л.Ф.=Q'_K.В.+Q''_К.В.+Q_Л.К. , (1)

где Q_Л.Ф - радиационный тепловой поток от факела к стенке;

Q'_K.В. - конвективный тепловой поток от стенки к потоку воздуха, движущемуся снаружи жаровой трубы;

Q''_К.В. - конвективный тепловой поток от стенки к потоку воздуха, движущемуся с внутренней стороны жаровой трубы;

Q_Л.К - лучистый тепловой поток от стенки к корпусу.

Уравнение (1) служит исходным для оценки температурного уровня жаровой трубы. Рассмотрим основные составляющие этого уравнения, а также на основе проведенных выше расчетов вычислим температуру стенки жаровой трубы рассматриваемой камеры сгорания, используя рекомендации [15].

2.3.1 Излучение факела

Для лучистого теплового потока факела Q_Л.Ф., воспринимаемое стенкой жаровой трубы, записывается следующее уравнение:

(2)

где С₀ - константа излучения абсолютно чёрного тела;

'_Ж.Т. = (_Ж.Т. +1)/2 - эффективная степень черноты стенки, учитывающая многократный процесс переизлучения;

_Ж.Т. - степень черноты внутренней поверхности стенки жаровой трубы;

_Ф. - степень черноты факела;

Т_Ф. - эффективная температура факела;

Т_Ж.Т. - температура стенки жаровой трубы.

Уравнение (2) справедливо для любого сечения камеры сгорания, однако нужно учитывать, что степень черноты стенки, степень черноты и температура факела меняются от сечения к сечению.

Сложность определения степени черноты газов состоит в следующем. Как отмечали ранее, газы излучают дискретно, имеют не сплошной, подобно твердому телу, а полосчатый спектр. Заметное излучение дают только трехатомные молекулы - двуокиси углерода СО₂, паров воды Н₂0. Вклад двухатомных молекул (составляющего основную массу продуктов сгорания азота N₂ кислорода О₂) практически равен нулю. И те, и другие молекулы излучают в невидимой инфракрасной области, своим свечением фронт пламени обязан радикалам и т.п. Факел светящимся делает сажа, излучающая, как твердое тело, и дающая сплошной спектр. И, наконец, газы излучают и поглощают объемом, а не поверхностью. Поэтому их излучение зависит не только от температуры, но и от давления Р, толщины слоя газа. И, конечно, излучение продуктов сгорания зависит от концентраций (парциальных давлений) трехатомных компонентов - СО₂ и Н₂0.

Существуют различные методики расчета излучения пламени, есть соответствующие формулы. Но следует помнить главное: характер излучения резко меняется при наличии твердых частиц, сажи. Если учитывать только газообразные компоненты СО₂ и Н₂О, получают расчетную степень черноты пламени _r 0,1. У светящихся же факелов, содержащих сажу хотя бы в небольшом количестве, степень черноты доходит до значений _r = 0,7 …0,8.

Степень черноты факела _Ф. определяется на основе закона Бугера:

_Ф. = 1-е^-kS ,

где k - коэффициент ослабления лучей топочной средой;

S - эффективная толщина излучающего слоя.

k = k_Г + k_C , (3)

где k_Г - коэффициент ослабления для газов, k_C - для сажистых частиц.

2.3.1Теплоотдача с наружной стороны жаровой трубы

Зная коэффициент с наружной поверхности жаровой трубы '_K , находят количество тепла, воспринимаемого охлаждающим воздухом от наружной поверхности жаровой трубы:

Q'_K.В. = '_K*(Т_Ж.Т. - Т_В.), (4)

где Т_В - температура воздуха, поступающего в камеру сгорания.

2.3.3 Теплоотдача с внутренней стороны жаровой трубы

Обозначив через ''_К - коэффициент теплоотдачи к струе на основном участке, получают следующую формулу для определения теплового потока :

Q''_К.В.= ''_К*(Т_Ж.Т. - Т_m), (5)

где Т_m - температура воздуха, вытекающего из щели.

Излучение стенки:

(6)

где - _Э - степень черноты экрана,

Т_Э - температура экрана.

2.3.4 Расчёт температуры металла жаровой трубы

Исходным соотношением для расчета температуры стенки жаровой трубы является уравнение её теплового баланса (1).

Отдельные составляющие этого уравнения находим по формулам (2), (4), (5), (6).

Температуру жаровой трубы находим путём решения уравнения (1), предварительно подставив в него значения составляющих этого уравнения.

Получаем следующее выражение:

Уравнение решаем графически, при этом предварительно задаёмся тремя значениями Т_Ж.Т.. в нашем случае задаёмся следующими значениями:

1) Т_Ж.Т. = 800 К;

2) Т_Ж.Т. = 850 К;

3) Т_Ж.Т. = 900 К.

Последовательно подставляем значение Т_Ж.Т. в уравнение (7) и решаем его для каждого из трёх случаев.

2.3.5 Расчёт лучистого теплового потока факела

С₀ = 5,67 Вт/(м²*К⁴) - константа излучения абсолютно черного тела.

_Ж.Т. = 0,76 - для хромо-никелевого сплава (материал жаровой трубы).

_Ф. = 1-е^{-(0,708+1,99)*0,08} = 0,2,

где k_Г =0,708; k_С =1,99 - коэффициенты, принятые согласно методике [15];

в роли величины S (из формулы (3)) выступает диаметр жаровой трубы D_Ж.Т.

Условие Т_Ж.Т. = 800 К :

Вт/(м²*К⁴);

Условие Т_Ж.Т. = 850 К : Вт/(м²*К⁴);

Условие Т_Ж.Т. = 900 К :

Вт/(м²*К⁴).

2.3.6 Расчёт конвективных тепловых потоков Q'_K.В. и Q''_К.В. и лучистого теплового потока Q_Л.К.

Этот расчёт проводим как сумму величин Q'_K.В., Q''_К.В. и Q_Л.К. , т.е. правой части уравнения (6) при разных температурах, рассмотренных в пункте 2.4.4.

Определим необходимые неизвестные величины.

'_K = Nu'_X*('/X_ОБ), (8)

где ?' =0,0435 ккал/(м²*К*ч) - коэффициент теплопроводности при Т_В [16];

X_ОБ = (1/3)*L_Ж.Т.=(1/3)*0,16=0,053 (м) - расположение точки жаровой трубы вдоль оси, температуру которой рассматриваем (горение топлива);

Nu'_X = 0,0255(Re'_X)^0,8 - для локальной теплоотдачи.

где U_КОЛ - скорость движения воздуха в кольцевом канале, м/с.

где G_{В КОЛ} =0,0165 кг/с, расход воздуха через кольцевой канал.

_B - удельный вес воздуха перед камерой,

_В = P_B/R*T_B=1,0132*10⁵/287*293=1,205 кгс/м³.

F_КОЛ - площадь поперечного сечения кольцевого канала.

F_КОЛ = (м²).

Где _Ж.Т. - толщина стенки жаровой трубы, равная 0,003 м.

U_КОЛ = (м²/с).

' - коэффициент кинематической вязкости, равный 0,6 [16].

Nu'_X = 0,0255(4,24*10⁵)^0,8 =809,9

'_K = 809,9*(0,0435/0,053)=664,73(ккал/м²*ч*К)=773,08 (Вт/м²*К).

Определим ''_K .

''_K = Nu''_X*(''/X_ОБ),

где ?'' = 0,04 ккал/(м²*К*ч)-коэффициент теплопроводности при Т_m = 1400 К [16];

''=0,619 при Т_m =1400 К [16];

Nu''_X = c*(Re''_X)^0,8, где

U_m=U₀=G₁/(*F_1Щ) - скорость истечения воздуха из щели, где G₁ - расход воздуха через одну щель, G₁=0,00085 кг/с (при Gcм = 0,0017 кг/c);

₀= 2.13 кгс/м³;

F_1Щ - площадь поперечного сечения одной щели в рабочих условиях, F_1Щ=0,00003 м².

U₀ = 0,00085/(2,13*0,00003)=13,3 (м/с).

Nu''_X = 0,038*(1,139*10⁵)^0,8 =421,63 , где с = 0,038,

''_K = 421,63*(0,04/0,053)=318,21 (ккал/м²*ч*К)=370,08 (Вт/м²*К).

Условие Т_Ж.Т. = 800 К:

Условие Т_Ж.Т. = 850 К:

Условие Т_Ж.Т. = 900 К:

2.3.7 Построение графика

График отражает результаты расчётов, проведённых в предыдущих пунктах.

Пересечение кривых отражает наиболее приближённую к реально существующим температуру стенки жаровой трубы.

Графическое решение уравнения (7) представлено на рис. 2.5.

По оси абсцисс откладываются значения температуры, условно принятые для решения уравнения, по оси ординат - значения правой и левой частей уравнения (7).

По графику определяем искомую температуру: Т_Ж.Т. = 821 К.

Вывод: по рассчитанной температуре стенки жаровой трубы Т_Ж.Т. , на основании методики [17], подбираем материал покрытия жаровой трубы. В данном случае этим материалом является фарфор глазурованный, толщина покрытия равна 3 мм.

Рис. 2.5. Графическое решение задачи.

2.4 Расчет теплообменного аппарата

2.4.1 Описание теплообменного аппарата

Теплообменный аппарат типа газ - газ (воздухонагреватель) является многоходовым, горизонтальным ТОА, который прост по конструкции и имеет невысокую стоимость.

Рекуперативный теплообменник представляет собой ряд коаксиальных цилиндров, образующих каналы для прохода нагреваемого воздуха и горячих газов в соответствии с рис. 2.6 .

Теплообменник представляет собой сварную конструкцию, состоящую из трех секций, каждая из которых в свою очередь состоит из двух цилиндров разных диаметров, имеющих одну ось вращения.

Цилиндры теплообменника, представляющие собой кольцевой канал и изготовленные из стали 12Х18Н10Т, имеют гладкую поверхность и толщину стенки = 0,5 мм.

Газовый тракт ТОА представляет собой ряд последовательно соединенных элементов, каждый из которых включает кольцевой канал и переходной канал с поворотом потока на 180, с помощью которого обеспечивается перетекание газов из секции в секцию. Этот переходной канал выполнен из того же материала, что и цилиндры.

Переходной канал представляет собой набор из 8 переходных коробок сварной конструкции, расположенных в кольцевом канале так, чтобы не перекрывать движение воздуха, то есть на одинаковом расстоянии друг от друга и от оси цилиндров, как это видно на рис. 2.6.

Воздух проходит по кольцевому каналу, расположенному между газовыми каналами.

Крепление цилиндров между собой осуществляется с помощью скоб, которые привариваются аргонодуговой сваркой одним концом к одному цилиндру, а вторым - к другому.

Горячие газы поступают в теплообменник из камеры сгорания и, проходя через кольцевые сечения газового тракта, передают тепло с помощью конвективного теплообмена через твердую стенку воздуху, нагнетаемому вентилятором. Затем газы выходят через выхлопную трубу.

Воздух, нагреваясь в каждом сечении до определенной температуры, идеально перемешивается и выходит из теплообменника.



Рис. 2.6. Схема течения теплоносителей в теплообменном аппарате.

2.4.2 Тепловой расчет

Исходные данные для поверочного расчета

Известны такие геометрические параметры теплообменника:

L = 0,77 - длина теплообменника, м.

D₁ = 0,151 - внутренний диаметр первого цилиндра, м.

D₂ = 0,198 - внутренний диаметр второго цилиндра, м.

D₃ = 0,236 - внутренний диаметр третьего цилиндра, м.

D₄ = 0,27- внутренний диаметр четвертого цилиндра, м.

D₅ = 0,298 - внутренний диаметр пятого цилиндра, м.

D₆ = 0,326 - внутренний диаметр шестого цилиндра, м.

D₇ = 0,349 - внутренний диаметр седьмого цилиндра, м.

D₈ =0,392 - внутренний диаметр корпуса, м.

_к = 0,003 - толщина корпуса, м.

Массовый расход и температура воздуха на входе в теплообменник: G_в= 0,75 кг/с, t = 20C.

Массовый расход и температура газа на входе в теплообменник:

G_г= 0,064, t = 800C.

2.4.3 Основные соотношения

Расчет параметров теплообменников с непосредственной теплопередачей, в которых оба потока теплоносителей непрерывно движутся по своим каналам, разделенным твердой стенкой [18], можно выполнить на основе следующей системы уравнений (9):

Q=K*F*t_lm ,

Q=m_х*C_х*(t_х.вых-t_х.вх) ,(9)

Q=m_г*C_г*(t_г.вх-t_г.вых) ,

где Q - тепловой поток через стенку, разделяющую горячий и

холодный потоки,

К - коэффициент теплопередачи,

F - площадь теплопередающей поверхности,

t_lm - среднелогарифмическая разность температур - истинное

значение средней разности температур между теплоносителями,

m_х, C_х - массовый поток и удельная теплоемкость (при

постоянном давлении) холодного теплоносителя,

m_г, C_г - массовый поток и удельная теплоемкость (при

постоянном давлении) горячего теплоносителя,

t_х.вых, t_х.вх - температуры на входе и выходе потока холодного

теплоносителя,

t_г.вх, t_г.вых - температуры на входе и выходе потока горячего

теплоносителя.

Коэффициент теплопередачи К при вынужденном движения

теплоносителя определяется выражением:

где , _ст - толщина и коэффициент теплопроводности стенки,

разделяющей горячий (г) и холодный (х) потоки,

_г, _х - средние по длине канала значения коэффициентов

теплоотдачи горячего и холодного потоков теплоносителей, определяемые зависимостью:

Nu = D/ = 0,02*Re^0,8.

Здесь Nu - число Нуссельта,

D - гидравлический диаметр канала,

- коэффициент теплопроводности теплоносителя,

Re = W*D/ - число Рейнольдса в канале,

W - средняя скорость теплоносителя,

- коэффициент кинематической вязкости теплоносителя.

Среднелогарифмическая разность температур теплоносителей

определяется выражением (10):

,(10)

справедливым как для схемы теплообменника с прямотоком, так и для схемы с противотоком. Индексы «вх» и «вых» относятся соответственно ко входному и выходному сечениям потоков теплоносителей.

2.4.4 Расчет поверхности теплообмена

Длина теплообменного аппарата равна:

L = 0.77 м.

Площади цилиндров равны:

F_i = *D_i* L,

где i - номер соответствующего цилиндра.

F₁ = 0.367 м²;

F₂ = 0.479 м²;

F₃ = 0.57 м²;

F₄ = 0.653 м²;

F₅ = 0.720 м²;

F₆ = 0.788 м²;

F₇ = 0.844 м².

Рассчитаем сумму площадей цилиндров:

.

Поверхности переходных каналов тоже передают тепло, поэтому рассчитаем общую площадь этих каналов (8 каналов в одном кольце, 3 кольца):

- переходные каналы между первым и вторым цилиндром имеют такие размеры:

a = 0.035 м, b = 0.036, H = 0.023 м,

, S = 2.61*10^-2 м²;

a = 0.05 м, b = 0.022, H = 0.017 м,

S = 1.96*10^-2 м²;

a = 0.05 м, b = 0.022, H = 0.017 м, S = 1.75*10^-2 м², (рис. 2.7.)

где Н - это межтрубное расстояние, то есть расстояние между

цилиндрами,

a,b - размеры переходного канала (рис. 2.7.).

Суммарная площадь переходных каналов равна:

.

Суммарная площадь отверстий в переходных каналах равна:

.

Общая площадь теплообмена равна сумме площадей цилиндров и поверхностей переходных каналов за исключением отверстий под эти каналы:

,

.

2.4.5 Расчет расходов и скоростей теплоносителей в кольцевых каналах

Известно, что массовый расход определяется по формуле:

G = *F*W,

где F - площадь поперечного сечения канала,

- средняя плотность теплоносителя по длине канала,

W - скорость теплоносителя.

Рассчитаем скорости горячих газов.

В канале 2 - 3:

площадь поперечного сечения равна:

м²,

скорость газов равна:

м/с,

где _г=0,16 кг/м³ - плотность газов.

Аналогичным образом рассчитываем скорости в каналах 4 - 5 и 6 - 7:

F₄₅=0,01206 м², W₄₅=33,06 м/с,

F₆₇=0,0117 м², W₆₇=34,19 м/с.

Рассчитаем скорости в каналах.

Будем считать, что воздушные потоки распределены пропорционально площади проходных сечений кольцевых каналов.

Сечение 1-2: F₁₂=0,0126 м², W₁=9,85 м/с, G₁=0,149 кг/с.

Сечение 3-4: F₃₄=0,01313 м², W₃=9,68 м/с, G₃=0,155 кг/с.

Сечение 5-6: F₅₆=0,01325 м², W₅=9,87 м/с, G₅=0,157 кг/с.

Сечение 7-8: F₇₈=0,0244 м², W₇=9,85 м/с, G₇=0,289 кг/с.

2.4.6 Расчет среднего коэффициента теплопередачи

Расчет коэффициентов теплопередачи ведем по формулам, описанным в разделе «Основные соотношения».

1. Расчет коэффициента теплопередачи в 1-ой секции.

W_г=31,74 - скорость газа в секции, м/с;

- кинематическая вязкость газа, м²/с;

- коэффициент теплопроводности газа, Вт/м²К;

;

- длина теплообменного аппарата, м;

- скорость воздуха в секции, м/с;

- кинематическая вязкость воздуха, м²/с;

- коэффициент теплопроводности воздуха, Вт/м²К;

- эквивалентный диаметр сечения, м.

;



- толщина стенки;

- коэффициент теплопроводности стенки.

К = 17,31 Вт/м *К .

Аналогичным образом рассчитываем коэффициент теплопередачи через стенки 2-ой и 3-ей секции.

Результаты расчетов представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1.

N секции	Reг	Nuг	г	Reв	Nuв	в	К
1-ая секция	1,22*104	37,21	68,4	2,44*104	64,72	39,93	17,31
2-ая секция	1,27*104	38,58	80,8	13,88*103	41,2	39,13	17,84
3-я секция	1,58*104	45,8	95,4	11,95*103	36,548	41,64	19,0

Средний коэффициент теплопередачи теплообменного аппарата:

К_ср = 18,05 Вт/м*К .

2.4.7 Тепловой расчет теплообменного аппарата

Температура воздуха на входе в теплообменник:

Т_v1=293 К.

Температура газа на входе в теплообменник:

Т₀=1073 К.

Массовые потоки воздуха через 1,3,5,7 каналы (обозначим m_vi, где i - номер канала):

m_v1=0,149 кг/с; m_v5=0,157 кг/с;

m_v3=0,155 кг/с; m_v7=0,289 кг/с.

Средние значения удельной теплоемкости воздуха (газа) в каналах 1,2,3,4,5,6,7 теплообменника (Дж/кг*К):

С₁=1005 Дж/кг*К; С₅=1010 Дж/кг*К;

С₂=1241 Дж/кг*К; С₆=1175 Дж/кг*К;

С₃=1009 Дж/кг*К; С₇=1005 Дж/кг*К.

С₄=1193 Дж/кг*К;

Массовый поток газа обозначим Mg=64*10^-3 кг/с.

Уравнения теплового баланса теплообменника имеют вид (предполагаем, что теплопритоки через наружную и внутреннюю стенки равны нулю):

- по воздуху: - по газу:

Здесь Q₁₂, Q₂₃, Q₃₄, Q₄₅, Q₅₆, Q₆₇ - тепловые потоки, передаваемые через стенки 1,2,3,4,5,6;

Т_v21, Т_v23, Т_v25, Т_v27 - температуры воздуха на выходе из воздушных каналов 1,3,5,7 соответственно;

Т₂, Т₄, Т₆ - температуры газов на выходе из газовых каналов 2,4,6.

Уравнения тепловых потоков через стенки теплообменника, составленные с учетом направления течения газов в каналах (прямоток - противоток), имеют вид:



-противоток;

-противоток;

-прямоток;

-прямоток;

-противоток;

-противоток.

Теперь необходимо решить полученную систему уравнений и найти неизвестные температуры и тепловые потоки.

Так как решение этой системы уравнений предполагает возникновение трудностей, то воспользуемся программным приложением

Mathcad 2001 Professional. Вводим данные для расчетов в программу затем записываем систему уравнений, которую необходимо решить (см. приложение).

Получили такие результаты:

- температуры воздуха:- температуры газов

Т_v21=332,04 К; Т₂=914,7 К;

Т_v23=373,6 К; Т₄=752,01 К;

Т_v25=365,0 К; Т₆=611,7 К.

Т_v27=312,58 К;

Тепловые потоки равны:

Q₁₂=5,85*10³ Вт;

Q₂₃=6,73*10³ Вт;

Q₃₄=5,88*10³ Вт;

Q₄₅=6,5*10³ Вт;

Q₅₆=4,87*10³ Вт;

Суммарный тепловой поток равен:

Q = 35,5*10³ Вт.

Средний тепловой поток через стенку равен:

Q_ср = 5,92*10³ Вт.

Средняя температура воздуха на выходе из теплообменного аппарата:

Т_ср = 345,8 К = 72,8С.

2.5 Гидравлический расчет теплообменного аппарата

Задачей гидравлического расчета теплообменника является определение величины потерь давления для теплоносителя при прохождении его через аппарат. Полный напор Р, необходимый для движение воздуха через теплообменный аппарат, определяется по формуле:

Р = Р_П+Р_М,

где Р_П - сумма путевых потерь,

Р_М - сумма потерь напора в местных сопротивлениях.

2.5.1 Путевые потери на трение

Путевые потери на трение вычисляются по формуле:

,

где = 1,02 - плотность теплоносителя, кг/м³;

W= 9,85 - скорость движения теплоносителя, м/с;

L=0,77 - длина канала, м;

d=0,045 - диаметр (эквивалентный) канала, м;

= 0,03 - коэффициент сопротивления трения. Величины для наиболее часто встречающихся сопротивлений представлены в табл. 3 [19].

Физические свойства теплоносителей относятся к их средним

температурам.

Путевые потери на трение вычисляем для нагреваемой среды, то есть для воздуха:

- температура воздуха на входе Т_V1=293 К;

- температура воздуха на выходе Т_V2=345,8 К.

Средняя температура по каналу будет равна:

.

Па.

2.5.2 Местные сопротивления

Местные сопротивления вызваны изменением сечения и формы канала, они вычисляются по формуле:

,

где =0,6 - коэффициент местного сопротивления. Величины для наиболее часто встречающихся сопротивлений представлены в табл. 4 [19].

Местные сопротивления вычисляем для нагреваемой среды при входе в каналы теплообменника (все параметры берутся на входе):

 Па.

Вычисляем местные сопротивления для нагреваемой среды при выходе из канала теплообменника (все параметры берутся на выходе):

Т_V2=345,8 К; W= 9,85 м/с;

= 1,22 кг/м³; =1,0.

Па.

Р = Р_П+Р_М=30,4+34,93+59,2=124,53 Па.

Гидравлическое сопротивление предопределяет величину мощности, необходимой для перемещения теплоносителя через теплообменный аппарат.

2.5.3 Расчет мощности вентилятора

Мощность N, Вт, на валу вентилятора определяется по формуле:

,

где G=1,85 - массовый расход воздуха (суммарный), кг/с,

Р=124,53 - полное сопротивление, Па,

=1,2 - плотность воздуха, кг/м3,

=0,86 - КПД вентилятора.

Вт.

На основании выполненного расчета подбираем стандартный вентилятор[20]:

Тип В-06-300, диаметр колеса - 630 мм, частота вращения - 1370 об/мин, мощность - 0,37 кВт.

2.6 Расчет на прочность корпуса

Корпус изготавливается из стали 12Х18Н10Т по ГОСТ 4315-71, имеющей допускаемое напряжение _доп=122 МПа, _т=245 МПа.

Внутренний диаметр корпуса D_вн=0,392 м, а толщина стенки _k=0,003 м. Расчетная температура корпуса t_k=50⁰C.

Испытательное давление зависит от рабочего давления (не более 4 атм) - по методике [21]:

P_и=1,3*4*10⁵=0,52 МПа.

Допускаемые напряжения при гидравлических испытаниях:

МПа.

Исполнительная толщина корпуса:

,

где - коэффициент прочности сварных соединений, =1;

[] - допускаемое напряжение при рабочем состоянии, в МПа;

С - добавка на коррозию, для компенсации минусового допуска, для учёта уточнения стенки при вытяжке, гибке, С=1 мм.

=1,84 мм.

Допускаемое давление в рабочем состоянии:

 МПа.

[P]_д > P_u.

Допускаемое давление при гидравлическом испытании:

МПа

[P]_и > P_пр=1,3*P_u=0,676 МПа

Следовательно, корпус толщиной _k=0,0005 м выдержит давление испытания и имеет запас прочности:

_.

2.7 Укрупненный расчет объема отапливаемого производственного помещения

Расчет объема отапливаемого производственного помещения выполняем по методике [22]:

где Q - расход тепла на отопление, ккал/ч;

q₀ - удельная тепловая характеристика на отопление, ккал/м³ч⁰С, принимаемая по прил. V [22];

а - поправочный коэффициент на изменение удельной тепловой характеристики в зависимости от местных климатических условий, принимаемая по табл. 18 [22];

t_c - усредненная расчетная внутренняя температура отапливаемого помещения, принимаемая по табл. 19 [22];

t_н - усредненная расчетная наружного воздуха, принимаемая по

табл. 19 [22].

Q=35,5*10³ кВт=30524 ккал/ч,

q₀ = 0,4 ккал/м³ч⁰С, для промышленного здания, в частности для механосборочного цеха;

t_н =-20⁰С - для г. Харькова;

а= 1,17 (при t_н =-20⁰С );

t_c =18⁰С.

м³.

Таким образом, теплогенерирующая установка с тепловой мощностью

35,5 кВт может обогреть помещение объемом 1718,7 м³ до температуры 18⁰С.

2.8 Моделирование системы обеспечения теплового режима теплогенерирующей установки

Смоделировать систему обеспечения теплового режима теплогенерирующей установки. Нодализационная схема представлена на рис. 2.8.

Исходные данные:

· для воздуха:

Р₀=101325 Па - давление воздуха на входе в установку;

m₁=0,75 кг/с - расход воздуха на входе в установку;

Ср₁=1005 Дж/кг*К - средняя теплоемкость воздуха;

Т₁=293 К - температура воздуха на входе;

h₀ =2,945*10⁵ Дж/кг - энтальпия на входе.

· для газа:

m₃=64*10^-3 кг/с - расход газа на выходе из камеры сгорания;

Ср₂=1205 Дж/кг*К - средняя теплоемкость газа.

Перепад давлений на вентиляторе Р_в=192 Па.

Теплота, подводимая в камеру сгорания: Q_т=G_т*H_т=0,0042*38*10⁶=159,6*103 Вт.

Для уравнений тепловых проводников запишем:

₁*F₁=F1=F2=F3=6,389;

F4=F5=F6=6,128;

F7=F8=F9=7,277;

F10=F11=F12=7,435;

F13=F14=F15=8,53;

F16=F17=F18=9,89;

F19=F20=F21=10,98;

F22=F23=F24=9,99;

F25=F26=F27=10,95;

F28=F29=F30=14,073.

Для уравнений сохранения импульсов рассчитываем К_i по формуле:

Получаем:

k1=7.0

k2=105.0

k3=8838.0

k4=8838.0

k5=8838.0

k6=8838.0

k7=8838.0

k8=8838.0

k9=8838.0

k10=8838.0

k11=8838.0

k12=8838.0

k13=1181.0

k14=1181.0

k15=1181.0

k16=1181.0

k17=1181.0

k18=1181.0

k19=1181.0

k20=1181.0

k21=1181.0

k22=1181.0

k23=1181.0

k24=1181.0

k25=105.0

k26=8838.0

Запишем уравнения сохранения для нашей системы.

1. Уравнения сохранения масс:

m1-m2-m3=0;

m3-m4=0;

m4-m5=0;

m5-m6=0;

m6-m7=0;

m7-m8=0;

m8-m9=0;

m9-m10=0;

m10-m11=0;

m11-m12=0;

m12-m26=0;

m2-m13-m14-m15=0;

m13-m16=0;

m16-m17=0;

m17-m18=0;

m14-m19=0;

m19-m20=0;

m20-m21=0;

m15-m22=0;

m22-m23=0;

m23-m24=0;

m24+m21+m18-

-m25=0

2. Уравнения сохранения энергии:

h0*m1-h1*m2-h1*m3=0;

h1*m3+Q_T-h2*m4=0;

h2*m4-h7*m5-Q4-Q7=0;

h7*m5-h8*m6-Q5-Q8=0;

h8*m6-h9*m7-Q6-Q9=0;

h9*m7-h15*m8-Q18-Q21=0;

h15*m8-h14*m9-Q17-Q20=0;

h14*m9-h13*m10-Q16-Q19=0;

h13*m10-h19*m11-Q28=0;

h19*m11-h20*m12-Q29=0;

h20*m12-h21*m26-Q30=0;

h1*m2-h3*m13-h3*m15-h3*m14=0;

h3*m13-h4*m16+Q1=0;

h4*m16-h5*m17+Q2=0;

h5*m17-h6*m18+Q3=0;

h3*m14-h10*m19+Q13+Q10=0;

h10*m19-h11*m20+Q11+Q14=0;

h11*m20-h12*m21+Q15+Q12=0;

h3*m15-h16*m22+Q24+Q25=0;

h16*m22-h17*m23+Q23+Q26=0;

h17*m23-h18*m24+Q22+Q27=0;

h18*m24+h12*m21+h6*m18-h22*m25=0.

3. Закон сохранения импульса:

P0-P1=k1*(m1)²-Pв;

P1-P2=k3*(m3)²;

P2-P7=k4*(m4)²;

P7-P8=k5*(m5)²;

P8-P9=k6*(m6)²;

P9-P15=k7*(m7)²;

P15-P14=k8*(m8)²;

P14-P13=k9*(m9)²;

P13-P19=k10*(m10)²;

P19-P20=k11*(m11)²;

P20-P21=k12*(m12)²;

P21-P23=k26*(m26)²;

P1-P3=k2*(m2)²;

P3-P10=k14*(m14)²;

P10-P11=k19*(m19)²;

P11-P12=k20*(m20)²;

P12-P22=k21*(m21)²;

P3-P16=k15*(m15)²;

P16-P17=k22*(m22)²;

P17-P18=k23*(m23)²;

P18-P22=k24*(m24)²;

P3-P4=k13*(m13)²;

P4-P5=k16*(m16)²;

P5-P6=k17*(m17)²;

P6-P22=k18*(m18)²;

P22-P24=k25*(m25)².

4. Уравнения энергии для тепловых узлов:

Q4-Q1=0;

Q5-Q2=0;

Q6-Q3=0;

Q10-Q7=0;

Q11-Q8=0;

Q12-Q9=0;

Q13-Q16=0;

Q14-Q17=0;

Q15-Q18=0;

Q24-Q19=0;

Q23-Q20=0;

Q22-Q21=0;

Q25-Q28=0;

Q26-Q29=0;

Q27-Q30=0.

5. Уравнения для тепловых проводников:

Q1=F1*(Tw1-T4);

Q4=F4*(T7-Tw1);

Q2=F2*(Tw2-T5);

Q5=F5*(T8-Tw2);

Q3=F3*(Tw3-T6);

Q6=F6*(T9-Tw3);

Q7=F7*(Tw4-T4);

Q10=F10*(T13-Tw4);

Q11=F11*(T14-Tw5);

Q8=F8*(Tw5-T5);

Q12=F12*(T15-Tw6);

Q9=F9*(Tw6-T6);

Q13=F13*(T13-Tw7);

Q16=F16*(Tw7-T10);

Q14=F14*(T14-Tw8);

Q17=F17*(Tw8-T11);

Q15=F15*(T15-Tw9);

Q18=F18*(Tw9-T12);

Q24=F24*(T19-Tw10);

Q19=F19*(Tw10-T10);

Q23=F23*(T20-Tw11);

Q20=F20*(Tw11-T11);

Q22=F22*(T21-Tw12);

Q21=F21*(Tw12-T12);

Q25=F25*(T19-Tw13);

Q28=F28*(Tw13-T16);

Q26=F26*(T20-Tw14);

Q29=F29*(Tw14-T17);

Q27=F27*(T21-Tw15);

Q30=F30*(Tw15-T18).

6. Термические уравнения состояния:

T1=h1/Cp1;

T2=h2/Cp1;

T3=h3/Cp1;

T4=h4/Cp2;

T5=h5/Cp1;

T6=h6/Cp1;

T7=h7/Cp2;

T8=h8/Cp2;

T9=h9/Cp2;

T10=h10/Cp1;

T11=h11/Cp1;

T12=h12/Cp1;

T13=h13/Cp2;

T14=h14/Cp2;

T15=h15/Cp2;

T16=h16/Cp1;

T17=h17/Cp1;

T18=h18/Cp1;

T19=h19/Cp2;

T20=h20/Cp2;

T21=h21/Cp2;

T22=h22/Cp1.Расчет данной системы уравнений ведется с помощью средства разработки программного обеспечения Fortran. В результате расчета были определены массовые расходы m_i, энтальпии h_i, давления P_i и температуры теплоносителей Т_i, а также тепловые потоки Q_i, передаваемые одним теплоносителем к другому через стенки теплообменного аппарата и температуры стенок Тw_i.

Результаты сведены в таблицу 2.2.

Таблица 2.2.

№	mi, кг/с	hi, Дж/кг	Pi-Pa, Па	Qi, Вт	Тi, К	Тwi, К
1	0.929	294500.000	344.953	5088.49	293.03	1115.0
2	0.869	2530516.66	313.685	4580.94	2100.0	1058.6
3	5.948*10-2	294500.000	265.495	4124.07	293.03	1007.8
4	5.948*10-2	320210.719	219.236	5088.49	318.61	1122.4
5	5.948*10-2	343356.970	172.976	4580.94	341.64	1064.3
6	5.948*10-2	364194.779	126.717	4124.07	362.38	1013.1
7	5.948*10-2	2344274.25	282.416	5989.35	1945.4	822.54
8	5.948*10-2	2176496.25	251.148	5398.61	1806.2	900.64
9	5.948*10-2	2025471.35	219.879	4858.99	1680.8	985.42
10	5.948*10-2	318393.616	611.330	5989.35	316.80	822.58
11	5.948*10-2	339900.692	345.894	5398.61	338.20	912.31
12	5.948*10-2	361410.024	345.894	4858.99	359.61	995.00
13	0.197	1516768.20	126.074	4313.89	1258.7	817.36
14	0.474	1669805.56	157.342	4797.53	1385.7	803.36
15	0.197	1837852.96	188.611	5338.22	1525.1	780.59
16	0.197	344930.252	219.236	4313.89	343.21	-
17	0.197	393954.481	172.976	4797.53	391.99	-
18	0.197	414333.559	126.717	5338.22	412.27	-
19	0.474	1429480.71	94.8055	4788.88	1186.2	-
20	0.474	1353750.46	63.5370	5198.05	1123.4	-
21	0.474	1285945.50	32.2685	5821.46	1067.1	-
22	0.197	374084.216	80.4580	5821.46	372.22	-
23	0.197	-	-	5198.05	-	-
24	0.197	-	-	4788.88		-
25	0.869	-	-	5191.92	-	-
26	5.948*10-2	-	-	4504.49	-	-
27	-	-	-	4033.09	-	-
28	-	-	-	5191.92	-	-
29	-	-	-	4504.49	-	-
30	-	-	-	4033.09	-	-

Проведен сравнительный анализ, который показал, что полученные результаты согласуются с результатами, полученными при классическом тепловом расчете теплообменного аппарата с точностью 97,7%. Средняя температура на выходе из теплообменного аппарата, полученная в данном расчете:

Т₂₄=Т_ср=353,8 К=80,8⁰С.

3.Оценка экономических показателей КСГ различного состава

В данной работе рассматривается возможность использования в качестве КСГ горючей смеси - углеводородного горючего (печного топлива или топочного мазута) с мелкодисперсным углем. Проблема получения и использования устойчивых суспензий жидких горючих, содержащих дисперсный наполнитель, решалась в течение ряда лет для прямоточных воздушно-реактивных двигателей и ракетных двигателей, а также двигательных установок подводных объектов. В ходе исследований были установлены основные закономерности предпламенных процессов.

По упрощенной методике была проведена оценка стоимости затрат ?,(^грн/_кг) связанных с использованием КСГ в зависимости от содержания угля ?,%. Стоимость вырабатываемой в КС единицы тепловой энергии может быть произведена по формуле:

, (11)

где Н_С - теплотворная способность угля, (^Дж/_кг); Н_К - теплотворная способность углеводородной основы КСГ, (^Дж/_кг); S_С - стоимость 1кг угля, (^грн/_кг); S_К - стоимость 1кг жидкой углеводородной основы (^грн/_кг); S=S_K - S_C; H=H_K - H_C; ? - весовой процент содержания угольного порошка в КСГ. Параметр ?, характеризует стоимость выделяемой в процессе горения единицы тепловой энергии (^грн/_Дж).

Проведя расчеты для различных значений входящих в выражение (11) стоимостных показателей, получили зависимость ? от ?, которая представлена графически на рис. 3.1. Проведена оценка экономического эффекта использования КСГ в зависимости от содержания угля. Учитывались затраты на электроэнергию при изготовлении горючего. Результат представлен графически на рис. 3.2. Как видно, экономичность процесса генерации тепла напрямую зависит от количества добавки угля или воды в состав КСГ. Однако следует ожидать, что увеличение содержания угля неизбежно будет сопровождаться возникающими трудностями при организации процессов подготовки горючего, подачи его в камеру сгорания и непосредственно при осуществлении рабочего процесса.

Таким образом, мы приходим к выводу о необходимости проведения дополнительных исследований с целью выработки рекомендаций по активации рабочего процесса. При этом необходимо также иметь в виду, что применение веществ-активаторов влияет на состав продуктов сгорания (ПС) и также нуждается в экспериментально-теоретическом обосновании.

Рис. 3.1. Оценка затрат, связанных с использованием КСГ в зависимости от содержания угля.



Рис. 1.2. Оценка стоимости единицы тепловой энергии, выделяемой при сжигании КСГ в зависимости от содержания угля.

Заключение

В настоящей дипломной работе разработаны: экономичное, комбинированное топливо, а также теплогенерирующая установка, работающая на этом топливе.

По сделанной по упрощенной методике оценке затрат, связанных с использованием КСГ, в зависимости от содержания угля видно, что экономически целесообразным является использование до 10% угольной пыли. Сделана оценка стоимости вырабатываемой в КС единицы тепловой энергии при добавлении в состав КСГ воды и показано, что добавление в КСГ воды также приводит к снижению стоимости вырабатываемого Джоуля тепловой энергии.

Использование в качестве активатора процесса горения воды, уменьшает вязкость КСГ и незначительно повышает температуру горения. Использование активаторов увеличивает полноту сгорания (снижает эмиссию сажи). Экспериментальным и расчетным путем показано, что использование печного топлива целесообразно при добавках 20% воды. При найденных рациональных значениях процентного состава КСГ достигается максимальная эффективность процесса горения. Результаты расчета равновесного состава продуктов сгорания по SOFT ASTRA-4M подтверждают результаты проведенных экспериментов и выбор рационального состава КСГ при коэффициенте избытка воздуха alpha=0.95.

Экспериментально было установлено, что для приготовленных в лабораторных условиях КСГ имеет место трехстадийность процесса горения. Это обусловлено тем, что различна температура воспламенения содержащихся в КСГ веществ и фракций. Добавка воды значительно увеличивает скорость реакции до определенного процентного содержания, для КСГ на основе ПТ - 20 % воды. После проведения экспериментов по горению несгоревший остаток КСГ составляет величину 1 - 2 % от исходной массы, что говорит о почти полном сгорании образца КСГ с активатором.

В ходе разработки камеры сгорания был проведен расчет процесса горения в камере сгорания, целью которого было определение основных параметров процесса. По этим данным произведен расчет камеры сгорания для получения основных параметров и размеров камеры сгорания. Также был проведен расчет температуры металла жаровой трубы с целью выбора термоизоляционного покрытия КС.

Используя параметры, полученные на выходе из камеры сгорания, и известные геометрические размеры теплообменного аппарата, был проведен поверочный расчет теплообменника.

Список использованной литературы

1.Стогней В.Г., Крук А.Т. Экономия теплоэнергетических ресурсов на промышленных предприятиях// М: Энергоатомиздат, 1991.- С.5-11.

2.Трубецкой К.Н. Развитие работ по использованию высококонцентрированных водоугольных суспензий в энергетике России // Теплоэнергетика. -1994. - № 11. - С.26-30.

3.Я.М.Паушкин. Жидкие и твердые химические ракетные топлива. - М: Наука, 1978. -142 с.

4.Тумановский А.Г., Бабий В.Л. и др. Совершенствование технологий сжигания топлив// Теплоэнергетика - 1996. - № 7. - С. 30-39.

5.Адамов В.А. Сжигание мазута в топках.-Л.: Недра, 1989.-304 с.

6.Н.Н. Палеев. Исследование горения капель жидкого топлива. М., Наука: 1969. -245 с.

7.Канторович Б. В. Основы теории горения и газификации твердого топлива. М.: Изд-во АН СССР, -1958.- 738 с.

8.Попов А.И., Голубь Н.В.. Ерофеева В.И.. Харитонов А.К., Щупарский А.И. Уменьшение вредных выбросов при сжигании водомазутной эмульсии// Энергетик. -1983. -№ 2. -С. 11-14.

9.Лысков М.Г, Савин Н.Г., Писаревскии А.М. Экономическая эффективность сжигания ВМЭ в топках паровых котлов// Сб. научных трудов МЭИ. -1989. -№ 209. -С. 39-43.

10.Назаренко Ю.И., Бастеев А.И., Нечипоренко Л.А. Моделирование процесса эволюции капли суспензионного горючего в высокотемпературной окислительной среде// Высокотемпературные газовые потоки, их получение и диагностика. - Харьков: ХАИ, -1990. - С.56 - 62.11.Зотов Д. К. Ушаков С. С. Проблемы развития транспорта СССР. М.: Транспорт, -1990.- 268 с.

12.Бастеев А.В., Соловей В.В. Радиационная активация процесса взаимодействия ПХА с водяным паром// Физика горения и взрыва.-1990.- 26 - №3 -С.36 - 40.

13.Померанцев В.В. Основы практической теории горения // Л: Энергоатомиздат, -1986.- 309 с.

14.Г.Н. Делягин, А.И.Кулинич, В.И.Кирсанов. Экспериментальное исследование процесса горения водоугольной суспензии из бурого и газового углей// Сжигание высокообводненного топлива в виде водоугольных суспензий: Изд-во Наука,- 1967. -С.55 - 68.

15.Ю.М. Пчелкин «Камеры сгорания газотурбинных двигателей», Москва, «Машиностроение», 1984г.

16.«Теоретические основы теплотехники. Теплотехнический эксперимент»:Справочник/Под общ. ред. чл.- корр. АН СССР В.А. Григорьева, В.М. Зорина - 2-е изд. перераб.- М.: Энергоатомиздат, 1988г.

17.Э.Г. Нарежный, А.В. Сударев «Камеры сгорания судовых газотурбинных установок», Л., «Судостроение», 1973г.

18.М.А. Михеев, И.М. Михеева «Основы теплопередачи», Москва, «Энергия», 1986г.

19.«Теплотехника», учебник для студентов втузов под редакцией В.И. Крутова, Москва, «Машиностроение», 1986г.

20.«Внутренние санитарно-технические устройства»: Справочник проектировщика, в трех частях. Часть 1.Отопление./Под ред. к.т.н. И.Г. Староверова и инж. Ю.И. Шиллера, Москва, «Стройиздат», 1990г.

21.«Справочник технолога-машиностроителя», в двух томах. Том.1 под редакцией А.Г. Косиловой, Москва, «Машиностроение», 1985г.

22.Р.В. Щекин, В.А. Березовский, В.А. Потапов «Расчет систем центрального отопления», изд. объединение «Вища школа»,1975г.

Размещено на Allbest.ru