12.3 Коэффициент полезного действия печи и топки. Расход топлива

12.3.1 Задается температура отходящих дымовых газов, которая принимается на 100 … 150 К выше температуры поступающего продукта. При естественной тяге температура отходящих дымовых газов не должна быть ниже 523 К, так как в этом случае трудно обеспечить нормальную работу печи. При более низкой температуре газов требуется искусственная тяга дымососов.

. (12.18)

12.3.2 Определяют величину теплопотерь с отходящими газами

, (12.19)

где- средние мольные теплоемкости газов, кДж/(кмольК), определяются по рисунку А1.1 приложения А.

12.3.3 Задаются величиной потерь тепла в окружащую среду в пределах от 3 до 8 % от низшей теплотворной способности топлива, при этом меньшее значение соответствует печам большой тепловой мощности, а большее - печам малой теплопроизводительности. Распределение теплопотерь по камерам современных трубчатых печей дано в таблице 12.1

Таблица 12.1- Распределение теплопотерь

Теплопроизводительность печи, МВт	Теплопотери, %
	всего	в камере радиации (топка)	в камере конвекции
> 17.5 < 3.5	2-5 5-8	1.5-4.0 4.0-6.0	0.5-1.0 1.0-20.

12.3.4 Составляют тепловой баланс печи и определяют ее кпд  и расход топлива (в кг/с)

, (12.20)

. (12.21)

12.3.5 Коэффициент полезного действия топки

. (12.22)

12.4 Выбор конструкции печи, размеров труб и ретурбендов

Конструкцию печи выбирают согласно расчетному значению полезной тепловой мощности печи и разработкам Гидронефтемаша на тепловые печи (приложение Б). Выбранный диаметр труб должен соответствовать размерам ретурбендов или двойников, соединяющих трубы в непрерывный змеевик. Наибольшее распространение получили трубы с наружным диаметром 0,060; 0,089; 0,102; 0,127; 0,152 м и полной длиной (l_полн) 9.1; 12,1; 15,1 м.Толщина стенки зависит от давления. При условном давлении до 2,5 МПа толщина стенки 0,006 - 0,008 м, до  МПа - 0,008 -0.012 м.

Диаметр конвективных труб и число потоков выбираются исходя из допустимой скорости сырья на входе в змеевик. С увеличением скорости сырья повышаются потери напора в трубном змеевике и соответственно увеличиваются затраты энергии на привод загрузочного насоса, но в то же время с повышением скорости сырья возрастает коэффициент теплоотдачи от стенок труб к нагреваемому сырью, что способствует снижению температуры стенок , снижению разложения сырья и отложению кокса и загрязнений на внутренней поверхности труб.

Значение допустимой скорости на входе сырья в печь рекомендуется в пределах 0,5 … 3,0 ^м/с [6, с.8] (оптимальная скорость – 0,8…1,0 ^м/с [6, с.166]) и проверяется по уравнению

, (12.23)

где d_В - внутренний диаметр конвективных труб., м;

_с - плотность сырья при Тн, кг/м(определяется по рисунку А1.2

приложения А);

N - число потоков ввода сырья.

В радиантной секции печи происходит испарение сырья, что приводит к увеличению объема продукта, повышению скорости продукта в трубах и соответственно потери напора в змеевике возрастают. Поэтому радиантные трубы желательно выбирать большего диаметра, чем конвективные.

При выборе размеров двойников следует руководствоваться таблицей 12.2.

Таблица 12.2 – Размеры двойников

Условное давление , МПа	Условный диаметр, м	Расстояние между осями труб, м
До 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 6,5 6,5 10,0	0,060 0,089 0,102 0,127 0,152 0,102 0,127 0,102	0,120 0,150 0,172 0,215 0,275 0,203 0,250 0,203

Для экранов двухстороннего облучения желательно иметь большее расстояние между трубами, что обеспечивает лучшее облучение труб второго экрана.

В соответствии с выбранным типом трубчатой печи определяется общее число радиантных труб исходя из известной поверхности радиантных труб и их размеров. Решается вопрос о размещении общего числа труб в экране двухстороннего облучения, подовом и потолочном экранах. Общее число радиантных труб

, (12.24)

где Н_Р - поверхность радиантных труб, м²

F - поверхность одной трубы, м ²

, (12.25)

где d_H – наружный диаметр трубы , м;

l – полезная длина трубы, м.

. (12.26)

При проектировании печи общее число радиантных труб рассчитывается.