proiect GATAG 2

TEMA PROIECTULUI Să se proiecteze o caldarina ,efectuându-se calculul termic, fluido-dinamic și de rezistență. Date initiale: Caldarina funcționează la următorii parametrii de lucru: Debitul de abur :

D  1270

Kg h

Presiunea nominala :

P  7

bar

Temperatura aburului saturat :

t  160

Temperatura apei de alimentare :

ta  45

Randamentul caldarinei :

η  0.78

Coeficientul de execes de aer :

α  1.18

C C

Combustibilul utilizat are urmatoarea compozitie procentuala:

Hidrogen [ % ]

C  82.5 H  14.5

Oxigen [ % ]

O  0.4

Sulf combustibil [ % ]

S  0.4

Azot [ % ]

N  0.5

Apa [ % ]

W  1.7

Carbon [ % ]

I. CALCULUL CANTITĂȚII DE AER DE ARDERE ȘI DE GAZE DE ARDERE Prin calculul termic de proiectare a unei caldarine navale se determina dimensiunile focarulu a suprafetei vaporizatorului , astfel incit aceasta sa realizeze o anumita productie de abur cu parame (presiune si temperatura ) precizati . 1.1. Puterea calorifica inferioara a combustibilului: Qi  339 C  1030 H  109 ( O  S)  25.12 W

[Kj/Kg cb]

Qi  42859.796 [Kj/Kg cb] 1.2. Volumul teoretic de aer uscat necesar arderii: V'a 

C H S  O 1    1.867  5.6  0.7  100 100 100  0.21 

V'a  11.201

[m3N/kg cb]

N.m3/kg cb

1.3. Masa teoretica de aer uscat necesar arderii: G'a 

C H S O  1    2.667  8    100 100 100 100  0.232 

G'a  14.484

[kg/kg cb]

kg/kg cb

1.4. Volumul teoretic de aer umrd: x  0.07 V'aum  ( 1  0.00161 x)  V'a

[m3N/kg cb]

unde : x =0.07 g / Kg aer uscat continut de umiditate. V'aum  11.203

[m3N/kg cb]

1.5. Volumul real de aer uscat necesar arderii: Va  α V'a

[m3N/kg cb]

Va  13.218

[m3N/kg cb]

1.6. Volumul real de aer umed necesar arderii Vaum  α V'aum

[m3N/kg cb]

Vaum  13.219

[m3N/kg cb]

1.7. Volumul teoretic de gaze triatomice C  1.54 100 0.375 S V'SO2  1.867  0.003 100 V'CO2  1.867

V'RO2  V'CO2  V'SO2  1.543

[m3N/kg cb]

1.8. Volumul teoretic de gaze biatomice V'N2  0.79 V'a  0.8 V'N2  8.853

N 100

[m3 N/kg cb]

m3 N/kgcb

1.9. Volumul teoretic de gaze arse uscate V'gu  V'RO2  V'N2

[m3 N / kg cb]

m3 N / kg cb

V'gu  10.396

1.10.Volumul teoretic al vaporilor de apa din gazele de ardere V'H2O  1.224

9 H  W  0.00161 x Va 100

[m3 N / kg cb]

m3 N/kg cb

V'H2O  1.62

1.11.Volumul teoretic de gaze de ardere umede V'ga  V'gu  V'H2O V'ga  12.016

[m3 N / kg cb]

m3 N / kg cb

1.12. Volumul real de gaze de ardere uscate [m3 N / kg cb]

Vgu  V'gu  ( α  1)  V'a

m3 N / kg cb

Vgu  12.412

1.13. Volumul real al gazelor de ardere Vga  V'ga  ( α  1)  V'aum

[m3 N / kg cb]

m3 N / kg cb

Vga  14.032

1.14. Masa reala a gazelor rezultate in urma arderii Mga  1  1.306 x V'a

[kg / kg cb]

kg / kg cb

Mga  2.024

1.15. Densitatea continutului de gaze umede ρ 

Mga

[kg / m3N ]

Vga

kg / m3N

ρ  0.144

1.16. Compozitia procentuala a gazelor de ardere anhidre V'CO2  1.867 CO2 

V'CO2 Vgu

 100

V'SO2  1.867 SO2 

O2 

V'SO2 Vgu

C 100

0.375 S 100

 100

0.21 ( α  1)  V'a Vgu

 100

V'CO2  1.54

%

CO2  12.409

%

V'SO2  0.003

%

SO2  0.023

%

O2  3.411

%

N2 

V'N2  0.79 ( α  1)  V'a Vgu

 100

N2  O2  CO2  SO2  100

%

N2  84.157

%

1.17.Compozitia procentuala a gazelor de ardere umede CO2um 

SO2um 

O2um 

N2um 

H2O 

V'CO2 Vga V'SO2 Vga

 100

CO2um  10.977

%

 100

SO2um  0.02

%

O2um  3.017

%

N2um  74.442

%

H2O  11.565

%

0.21 ( α  1)  V'a Vga

 100

V'N2  0.79 ( α  1)  V'a Vga

 100

V'H2O  0.00161 ( α  1)  V'a Vga

 100

N2um  O2um  CO2um  SO2um  H2O  100.022

%

II. CALCULUL ENTALPIEI GAZELOR DE ARDERE V'aum  11.203 iRO2  3502.5

[kJ/kg.K]

iN2  2166

[kJ/kg.K]

iH2O  2779.5

[kJ/m3N]

V'RO2  1.543 V'N2  8.853 V'H2O  1.62 iaum  181 [kJ/m3N] iRO2 ,iN2 ,iH2O -entalpia specifica a gazelor triatomice , azotului si vaporilor de apa I'ga  iRO2 V'RO2  iN2 V'N2  iH2O V'H2O  29082.022

[kJ/kg]

I'ga -entalpia gazelor de ardere rezultate din arderea teoretica (completa si fara exes de aer) I'aum -entalpia excesului de aer I'aum  iaum V'aum  2027.666 [kJ/kg] Entalpia gazelor de ardere: Iga  I'ga  ( α  1)  I'aum  29447.002

[kJ/kg]

III. CALCULUL RANDAMENTULUI SI CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL 3.1. Variatia coeficientului de exces de aer in lungul canalelor de gaze. Δα  0.025

α  1.18

αev  α  Δα

αev  1.155

Iga1  I'ga  ( α  1)  I'aum  29447.002

[kJ/kg]

Iga2  I'ga   αev  1  I'aum  29396.31

[kJ/kg]

3.2. Randamentul cazanului  = 100 - ( qev + qch + qex )

[%]

Iga1  I'ga   αev  1  I'aum Igaev  2467 [kJ/kg]

Iga0  239 [kJ/kg]

qev[%] - pierderea procentuala de caldura cu gazele de ardere evacuate qch[%] - pierderea procentuala de caldura prin ardere incompleta qex [%]- pierderea procentuala de caldura prin peretii cazanului in exterior qev 

Igaev  Iga0 Qi

qev  5.198

%

qch  0.7

%

qex  3.7

%

 100

η  100   qev  qch  qex

η  90.402

3.3. Caldura utila transmisa apei din cazan tab.s  160

oC

ta.a  45

oC

i'  2734 Kj/Kg ia.a  211 Kj/Kg

Qu  D

 i'  ia.a 3600

Qu  890.058

Kj / s

i' [ Kj / Kg ] -entalpia aburului saturat ia.a [ Kj / Kg ] -entalpia apei de alimentare D [Kg / s] -debitul de abur al cazanului 3.4. Consumul de combustibil B 

Qu

 η Q   i  100 

B  0.023

Kg / s

%

Qu [ Kj / s ] -caldura utila transmisa apei din cazan Qi [ Kj / Kg ] -puterea calorifica inferioara a combustibilului  [%] -randamentul cazanului IV. CALCULUL FOCARULUI 4.1. Temperatura teoretica a focarului . Adopt :

ca  1.325

to  20 tt  1700

Din diagrama I - t obtin :

oC

I'a  to  ( 1  0.00161 x)   V'a ca to  I'a  to  296.868 Iga  tt α  Qi

[Kj / Kg]

Kj / Kg

100  qch 100

Iga  tt α  42910.082

 α I'a  to

[Kj / Kg]

Kj / Kg

Iga (tt , ) - entalpia gazelor de ardere corespunzatoare temperaturii teoretice tt si  Qi [Kj / Kg] -puterea calorifica-inferioara a combustibilului  - coeficient de exces de aer din focar I'a (to , ) - entalpia gazelor de ardere corespunzatoare temperaturii teoretice tt si  V'aum [m3N / Kg] - volumul teoretic de aer umed 4.2. Temperatura gazelor de ardere la iesirea din focar . qex.f  0.4 qex qex.f  1.48 - [%] pierderea procentuala de caldura prin pereti focarului Din diagrama I - t rezulta :

tf  1035

 qex    Qi  100 

Iga'  tf α  Iga  tt α  

[ Kj /Kg ]

oC

Iga'(tf,) - entalpia gazelor de ardere corespunzatoare temperaturii de iesire din focar ,tf qex.f - pierderea procentuala de caldura prin pereti focarului . Iga'  tf α  41324.269

Kj /Kg

4.3. Cantitatea de caldura relizata prin racirea gazelor de la tt la tf (caldura schimbata radiativ ) qex.f   [ Kj / s ] Q1  B 15  Iga  tt α  Iga'  tf α   Q i 100   unde B[ Kg /s ] - consumul de combustibil al cazanului . Q1  327.858

Kj / s

4.4. Cantitatea de caldura realizata prin racirea gazelor de la tf la tev tev  343

 

Q2  B 15  Iga  tf α  Iga'  tev αev  Q2  221.13

qex  qex.f 100

 

 Q i

Kj / s

Se face verificarea : Q1+Q2 = Qu , deci Q1  Q2  548.988 Qu  890.058

Kj / s

Kj / s

4.5. Grosimea stratului radiant al flacarii Se considera focarul avind forma unui trunchi de con : -raza mare m Rm  0.45 -raza mica

r  0.35

m

-generatoarea aprroximativa

G  0.55

m

-inaltimea focarului

H  0.45

m

-inaltimea arzatorului

h  0.25

m

Prin urmare: - Suprafata de radiatie a focarului : Af  1.5

m2

- Volumul focarului : Vf  0.7

m2

-Grosimea stratului de flacari : Vf

S  3.6

Af

S  1.68

m

4.6. Coeficientul de atenuare a intensitatii radiatiei datorita particulelor de funingine C  82.5

H  14.5

Tf  1033

oK

 

Kf  0.03 ( 2  α)   1.6

Kf  2.243

Tf 100

 C  H

 0.5 

[ l /bar m ]

l bar m

4.7. Coeficientul de atenuare a intensitatii radiatiei datorita gazelor triatomice . rH2O  10.8

[%] - vapori de apa

rRO2  11.8

[%] - CO2 si SO2

p  1

[ bar ] - presiunea absoluta din focar

pRO2  p rRO2 pRO2  11.8 [ bar ] - presiunea partiala a gazelor de ardere triatomica pH2O  p rH2O pH2O  10.8

[ bar ] - presiunea partiala a vaporilor de apa .

 0.78  1.6 rH2O

Kg  

 

 pRO2  pH2O 3

  

 0.1   1  0.37

Tf     rRO2  rH2O 1000 

[ l /bar m ]

l bar m

Kg  0.951

4.8. Factorul de emisie al partii neluminoase a flacarii .   Kg Kf   p S

εfl1  1  e

εfl1  0.995

4.9. Factorul de emisie al partii luminoase a flacarii .  Kg  p S

εfl2  1  e

εfl2  0.798

4.10. Factorul de emisie a flacarii . ω  0.58

-fractiune din volumul focarului ocupata de portiunea luminoasa a flacarii

εf1  ω εfl1  ( 1  ω)  εfl2 εf1  0.912 4.11. Coeficientul de pozitie a maximului de temperatura din focar . Pentru arderea combustibililor lichizi se adopta : Pentru arderea combustibililor lichizi se adopta : a  0.54

b  0.2

a,b - coeficienti ce depind de natura combustibililor ; 1  h a H x - amplasarea relativa a maximului de temperatura din focar in raport cu inaltimea focarului ; x 

x  0.009 M  a  b x

M  0.538

4.12. Coeficientul de murdarire sau de acoperire cu masa refractara a focarului ξ  0.55

pentru pacura

4.13. Coeficientul ce tine cont deschimmbul de caldura dintre focar si gazele de ardere  = f(tf)

La tf = 900......1300 [oC] , = 0.6....1.0 tf  1035

β  0.7

4.14. Coeficientul de eficienta termica a focarului ψ  ξ β ψ  0.385 4.15. Factorul de emisie al focarului εf 

εf1

εf1   1  εf1  ψ

εf  0.964 4.16. Cantitatea de caldura obtinuta prin racirea gazelor de la temperatura teoretica la temperatura de evacure focar tf . Tt  tt 8

Q1calc 

Af  5.76 10 3

Q1calc  201.516

3

3

 εf  Tf  Tt  M 10

 1    Tt  1  2   Tf   M  

2

Kj / s

M [ W / m2 K ] - constanta de radiatie a corpului negru Tf [K] - temperatura absoluta la iesirea din focar Tt [K] - temperatura absoluta teoretica din focar

4.17. Eroare de calcul : Q1  Q1calc  126.343 Q1  327.858 Δ 

Q1  Q1calc Q1

3

 100

[%]

Δ0

V. CALCULUL VAPORIZATORULUI 5.1. Caldura schimbata prin cnvectie .

 

Q2  B  Iga'  tf α  Iga  tev αev  Q2  14.401

qex  qex.f 100

 

 Q i

Kj / s

5.2. Suprafata de schimb de caldura . Tev  tev  273  616

K

Ta  ta  273  318

ΔT max  Tf

ΔT max  1033

ΔT min  Tev

ΔT min  616

ΔT m 

K

ΔT max  ΔT min

 ΔT max  ln    ΔT min 

ΔT m  806.615

K

5.3. Coeficientul de transfer termic convectie de la gazele de ardere la peretele tevii la curgerea longitudinala .  [ W m2 K ] - coeficientul de conductie termica a gazelor de ardere 2

λ  7.012 10

W / m2K

W [ m / s ] - viteza medie a gazelor de ardere , W = 10...18 D  1.200 m

- diametrul mantalei

Se adopta : W  10

m s

de  1.619

S  0.575

U  2.688 dech 

4 S U

dech  0.856

m

d [ m ] - diametrul echivalent Ct , Cd , Ce - coeficienti de corectie ce depind de temperatura fluidului , de canalului de gaze , de lungimea relativa Ce = f (l / dech) - din monograme , l fiind lungimea tevii Tm 

Tf  Tev  824.5 2

K

Ct  1

Se adopta :

Cd  1

Ce  1.28

Pr  0.632 2

ν  83.753 10

 

αc  0.023 λ  W αc  155.775

m2 / s dech 

  Pr ν 

- viscozitatea cinematica a fluidului

Ct  Cd  Ce dech

λ  701.2

W / m2K

5.4. Coeficientul de transfer termic prin radiatie de la gazele de ardere la pereti tevii . Cg  0.95

ε  0.952

αr  Cg  ε αn  239.666

αn  265 [ W / m2K ]

Cg - coeficient de convectie  - gradul de negreala a gazelor de ardere ( factorul de emisie a gazelor de ardere )

n [ W / m2K ] - se adopta din monograme 5.5. Coeficientul de transfer termic de la gazele de ardere la peretele metalic . c [ W / m2K ] - coeficient de transfer prin convectie de la gaze la tevi r [ W / m2K ] - coeficient de transfer prin radiatie de la gaze la tevi 

- coeficient de utilizare a calduri

ω  0.58 α1  ω  αc  αr α1  229.356

W / m2K

5.6. Coeficientul global de transfer termic . 1 [ W / m2K] - coeficientul de transfer termic de la gazele de ardere la pereti tevilor .  [ W / m2K] - coeficientul de transfer termic de la peretii tevilor la fluidul rece . α1  229.356 K 

α2  1

1 1 1  α1 α2

K  0.996

[ W / m2 K]

5.7.La suprafetele de schimb de caldura realizate din tevi prin interiorul carora circula apa-abur , 1 /2