4.Предварительные расчеты, выбор и основные параметры трубчатых печей

Полезная тепловая мощность трубчатых печей установки.

Удельные энтальпии продуктопотоков: - первичное сырье:

= 4,19·(0,403·200 + 0,000405·200²)·=406,0 кДж/кг

= 4,19·(0,403·330 + 0,000405·330²)= 742,7 кДж/кг

- вторичное сырье:

= 4,19·(0,403·330 + 0,000405·330²)·= 747,0 кДж/кг

=4,19·(0,403·495+0,000405·495²)·=1256,9 кДж/кг

=4,19·[(50,2+0,109·495+0,00014·495²)(4-991,6·10^-3)-73,8]=1436,1кДж/кг

Тепловой эффект образования бензина, кДж/кг вторичного сырья:

=41,9/1.4 =29,9

Удельное тепло нагрева (и перегрева) турбулизатора, кДж/кг вторичного сырья:

= 1500-(3465,1-853,9) ₌22,4

175000

853,9 - удельная энтальпия воды нагретой до 200 ^ОС при давлении 4 МПа. 3465,1 - удельная энтальпия перегретого пара при давлении 1,5 МПа. Удельное тепловосприятие первичного сырья, кДж/кг:

ΔΙ_пс=742,7-406,0=336,7

Удельное тепловосприятие вторичного сырья с учетом эффекта образования бензина и затрат тепла на турбулизатор, кДж/кг (ккал/кг):

ΔΙ_вс = 1256,9·0,6+1436,1·0,4-747,0+29,9+22,4=633,9

Доля тепловосприятия первичного сырья в общей тепловой мощности печи:

r₁=336,7/(336,7+1,4-633,9)=0,275

Доля тепловосприятия вторичного сырья:

r₂ =1- 0,275 = 0,725 Общая тепловая мощность печей, МВт

Q_п = 34,72·(336,7 + 1,4·633,9)·10 ³ = 42,50

В том числе по вторичному сырью, МВт:

Q_ВС =34,72·1,4·633,9·10³ = 30,81

34,72 - секундная производительность установки по первичному сырью.

Выбор исполнения и типоразмера трубчатой печи.

Принимаем решение использовать трубчатые печи вертикально- факельного сжигания топлива с размещением змеевика вторичного сырья в радиантной камере, а змеевика первичного сырья - в конвективной камере. Значение среднедопускаемого теплонапряжения радиантного змеевика предварительно принимаем равным:

q_р= 29000 Вт/м²[1]

Так как в радиантной камере размещается лишь змеевик вторичного сырья, необходимая поверхность для его нагрева определится из тепловой нагрузки на него, м :

Н_р = 30,81·10⁶/29000= 1062,4

В трубчатых печах УЗК рекомендуется основную часть вторичного змеевика размещать с относительным шагом S₁ = 2d, а в конечной стадии нагрева и с большим шагом [16]. Так как значения Н_р в каталогах и в приложении 1 даны для змеевиков с шагом = 1,81d, каталожные значения H_р должны быть уменьшены. Исходя из вышесказанного, выбираем две печи ГС1680/19,5

Змеевик вторичного сырья в каждой печи двухпоточный. На один поток приходится 36 труб 127 х 8 мм: 5 нижних труб размещаются с шагом 430 мм, остальные с шагом 250 мм. Трубы змеевика первичного сырья 127 х 8 размещаются с шагом 215 мм.

Поверхность труб радиантного змеевика каждой печи составит, м²:

Н_р=π·0,127·72·19,5 =560,2

Уточнение количества турбулизатора. При проектировании трубчатых печей установок замедленного коксования рекомендуется [16] поддерживать массовые скорости во вторичном змеевике в пределах 1221-1709 кг/м³с. При двух потоках вторичного змеевика из труб 127x8 мм в каждой печи массовая скорость вторичного сырья составит, кг/м²с:

W_м=

Массовая скорость вторичного сырья находится у нижнего предела рекомендуемых значений. Скорость вторичного сырья на входе в печь без учета турбулизатора в м/с:

W_м=

Средняя плотность потока во вторичном змеевике с учетом турбулизатора, кг/м :

ρ_ср =

где - удельный объем водяного пара, м³/кг.

Скорость вторичного сырья на входе в печь с учетом турбулизатора, м/с:

W_м=

Согласно задания на проектирование трубчатой печи скорость вторичного сырья на входе во вторичный змеевик должна быть не менее 3 м/с. Для достижения этой скорости увеличим расход турбулизатора до 1850 кг/час.

Тогда: ρ_ср =кг/м³

W=

Такая скорость удовлетворяет условию задания.

В этом разделе расчета приняты некоторые допущения, влияние которых на результат незначительны, а именно:

- не учитывается некоторое охлаждение вторичного сырья после смешения его с турбулизатором;

- условно принимается, что турбулизатор мгновенно после подачи его в змеевик превращается в пар.

Пересчитаем тепловую нагрузку в связи с увеличением расхода турбулизатора:

Удельное тепло нагрева (и перегрева) турбулизатора, кДж на кг вторичного сырья:

= 1850-(3465,1-853,9) ₌27,6

175000

Удельное тепловосприятие вторичного сырья с учетом эффекта образования бензина и затрат тепла на турбулизатор, кДж/кг:

ΔΙ_вс=1256,9·0,6 +1436,1·0,4-747,0+29,9+27,6 =639,1

Общая тепловая мощность печей, МВт

Q_п = 34,72·(336,7 + 1,4·639,1)·10 ³ = 42,76

В том числе по вторичному сырью, МВт:

Q_ВС =34,72·1,4·639,1·10³=31,07

Уточним долю тепловосприятия первичного сырья в общей тепловой мощности печи:

г₁,=336,7/(336,7+1,4·639,1)=0,273

Доля тепловосприятия вторичного сырья:

г₂=1-0,273=0,727

Располагаемое тепло, коэффициенты использования топлива и сохранения тепла.

Приведенная суммарная энтальпия дымовых газов:

I_Σ=1000+3,5=1003,5 кДж·10³/кДж:

3,5 - это приведенное физическое тепло газообразного топлива, нагретого до 80 °С[1].

Потери тепла от наружного охлаждения печи принимаем 5%. Потерями тепла от химической и механической неполноты сгорания пренебрегаем.

Температуру газов сгорания на выходе из печи принимаем t_УХ, = 320 °С при α = 1,2. Соответствующая приведенная энтальпия продуктов сгорания на выходе из печи 164 кДж·10³/кДж.

Потери тепла с уходящими продуктами сгорания топлива, %:

q'_у =0,1·164 = 16,4

Действительное значение потерь тепла с уходящими газами, %:

q_у =16,4·1000/1003,5=16,35

Коэффициент использования топлива, %:

η= 100-16,35-5 = 78,65

Коэффициент сохранения тепла:

k_φ=1-

Тепловой расчет топки (радиантной камеры) печи

Уточняем значение среднедопускаемого теплонапряжения радиантного змеевика, Вт/м²;

q_p=10⁶=10⁶=27731

По значению q_p и t_ст находим ориентировочное значение температуры продуктов сгорания на выходе из топки t_т=800 ^оС. Средняя температура наружной поверхности радиантных труб t_ст принимается ~ 450 °С [1].

Находим долю полезной теплоотдачи всему змеевику μ_п долю количества тепла, воспринимаемую в топке μ_p и в камере конвекции μ_k.

Доля полезной теплоотдачи змеевику трубчатой печи μ_п соответствует коэффициенту использования топлива:

μ_п = 0,01·78,65 = 0,7865

Коэффициент прямой отдачи μ_p:

μ_p=(1003,5-390)·

где 390 - приведенная энтальпия дымовых газов при t_т=800 ^оС и α = 1,1 [1].

Конвективная доля теплоотдачи μ_k:

μ_k = 0,7865 - 0,575 = 0,2115

Отношение Н_Р/Н_S =2,95

Средняя поверхностная плотность теплового потока радиантного экрана в результате теплоотдачи конвекцией, Вт/м²:

q^к_р = 2,09··(0,9·1073-723) = 2194

Температурная функция θ⁴=1,45-0,3·0,7=1,24 [1]. Отношение глины факела горения к высоте топки для данной печи принято равным 0,7.

Температура продуктов сгорания на выходе из топки, К(°С):

Т_т ==1066

Значение температуры продуктов сгорания на выходе из топки не совпало с предварительно принятым. Задаемся новым значением Т_т и уточняем расчет.

Новое значение t_Т принимаем равным 795 ^оС (1068 К).

Новое значение коэффициента прямой отдачи μ_p:

μ_p=(1003,5-388)·

где 388 - приведенная энтальпия дымовых газов при t_т =795 °С

Тогда конвективная доля теплоотдачи μ_k:

μ_k = 0,7865 - 0,577 = 0,2095

Отношение Н_Р/Н_S =2,95

Средняя поверхностная плотность теплового потока радиантного экрана в результате теплоотдачи конвекцией, Вт/м²:

q^к_р = 2,09··(0,9·1068-723) = 2146

Температура продуктов сгорания на выходе из топки, К (°С),

Т_т ==1067

Значение Т_Т практически совпало.

Тепловой расчет конвективной камеры печи

Температурный напор Δt, ^оС:

Δt== 254

Коэффициент теплоотдачи конвекцией, α_к

Расчетная температура продуктов сгорания, К (^оС):

Действительный средний объем продуктов сгорания в конвективном пучке в одной печи [1], м³/с:

V_Д=1,42·

где 1,42 нм³10³/ккал - приведенный объем продуктов сгорания при а = 1,15.

Рисунок 2. Конвективная камера

На рисунке показан фрагмент конвективной камеры. Трубы в конвективной камере размещаются по четыре в ряду с шагом 215 мм. Ширина конвективной камеры 0,975 м, длина камеры 19,8 м. Величина пережимного уступа 95 мм.

Свободное сечение пучка равно, м²:

F_к =(0,975-0,095)·19,8 - 4·0,127-19,5 =7,52

Средняя скорость продуктов сгорания в пучке, м/с:

W_Д=

Коэффициент теплоотдачи а" = 28,0 Вт/м²·град [1].

Поправочные коэффициенты k_S, k_t, и k_z равны единице [1], поэтому α_k = α_k".

Коэффициент теплоотдачи излучением продуктов сгорания

Расчетная температура газового слоя, ^оС:

t_Д=

Расчетная температура наружной стенки труб, ^оС:

Эффективная толщина излучающего слоя S^эф, м:

S^эф=0,9·0,127·

Степень черноты газового объема: α_г= 0,178 [1].

Приведенный коэффициент излучения продуктов сгорания: α_л"=69 Вт/м²град [1].

Коэффициент, учитывающий парциальное давление трехатомных газов: k_π=1,06 [1].

Коэффициент теплоотдачи излучением, Вт/м²·град:

α_л =1,06 0,178·69 = 13,02

Коэффициент теплообмена от продуктов сгорания к стенке трубы

α₁ =28,0+13,02 = 41,02

Значение коэффициента теплоотдачи от стенки трубы к продукту,

а₂ = 590 Вт/м²·град [1].

Рассчитаем среднюю скорость первичного сырья в конвективном змеевике (в каждой печи по одному потоку), м/с:

W_п=

Скорректируем значение а₂, умножив его на коэффициент

(W_п/1,5)^0,8 = 1,334

а₂ =590·1,334=787 Вт/м²град

Коэффициент теплопередачи от дымовых газов к продукту [1].

k=

Коэффициент теплопроводности стали 15Х5М[1]при 300 °С

λ_м = 35 Вт/м°С

Термическое сопротивление отложений внутри змеевика ε₁ и наружного слоя загрязнения ε₂, м²·град/Вт:

ε₁= 0,001 и ε₂ ⁼ 0,0004

Поверхностная плотность теплового потока, Вт/м²:

q_k=36,66·254 = 9312

Необходимая поверхность нагрева и количество труб.

Необходимая поверхность нагрева конвективного змеевика в каждой печи определяется, м²:

Н_k=

Количество труб змеевика находится [1], шт.:

п =

Принято 80 труб.

Конвективный пучок с таким количеством труб будет состоять из 20-ти рядов. Расстояние по осям крайних рядов составит 186 х 19 = 3534 мм.

Расходные показатели.

Из расходных показателей в данном примере определяется только расход топлива.

Расход топлива на две печи, выраженный в располагаемом тепле топлива [1], мВт

Q_Σ=

Объемный расход топлива при = 42500 кДж/нм^З:

G_m= 10³ = 1,28 нм³/с

Поверочный расчет трубчатой печи установки каталитического риформинга.

Исходные данные для расчета:

Производительность 99000 кг/час (27,5 кг/с), в т. ч.: Бензиновая фракция 85000

Водородно-газовая смесь 14000

Температура продукта, °С

-на входе в печь -320

- на выходе из печи -380

Доля отгона -на входе в печь -0,9

-на выходе из печи -1,0 Давление на выходе из печи, МПа -5,0

Таблица 4. Теплофизические свойства продукта:

Температура Параметр t, 0 С		320		329	350		380
Плотность, кг/мЗ	ρсм	54,23	52,96		48,1	45,02
Энтальпия, кДж/кг	I СМ	1242	1204		1109	993
Кинематическая вязкость, ν 106 м2 /с	νп	0,7616	0,7353		0,6958	0,6923
	νж	0,1843	0,1752		0,1532	---
Теплопроводность, Вт/м·К	λп	0,1340	0,1318		0,1260	0,1260
	λж	0,0555	0,0535		0,0510	---

Теплофизические свойства продукта определялись в процессе расчета трубчатой печи.

Топливо газовое с низшей теплотой сгорания 42500 кДж/нм³.

Предварительные расчеты

Общая тепловая мощность печи, мВт

Q_п = 27,5·(1242 - 993)·10³ = 6,85 мВт

Располагаемое тепло, коэффициенты использования топлива и сохранения тепла.

Приведенная суммарная энтальпия дымовых газов:

I_Σ = 1000 +4,5 = 1004,5 кДж·10³/кДж,

где 4,5 - это приведенное физическое тепло газообразного топлива, нагретого до 100 °С.

Потери тепла от наружного охлаждения печи принимаем q₀= 5%.

Потерями тепла от химической и механической неполноты сгорания пренебрегаем.

Температура продукта на входе довольно высокая (320^оС), поэтому температуру газов сгорания на выходе из печи принимаем t_ух, = 450 ^oС при α = 1,2. Соответствующая приведенная энтальпия продуктов сгорания на выходе из печи 230 кДж·10³/кДж.

Потери тепла с уходящими продуктами сгорания топлива, %:

=0,1·230 =23

Действительное значение потерь тепла с уходящими газами, %:

=23·

Коэффициент использования топлива, %:

η= 100 - 22,9 -5=72,1

Коэффициент сохранения тепла.

k_φ = 1-= 0,935

Тепловой расчет топки (радиантной камеры) печи

Высокая температура продуктов сгорания уходящих из печи предполагает большую долю тепла, воспринимаемую радиантным змеевиком. Рассчитаем значение теплонапряженння радиантного змеевика из предположения, что в камере радиации воспринимается 80 - 85 % общей тепловой нагрузки на печь, Вт/м²:

=

По значению q_р и t_ст находим ориентировочное значение температуры продуктов сгорания на выходе из топки t_т=800^оС. Средняя температура наружной поверхности радиантных труб принимается t_ст= 390^оС. Температура продукта на выходе из конвективного змеевика в радиантный t_кр принята из расчета пропорциональности температуры и энтальпии продукта.

Находим долю полезной теплоотдачи всему змеевику µ_n, долю количества тепла воспринимаемую в топке µ_р и в камере конвекции µ_к.

Доля полезной теплоотдачи змеевику трубчатой печи µ_n соответствует коэффициенту использования топлива:

µ_n =0,01·72,1 = 0,721

Коэффициент прямой отдачи µ_р:

µ_р =(1004,5-390)·

где 390 - приведенная энтальпия дымовых газов при t_г=800 °С и α = 1,1[1].

Конвективная доля теплоотдачи µ_к

µ_к =0,721-0,572 = 0,149

Отношение Н_Р / Н_S = 3,44 [1].

Средняя поверхностная плотность теплового потока радиантного экрана в результате теплоотдачи конвекцией, Вт/м²:

q^к_Р = 2,090,9·1073-663) = 2847

Температурная функция θ⁴ = 1,45 - 0,3·0,5 = 1,3 [1].

Отношение длины факела горения к высоте топки для данной печи принято равным 0,5.

Температура продуктов сгорания на выходе из топки, К (°С),

T_т=100·

Значение температуры продуктов сгорания на выходе из топки незначительно отличается от предварительно принятого. Примем эту температуру за основу.

Тепло, переданное радиантному змеевику, составляет:

Q_p=6,85 = 5,434 мВт.

Расчет сопротивления дымовой трубы.

Величина снижения температуры дымовых газов на выходе из трубы [1],°С:

Высота дымовой трубы h_д=16 м, диаметр d°д =0,70 м. Труба изолирована только в начальной части. Коэффициент k_дт =2.

Расчетная температура продуктов горения в дымовой трубе, °С:

Средний объем продуктов сгорания, м³/с:

где 1,535 - приведенный объем продуктов сгорания при =1.25 [1].

Расчетная скорость продуктов сгорания в дымовой трубе, м/с:

Плотность газового потока [1], кг!м³

Коэффициент сопротивления трения [1]:

Коэффициент сопротивления выхода из дымовой трубы

Общее сопротивление дымовой трубы [1], Па:

Общее сопротивление, с учетом сопротивления конвективного пучка, Па:

Самотяга дымовой трубы, Па:

Т.е. тяговые возможности дымовой трубы превышают сопротивление конвективного пучка и собственно дымовой трубы.

Список литературы