3. Применение коксового газа на мет. Пр-ве.

Коксовый газ, образующийся в процессе коксования угольной шихты, наз. прямым. Выход его составляет 300-350 м³/т сухой шихты или 400-450 м³/т кокса. После удаления из него смолы и воды, извлечения аммиака и бензольных углеводородов он наз обратным или просто коксовым газом. Обратный коксовый газ используют главным образом в качестве топлива. Некоторое количество коксового газа направляют на азотно-туковые заводы, где из него извлекают водород и получают так наз обогащенный или богатый коксовый газ. Газ обогащается метаном, теплота сгорания его повышается до 20-22 МДж/ м³. Этот газ также используют в качестве топлива.

2. Классификация машин для сжатия воздуха.

Делятся по принципу действия :

Лопастные: центробежные и осевые. Центробежные и осевые делятся на вентиляторы(ц-1,15), нагнетатели(ц-3), компрессоры(до 12); у осевых до 6

Объемные (поршневые – 5-50) и (роторные 3-8)

Струйные до 3

Отличаются степенью сжатия P2/P1

Нагнетатель работает без промежуточного охлаждения, а компрессор наоборот. Вентиляторы делят на вентилят. низкого до 1кПа, среднего до 3кПа, высокого до 15 кПа

Билет №2

1.Тепловой баланс котельной установки, ее кпд

Экзаменационный билет № 12

1. Элементы расчета полезно используемой в котельном агрегате теплоты. Кпд котельной установки.

Тепловой баланс для котельных установок составляют на 1 м³ газообразного топлива или 1 кг твердого или жидкого топлива при 273 К и 0,1013 МПа.

Приходная часть теплового баланса (располагаемая теплота, МДж/м³ или МДж/кг) в общем случае при установившемся режиме представляется в таком виде

Q_прих = Q_р^р = Q_н^р + Q_экз + Q_ф.т. + Q_ф.в. + Q_пар + Q_о.г. - Q_энд,

где в правой части уравнения первые два члена выражают внесенную химическую энергию: низшую теплоту сгорания топлива и теплоту возможных эксергетических реакций технологического процесса; последующие приходные статьи, соответственно, выражают: физическую теплоту (энтальпию) топлива, теплоту воздуха, поступившего тем или иным путем в рабочее пространства котла; теплоту, вносимую паром, например, при паровом распыливании мазута; и энтальпию отходящих газов, в случае работы котла в смешанном топливно – утилизационном режиме; и, наконец, последний член - теплота возможных эндотермических реакций, например, связанных с разложением карбонатов, содержащихся в некоторых твердых топливах.

Важно заметить, что энтальпию горячего воздуха учитывают лишь при его подогреве до воздушного подогревателя, установленного в котле, за счет постороннего источника теплоты. Основные цели подогрева воздуха в котлах – интенсификация горения и радиационного теплообмена в топочной части котла, снижение потерь теплоты от химической неполноты сгорания, возможность использования низкокачественных влажных топлив.

При составлении теплового баланса чисто топливного котла без существенной погрешности приходную часть баланса можно упростить до выражения

Q_прих = Q_р^р = Q_н^р ( или Q_в^р)

Традиционно в уравнении теплового баланса тепловых агрегатов используется низшая теплота сгорания топлива. Это согласуется с тем, что температура продуктов сгорания, покидающих котел и другие агрегаты обычно выше 110 – 120 С, при такой температуре содержащийся в них водяной пар (при отсутствии в газах оксидов серы) не конденсируется. При охлаждении же продуктов сгорания до температуры, при которой на поверхности нагрева возможна конденсация водяных паров, в тепловом балансе следовало бы использовать высшую теплоту сгорания топлива. Подобный вариант работы котла возможен, но в подавляющем числе случаев не эффективен по ряду причин, связанных как с увеличением стоимости котла и снижением стойкости хвостовых поверхностей (экономайзера, воздухоподогревателя), из-за усиления низкотемпературной коррозии при конденсации паров из продуктов горения, особенно содержащих оксиды серы, уменьшения стойкости дымоотводящих каналов и ухудшения рассеивания газов при попадании их в атмосферу, так и из – за стремления в целях экономии топлива повысить температуру питающей котел воды.

Р асходная часть теплового баланса в общем случае установившегося режима содержит полезную теплоту, затраченную на выработку пара (или воды) и различные потери:

Q_расх = Q_пол + Q_у.г. + Q_х.н.+ Q_м.н. + Q_н.о. + Q_ф.ш. + Q_о.в.,

где первое слагаемое – полезная теплота, остальные слагаемые: энтальпия уходящих газов, потери теплоты от химической и механической неполноты сгорания, потери теплоты от наружного охлаждения внешних ограждений котла, потери теплоты с физической теплотой шлаков, потери теплоты с водой на охлаждение элементов котла, не включенной в циркуляционную систему агрегата.

Полезное количество теплоты, пошедшей на выработку пара, складывается из теплоты, затраченной на нагрев питательной воды в экономайзере, теплоты испарения воды с получением сухого насыщенного пара, воспринятой испарительной поверхностью, и теплоты перегрева пара в пароперегревателе:

Q_пол = Q_э + Q_исп + Q_п.п. = DB^-1 (i_п.п. – i_п.в.),

где Q_э =DB^-1(i_п.в. – i_п.в.), Q_исп = DВ^-1(i_н.п.- i), Q_п.п. = DВ^-1(i_п.п. – i_н.п.), D – выход пара, кг/с; В – расход топлива, кг/с; i_п.п., i_н.п., i_п.в., i_п.в. - энтальпии перегретого пара, насыщеного пара, питательной воды на выходе и входе в экономайзер, МДж/кг.

С учетом продувки котла для поддержания определенного солесодержания воды и, например, передачи части насыщенного пара на сторону полезно затраченная теплота на единицу сжигаемого топлива, МДж/м³ или МДж/ кг, составит

Q = DB^-1(i_п.п. – i_п.в.) + D_пр B^-1 (i_к.в. – i_п.в.) + D_нас B^-1(i_н.п. –i_п.в.),

где D_пр и D_нас – расходы продувочной воды и насыщенного пара, кг/с; i_к.в.и i_н.п. – энтальпии продувочной (котловой) воды и насыщенного пара, МДж/кг.

Расход продувочной воды для котельных установок промышленных предприятий доходит до 5 – 10 % от их паропроизводительности D; для котлов конденсационных электростанций он не превышает 1 – 2 %.

Учитывая, что КПД котла _к определяется как отношение полезной теплоты к располагаемой теплоте, с учетом выработки перегретого и насыщенного пара, наличия продувочной воды, можно написать

_к = 100(ВQ_р^р)^-1D(i_п.п. – i_п.в.) + D_пр(i_к.в. – i_п.в.) + D_нас(i_н.п. – i_п.в.), %.

,%

Найденный КПД котла, при определении которого не учитывается собственное потребление энергии, называется КПД брутто котла (обозначается _бр или _к).

При определении КПД нетто учитываются затраты энергии и теплоты на собственные нужды (на освещение, привод насосов, вентиляторов, дымососов, механизмов подачи и подготовки топлива и другого вспомогательного оборудования). КПД нетто называют энергетическим КПД котельной установки (обозначается _н.т. или _к.у.), он равен

_к.у. = _к - 100Q_с.н.(BQ_р^р)^-1, %,

где Q_с.н. – расход теплоты на собственные нужды, МДж/с (МВт).

Определение КПД котла или котельной установки как отношение полезно затраченной теплоты к располагаемой теплоте – это определение его по прямому балансу. КПД котла можно определить и по обратному балансу, т.е. через тепловые потери, например,

_к = 100 – (q_у.г. + q_х.н. + q_{м.н. +} q_{н.о. +} q_{ф.ш. +} q_охл);

_к = q_пол = 100 - q_пот,

где q_пол = 100Q_пол/Q_р^р, q_у.г. = 100Q_у.г./Q_р^р и т.д..

Следует заметить, что в нормативном методе расчета котлов и других литературных источниках удельные составляющие баланса котла обычно обозначают цифрами: q_пол = q₁; q_у.г. = q₂; q_х.н. = q₃; q_м.н. = q_4; q_н.о = q_5; q_охл = q₆.

2. Зав-ть произ-ти вентилятора, созд им давл и потребл мощности от числа оборотов и нач плот-ти газа.

Зависимость между основными параметрами вентилятора производительностью L, давлением Н, мощностью N, КПД и числом оборотов п определяется экспериментальным путем на основе стендовых испытаний и выражается в виде таблиц и номограмм. Эти таблицы и номограммы называются характеристиками вентиляторов.

На графике по оси абсцисс отложена производительность вентилятора L, а по оси ординат — полное давление Н.

При подборе вентиляторов наибольшие удобства и наглядность представляют характеристики, построенные для каждого вентилятора при разной частоте вращения (рис. 5.6).

Верхняя кривая HL обычно соответствует наибольшей допустимой частоте вращения по соображениям прочности, а нижняя кривая HL определяет условия работы нагнетателя без сети при L=L_max т. е. Н=Н_ДИН.

Рис. 5.6. Характеристика радиального вентилятора.

Работа вентилятора в сети не может рассматриваться изолированно от ее особенностей. Один и тот же вентилятор, работая при одинаковом числе оборотов в различных сетях, будет подавать различные количества воздуха и создавать различные давления. Это видно при рассмотрении характеристики вентилятора.

Режим работы вентилятора в данной сети может быть определен при совмещении характеристики вентилятора с выполненной в том же масштабе характеристикой сети.

Характеристика сети выражается уравнением:

Н_с = k х L²,                                       (5.4)

ще Н_с — потери давления в сети; L — расход воздуха в сети; к — коэффициент, зависящий от особенностей сети.

Этому уравнению соответ-. ствует парабола, проходящая через начало координат.

Точка пересечения характеристики сети с характеристикой вентилятора называется рабочей точкой. При этом соблюдено условие, что производительность вентилятора L равна расходу воздуха в сети, а сопротивление сети Н_с равно давлению, создаваемому вентилятором Н.

С овмещение характеристики вентилятора с характеристикой сети показано на рис. 5.7.

Рис. 5.7. Совмещение характеристики вентилятора с характеристикой сети.