Alegerea Instalatiei de re

8/3/2019 Alegerea Instalatiei de re

1/27

Cuprins:Introducere............................................................................................................... 2

1. Alegerea instalaiei de cogenerare........................................................................... 31.1 Alegerea motoarelor cu ardere intern.................................................................... 31.2. Alegerea cazanului pentru abur............................................................................... 62. Calculul motoarelor cu ardere intern...................................................................... 7

2.1. Calculul procesului de ardere.................................................................................. 72.2. Calculul bilanului termic al motoarelor................................................................. 83. Calculul cazanului de abur recuperator................................................................... 103.1. Calculul cazanului n regim de lucru fr motoare.................................................. 113.1.1. Calculm procesul de ardere n cazan..................................................................... 11

3.1.2. Calculm bilanul termic al cazanului..................................................................... 123.1.3. Calculul primului drum de gaze.............................................................................. 133.1.4. Calculul celui de-al doilea drum de gaze................................................................ 143.1.5. Calculul supranclzitorului de abur........................................................................ 173.1.5. Calculul celui de-al treilea drum de gaze................................................................ 20

3.2. Calculul cazanului n regim recuperator cu post combustie................................... 223.1.1. Calculm procesul de ardere n cazan..................................................................... 223.3. Calculul cazanului n regim recuperator (lucru numai cu motoarele).................... 25

Concluzie................................................................................................................. 26

INTRODUCERE:

Cogenerarea energiilor electric si termic constituie metoda cea mai eficient de reducere a consumului

de combustibil n complexul energetic. n procesele de cogenerare energia termic reprezint parial un

deeu al producerii energiei electrice. La producerea separat randamentul centralelor electrice este de

35-50%, pe cnd randamentul global al centralelor electrice de termoficare - de 75-90%. Eficiena nalt

a mini CET-urilor a condus la rspndirea lor foarte intensiv n rile industrial dezvoltate. Astfel, n

Danemarca, pe baza cogenerrii se produce peste 50% din energia electric, n Olanda - 35%, n

1


2/27

Finlanda - 30% din energia electric si 75% din cea termic. Se construiesc instalaii mici de cte 0,05-

10 MW, avnd la baza turbine cu gaze sau motoare cu ardere intern de tip Diesel.

n cazul CET-urilor, randamentul nu reprezint o caracteristic absolut a eficienei utilizrii energiei

primare a combustibilului. n acest caz se utilizeaz un alt indice, cum ar fi "economia de combustibil n

comparaie cu producerea separat a acelorai cantiti de energie (electric si termic)" . Economia decombustibil, n afar de randamentul global, depinde de raportul dintre puterea electric i cea termic a

instalaiei i de raportul dintre cantitile respective de energie produs.

n mai multe ri n curs de dezvoltare, centralele cu cogenerare autonome i-au gsit o larg rspndire.

La noi n Republica Moldova, n calea spre energetica independent stau multe greuti, i n primul rnd

este vorba de dependea rii noastre de rile exportatoare de gaze naturale. O alt cauz mai este acea

c, organizaiile care ofer servicile lor pe piaa energetic se opun ideei de a construi mini CET-uri,

pentru c ei pierd principalii consumatori de energie. n acelai timp, energetica este principalul factorce contribuie la dezvoltarea economic a rii, i n funcie de forma energetic, autonom sau

centralizat, ea trebuie s fie controlat de stat, aa c deciziile finale ce ine de forma alimentrii cu

energie autonom se iau totui de stat cu luarea n vedere a tuturor aspectelor structurii.

n anul 1924 n Chiinu a aprut ntreprinderea ,,Tutun CTC la acel moment era unica ntreprindere

care producea igri. Dup ce-l de-al doilea rzboi mondial ntreprinderea a nceput s prelucreze

tutunul, s produc i igri. n anul 1945 la ntreprindere se prelucrau 193 tone de tutun fermentat i

aproximativ 2 mln de igri. Cu douzeci de ani mai trziu n 1966 producerea produselor din tutun sa

dezvoltat simitor, a fost pus n exploatare secia de fermentare cu productivitatea de 10000 tone de tutun

pe an, mai apoi peste zece ani dup reconstrucie i construcia a unei secii noi, Tutun CTC a nceput

s produc cte 9 mlrd de igri pe an.

n anii 70-80 ntreprinderea ,, Tutun CTC Chiinu a ajuns s fie una dintre cele mai mari ntreprinderi

de prelucrare a produselor din tutun, din Uniunea Sovetic i Europa de Est.

La ziua de azi S.A ,,Tutun CTC este una din cele mai moderne ntreprinderi din Republica Moldova,

ntreprinderea a fost prima care a primit certificatul de calitate ISO 9001, certificat de standart

internaional. Sistemul calitii a permis ca ntr-un timp scurt, ntreprinderea s-i lrgeasc asortimentul

de producie, i calitatea ei.

1. ALEGEREA INSTALAIEI DE COGENERARE.

1.1 Alegerea motoarelor cu ardere intern.

n timpul efecturii calculelor tehnico economice pentru o central mini CET, este necesar n primul rnd

de calculat efectul economic posibil. Pentru aceasta se face comparaia a ctorva variante de calcule

diferite care ar acoperi sarcina electric ct i cea termic. n fiecare caz se ia n consideraie toate

perderile la transportul energiei i a materialelor ( energie electric termic, gaz, ulei s.a) cheltueli cu

proectarea, montarea i exploatarea utilajului. Pentru toate variantele se determin preul de cost final

2


3/27

al energiei electrice, termice, se calculeaz veniturile anuale i timpul de recuperare a investiiilor, se

mai fac observaii asupra siguranei alimentrii cu energie electric. Aici o mare atenie merit tema

gradului de uzare i intervalul dintre reparaiile capitale. n rapoartele productorilor mondiali se spune

c, n urma petrecerii reparaiei capitale ale istalaiei, se restabilesc toate caracteristicile tehnice ale

acesteia. Trebuie de menionat c perderea din calitile tehnice a instalaiei este dictat de refuzul ei nrezultatul uzrii fizice (pentru motoarele ce folosesc gazele naturale perioada de via este de

aproximativ de 60000 ore). Cerinele securitii se impun i prin alegerea numrului i unitii de putere

a agregatului energetic lui i revine decizia, cum va funciona centrala mini CET, n regim autonom sau

n regim paralel cu reelele electrice centralizate. Pentru aceasta trebuie de fcut comparaia dintre

consumul de energie consumat din reeaua centralizat i cu cheltuelile pentru procurarea instalaiei.

n calculul numrului unitii de putere a instalaiei trebuie de luat n consideraie urmtoarele:

Unitatea de puterea unei uniti a instalaiei trebuie s fie de 2-2,5 ori mai mare dect sarcinaelectric minim a ntreprinderii.

Puterea totalal a instalaiei, instalat la ntreprindere, trebuie s fie mai mare cu 5-10% dect

sarcina maxim pe ntreprindere.

Instalaiile instalate la ntreprindere, este de dorit s fie de aceiai putere.

Transferarea momentului de lucru, n mare parte se refer la regimul autonom , dar este de dorit de luat

n consideraie nu numai lucrul instalaiilor n regim autonom dar i lucrul lor n regim paralel cu reeaua

centralizat. Deoarece dup curba de sarcin se vede (este prezentat mai jos) ca noaptea consumul deenergie electric este mic, aici ntreprinderea va consuma energie electric din reeaua extern.

Centarala mini CET pe baz de Motoare cu Ardere Intern trebuie s acopere aproximativ 30% sarcina

termic maxim a ntreprinderii, sarcina termic rmas se acoper cu cazanele de abur care sunt

instalate n prezent pe teritoriul ntreprinderii.

Alegerea instalaiei se face dup sarcina electric a ntreprinderii, mai jos avem prezentat curba de

sarcin diurn a unei zile lucrtoare.

3


4/27

2100

2000

1900

1800

1700

16001500

1400

13001200

1100

1000

900

800

700

600

500

400

300

200

P, kW

Figura 1: Curba de sarcin diurn zi lucrtoare.

n urma analizei curbei de sarcin am ajuns la concluzia, c este necesar de a alege dou motoare cu

puterea nominal a cte 1 MW fiecare, motoarele le-am ales de la productori diferii pentru a putea face

concluzii n ceia ce privete, care dintre ele lucreaz mai efectiv.

Motoarele sunt de tipul: FG Wilson, seria PG 1250B.

Tedom, seria Quanto C1000 SP.

Mai jos prezentm schema constructiv a unui motor cu ardere intern

Figura 2: Seciunea motorului cu ardere intern:

1- piston: 2 biela: 3 - arbore cotit: 4 clindri: 5 chiulasa: 6 - carter inferior: 7 - pompa deulei: 8 - sistem de distributie: 9 ,10 supape de admisie, refulare: 11- arbore cu came:

4


5/27

Caracteristicile tehnice ale Motoarelor cu Ardere Intern. Tabelul 1.

Nr/or Denumirea carscteristicii PG 1250B Quanto C1000 SP1. Puterea electric nominal, kW 1000 10502. Tensiunea la bornele generatorului, V 380-415 4003. Frecvena curentului, Hz 50 504. Modelul generatorului electric Perkins

4016-E61TRS

Caterpilar G3516

5. Numrul cilindrilor i aezarea lor 12V 16V6. Volumul de lucru al cilindrilor, l 61,12 697. Gradul de compresie 8.7 8.78. Frecvena de rotaie a arborelui cotit, rot/min 1500 15009. Puterea maxim a motorului, kW 1042 1078

10. Cldura extras cu apa de rcire, kW 548 57011. Cldura extras cu aerul de rcire, kW 93 13312. Perderi prin radiaie de la suprafaa motorului, kW 49 5513. Volumul gazelor de evacuare, m3/min 102 8014. Temperatura gazelor de evacuare, oC 497 48915. Consumul de ulei, g/kWh 0,25 0,316. Combustibil Gaz natural Gaz natural17. Procentajul minim al metanului n gazul natural 75 8018. Consumul de gaz natural la ncrcarea motorului la

100%, m3/h 276 292

19. Consumul de gaz natural la ncrcarea motorului la75%, m3/h 207 229

20. Consumul de gaz natural la ncrcarea motorului la

50%, m3/h 144 16221. Consumul de gaz natural la ncrcarea motorului la

25%, m3/h 75 9222. Lungimea motorului, mm 5700 655023. Limea, mm 2060 249024. nalimea, mm 2750 319525. Masa motorului, kg 13000 24050

1.2. Alegerea cazanului pentru abur.

Pentru a alege cazanul de abur recuperator care o s acopere deficitul de abur n perioada de iarn,

alegem cazan de tip ignitubular cu trei drumuri de gaze. M voi limita la alegerea cazanului privind

numai deficitul de abur, nu aleg cazanul dup curba de sarcina deoarece n prezent pe teritoriul

ntreprinderii ,,S.A Tutun CTC lucreaz o central termic unde sunt instalate dou cazane de acelai

tip cu productivitatea de 4 t/h abur fiecare. Aceste cazane asigur punctul termic cu abur pentru

producerea apei calde menajere i pentru termoficare n timpul iernii. Cazanul care l voi alege va

funciona numai pentru producerea aburului care este folosit la procesul tehnologic, prepararea apei calde

menajere i termoficarea n timpul iernii va rmne din contul cazanelor care sunt n prezent instalate pe

5


6/27

teritoriul ntrprinderii, n timp de var cnd sarcina termic pentru termoficare nu va fi, va funciona un

cazan care n prezent este n exploatare i cazanul recuperator, care vor produce abur pentru procesul

tehnologic i asigurarea punctului termic pentru producerea apei calde menajere. Alegem astfel de cazan

deoarece deficitul de abur nu este aa de mare ( doar de 4 t/h ), un alt motiv fiind faptul c cazanele de tip

DKBP sau E sunt cazane cu gabarite mari care necesit o cheltueli pentru deservire mai mare i loc maimult pentru construcia CET-ului. Pentru a lucra cazanul ignitubular n regim de cazan recuperator

trebuie de efectuat o modernizare la arzator i de construit gura de intrare a gazelor de ardere de la

motoarele cu ardere intern.

Cazanul ales este produs de firma ,,BUDERUS i este de tipul: Logano SHD 815 WT .

Parametrii cazanului sunt:

Productivitatea de 4000 kg/h abur cu

Temperatura aburului tabur=230o

C. Presiunea Pabur=13 bari

Lungimea focarului Lfocar=3800 mm

Diametrul focarului Dfocar=800 mm

2. CALCULUL MOTOARELOR CU ARDERE INTERN.

M voi limita n calculul motoarelor cu ardere intern, doar la procesul de ardere n motor.

2.1. Calculul procesului de ardere.

Calculul procesului de ardere n motoarele cu ardere intern o vom face la fel ca la cazanele energetice

deoarece se foloseste acelai tip de combustibil, i se arde cu aceiai cantitate de aer.

Compoziia gazului natural fiind:

CH4=97,67 %; C2H6=0,78 %; C3H8=0,305 %; C4H10=0,124 %;C5H12=0,029 %; N2=0,934 %;

CO2=0,057%; Qii=33,5 MJ/m3;

6


7/27

Formulele necesare pentru acest calcul le prezentm mai jos n ordinea calculelor , rezultatele calculelor

le prezentm n tabelul 2.

Cantitatea de aer necesar arderii este: V0=0,0476(2CH4 +3,5C2H6 +5C3H8 +6,5C4H10 +8C5H12);

Debitul de aer necesar arderii od o cV L B= g

Masa amestecului proaspt 1oa oV d L= + g

Debitul gazelor de ardere a oa cG L B= g

Masa produselor de ardere2 2 2 2og CO H O N O

V V V V V = + + +

Volumul gazelor biatomice2 2 4 2 6 3 8 4 10 5 12

0.01( 2 3 4 5 )COV CO CH C H C H C H C H = + + + + +

Volumul azotului n gazele de ardere2 2

0.79 0.01N o

V L N= +g g

Volumul de oxigen n gazele de evacuare2

( 1) 0.21O OV L= g g

Volumul vaporilor de ap n gazele de ardere

2 4 2 6 3 8 4 10 5 120.01(2 3 4 5 6 ) 0.0161

H O OV CH C H C H C H C H L= + + + + g g

Rezultatul calculelor efectuate la procesul de ardere Tabelul 2.

Calculul procesului de ardere

Unit demas PG 1250B

QuantoC1000 SP

Cantitatea de aer necesara arderii Vom3aer/m3gaz 9,55 9,55

debitul de aer necesar arderii Vod m3 aer/h 2636,20 2789,03

Coeficientul de exces de aer 1,50 1,50

masa amestecului proaspat Voam3aer/m3gaz 15,33 15,33

debitul gazelor de ardere Ga m3gev/h 4035,72 4269,67

Volumul gazelor biatomice VCO2m3CO2/m3gaz 1,01 1,01

Volumul vaporilor de apa VH2Om3H2O/m3gaz 0,49 0,49

volumul gazelor monoatomice VN2m3N2/m3gaz 12,12 12,12

Volumul oxigenului in gazele de ardere VO2m3O2/m3gaz 1,00 1,00

Volumul total al gazelor de ardere Vgam3gev/m3gaz 14,62 14,62

Partea volummetrica rCO2 0,07 0,07rH2O 0,03 0,03

rN2 0,83 0,83

rO2 0,07 0,07Densitatea gazului natural kg/m3 0,73 0,73

2.2. Calculul bilanului termic al motoarelor.

Se tie c din ntreaga energie corespunztoare combustibilului ars n motor numai o anumit parte se

transform n lucru mecanic util, iar restul se consum pentru acoperirea perderilor de diverse naturi.

Repartiia energiilor cedate de motor n mediul exterior se exprim prin bilanul energetic. n forma cea

7


8/27

mai simpl bilanul energetic poate fi reprezentat printr-o ecuaie , n care apar numai cantitile de

energie introduse n motori cele cedate n exterior.

Forma general a bilanului energetic referitor la cantitatea de combustibil consumat are forma:

c e gev ar r Q Q Q Q Q= + + +

Unde: Qc-este caldura corespunztoare cldurii de ardere a cantitii de combustibil, MJ

Qe-este caldura sa transformat n lucru macanic util, corespunztoare puterii efective a motorului:

Qe=Pe,

Qgev- perderi de cldur cu gazele de evacuare

, ,( ) gev c gev p gev gev aer p aer aer Q B V c t V c t =

Bc- consumul de combustibil n m3/s

Vgev,Vgev-volumul gazelor de evacuare i respectiv a aerului introdus pentru ardere

Cp,gev,Cp,aer-capacitatea specific a gazelor de evacuare, aerului (1)

tgev,tgev-temperatura gazelor de evacuare

Qar- Perderi de cldur cu apa de rcire a motorului

( ) I II ar ar pQ D c t t =

Dar-Debitul apei de rcire n kg/s:

Cp- Capacitatea specific a apei de rcire:

tI, tII- temperatura apei la intrare n schimbtorul de cldur i respectiv ieire:

Qr-perderi de cldura rezidual ( perderi cu rcirea uleiului, prin radiaie de la suprafaa

motorului, cu aderea chimic incomplet etc.)

Randamentele motoarelor sunt exprimate dup formulele:

Randamentul efective

e

c

Q

Q = :

Randamentul termic 11

1t k

k

= : unde k exponentul adiabatic.

Randamentul relative

oi

t m

=

: unde m -randamentul mecanic al motorului.

Randamentul indicat absolut i t oi = :

Randamentul electric efectiv e t oi m =

Coeficient de utilizare a cldurii combustibilului( ) 100

el ar u

c

Q Q

Q

+ =

Rezultatul calculelor efectuate la bilanul termic al motoarelor Tabelul 3

Bilantul energetic almotoarelor

Unit demas

PG1250B

QuantoC1000 SP

8


9/27

Caldura transformata in lucru util Qe kW 1000,00 1050,00

Caldura specifica a gazelor de ardere Cpgev kJ/kg*K 1,39 1,38

Perderi de caldura cu gazele de evacuare Qgev kW 772,18 777,06

Perderi de caldura cu apa de racire a motorului Qar kW 519,19 544,31

Caldura specifica a apei de racire Cpar kJ/kg*K 4,19 4,19

Restul perderilor Qr kW 276,96 345,85

Bilantul energetic in procente

Caldura transformata in lucru util qe % 38,94 38,64

Perderi de caldura cu gazele de evacuare qgev % 30,07 28,60

Perderi de caldura cu apa de racire a motorului qar % 20,21 20,03

Restul perderilor qr % 10,78 12,73Tot

al q % 100,00 100,00

Randamentul efectiv al motorului e % 38,94 38,64Randamentul termic t % 46,10 46,10Randamentul mecanic m % 98,00 98,00Randamentul relativ oi % 82,77 82,14

Randamentul indicat absolut i % 38,16 37,87

Randamentul electric efectiv e % 37,39 37,11Coeficient de utilizare a caldurii combustibilului u % 59,15 58,67

3. CALCULUL CAZANULUI DE ABUR RECUPERATOR.

n acest compartiment voi efectua calculul termic de predimensionare al cazanului de abur recuperator n

diferite regimuri de lucru avnd ca date iniiale urmtoarele caracteristici:

Productivitatea de 4000 kg/h abur cu

9


10/27

Temperatura aburului tabur=230 oC.

Presiunea Pabur=13 bari

Lungimea focarului Lfocar=3800 mm

Diametrul focarului Dfocar=800 mm

Temperatura apei de alimentare taa=104 oC

Compoziia combustibilului (Gaz natural) CH4=97,67 %; C2H6=0,78 %; C3H8=0,305 %;

C4H10=0,124 %;C5H12=0,029 %; N2=0,934 %; CO2=0,057%;

Cldura de ardere a gazului natural Qii=33,5 MJ/m3;

Schema constructiv a cazanului este prezentat n figura de mai jos.

Figura 3. Schema constructiv a cazanului Logano SHD 815 WT.

1.Picioare de suport; 2.nveli izolant; 3.Strat protector; 4.Supap de reglare a gazelor de evacuare;

5.Arztor; 6. Ua camerei de ntoarcere a gazelor; 7. Ventil de luare a probei de ap; 8. Indicatorul

nivelului de ap n cazan; 9. Ventil de nchidere pentru necesitile de deservire; 10. Regulator de

presiune; 11. Drumul gazelor de ardere; 12. Fascicolul de vi a supranclzitorului de abur; 13. nveliul

izolant al suprancalzitorului de abur; 14. Manometru cu ventil de nchidere i flan de control;

15. Manometru; 16. Electrod de nivel minim; 17. Indicator de nivel; 18. Fereastr de control a conturuluide abur; 19. Ventil reglator a desalinizrii (opional); 20. Colector de vapori;

HW-Nivelul maxim al apei de cazan.

NW-Nivelul minim al apei de cazan.

3.1. Calculul cazanului n regim de lucru fr motoare.

3.1.1. Calculm procesul de ardere n cazan.

Volumul teoretic de aer necesar pentru ardere este:

10


11/27

4 2 6 3 8 4 10 5 12

3

3

0,0476(2CH +3,5C H +5C H +6,5C H +8C H )=

=0.0476 (2 97.67 3.5 0.78 5 0.305 6.5 0.124 8 0.29) 9.65

o

aer

aer

gaz

V

m

m

=

+ + + + =

Volumul real:

3

31.1 9.65 10.6o aer

aer aer

gaz

mV Vm

= = =

unde: =1,1 -coeficientul excesului de aer

Volumul teoretic al gazelor triatomice n gazele de ardere:

2

2

2 4 2 6 3 8 4 10 5 12

3

3

0.01 ( 2 3 4 5 )

0.01 (0.057 97.67 2 0.78 3 0.305 4 0.124 5 0.029) 1.008

CO

CO

gaz

V CO CH C H C H C H C H

m

m

= + + + + + =

= + + + + + =

Volumul teoretic al vaporilor de ap n gazele de ardere:

2

2

4 2 6 3 8 4 10 5 12

3

3

0.01(2 3 4 5 6 ) 0.0161

0.01(2 97.67 3 0.78 4 0.305 5 0.124 6 0.029) 0.0161 10.6 0.34

H O aer

H O

gaz

V CH C H C H C H C H V

m

m

= + + + + =

= + + + + =

Volumul teoretic al azotului n gazele de ardere:

2

2

3

2 30.79 0.01 0.79 10.6 0.01 0.934 8.38 N

N aer

gaz

mV V N

m= + = + =

Volumul teoretic al oxigenului n gazele de ardere:

2

2

3

3( 1) 0.21 0.1 0.21 9.65 0.202 Oo

O aer

gaz

mV V

m= = =

Volumul teoretic total al gazelor de ardere:

2 2 2 2

3

31.008 0.34 8.38 0.202 9.93 gaze

ga CO H O N O

comb

mV V V V V

m= + + + = + + + =

Compoziia gazelor de ardere n participaii de volum:

2

2

' 1.008 0.1019.93

CO

CO

ga

Vr

V= = = ; 2

2

' 0.34 0.0349.93

H O

H O

ga

Vr

V= = = ; 2

2

' 8.38 0.849.93

N

N

ga

Vr

V= = =

2

2

' 0.202 0.029.93

O

O

ga

Vr

V= = =

Debitul gazelor de ardere este:3

' 9.93 315.2 3123a ga

mG V B

h= = =

3.1.2. Calculm bilanul termic al cazanului.

11


12/27

Bilanul termic al unui cazan se compune din balana energiilor care intr n cazan i suma dintre

cantitatea de energie care produce lucru i perderile termic ce au loc din diferite motive. Dup

bilanul termic se calculeaz randamentul cazanului i consumul de combustibil.

Bilanul termic pentru o cantitate oarecare de combustibil are forma:

1 2 3 4 5i

iQ Q Q Q Q Q= + + + +unde: QiiCldura ce corespunde unei cantiti de combustibil

Q1- Cldura ce corespunde efectului util ce sa obinut din arderea combustibilului.

Q2-pierderi de cldur cu gazele de evacuare.

Q3-pierderi de cldur cu arderea chimic incomplet.

Q4-pierderi mecanice .

Q5-pierderi n mediul nconjurtor

Pentru a calcula randamentul brut al cazanului ne trebuie s tim doar valorile procentuale ale fiecreiperderi, dat fiind faptul c valorile procentuale ale fiecrei perderi sunt cunoscute noi nu le vom calcula

dar le vom considera si pentru cazanul nostru ca fiind acelai.

Perderile cu gazele de evacuare le vom calcula dup formula:

,

22 3

0.057 0.057( ) ( 0.009) (1702 285) ( 0.009)0.057100% 100% 4.2

33.5 10

gev a inc

i

i

h hCO

qQ

+ += = =

%

q3=0,5 % ; q4=0 %; q5=2,3 %

2 3 4 5100 ( ) 100 (4.2 0.5 2.3) 93 %brut q q q q = + + + = + + =

Cldura folosit eficient n cazan este:

( ) 1.111 (2884.2 428.84) 2.728abur abur aaQ D h h MW = = =

unde: habur=2884,2 kJ/kg:-entalpia aburului la P=13 bari i t=230 oC;

haa= 428,84 kJ/kg:- entalpia apei de alimentare la t=104 oC ;

Dabur-debitul de abur n kg/s;

Consumul de combustibil este:

32.728 3600

315.233.5 0.93i brut

i

Q mB

Q h

= = =

3.1.3. Calculul primului drum de gaze.

12


13/27

Calculm grosimea echivalent a stratului radiant de gaze cu formula

2 23.14 0.8 3.8

3.6 3.6 3.6 0.724 4 3.14 0.8 3.8g

V d Ll m

S d L

= = = =

Valoarea temperaturii gazelor de ardere la ieirea din focar este calculat aproximativ cu relaia:

8 3

0.6

2735.76 10

( ) 1

tf

f t

f pg

Tte T S

MB V c

= +

Unde: Tt-temperatura teoretic de ardere.

Considerm temperatura teoretic de ardere ca fiind tt=1900 oC;

Tt=tt+273=1900+273=2173 K

=0,9-coeficient de impuritate a suprafeei interioare a tubului de flacr.

f oe e= -coeficient de emisie a flacrei. 0.75 = -cota parte din volumul focarului ocupat de flacr

1 exp( lg)o Re c p=

CR-coeficient de corecie care ine seama de atenuarea radiaiei gazelor din focar.

Considernd c valoarea temperaturii gazelor la eire din focar este tf=1000 oC atunci

''1000 273

1.6 0.5 1.6 0.5 1.531000 1000

f

R

TC

+= = =

Presiunea gazelor n focar considernt-o p=1 bar

[ ]1 exp( ) 0.75 1 exp( 1.53 1 0.72) 0.501 f R g e c p l = = =

Suprafaa tubului de flcri este: 23.14 0.8 3.8 9.54S dL m= = = .

Entalpia gazelor de ardere la temperaturile admise.

2 2 2 2 2 2

1900

3( ) ( ) ( ) 1.01 4571 8.38 2805 0.34 3688 29376.3

g CO CO N N H O H O

kJH V c V c V c

m = + + = + + =

2 2 2 2 2 2

1000

3( ) ( ) ( ) 1.01 2202 8.38 1394 0.34 1725 14492.2

g CO CO N N H O H O

kJH V c V c V c

m = + + = + + =

Capacitatea caloric medie a gazelor arse n tubul de flcri este:

int , ,

int

29376.3 14492.22.43

( ) 3600 (1900 1000) 3600r f ies f

g g

ies

H H WV c

t t kg K

= = =

;

13


14/27

Atunci temperatura gazelor de ardere la ieirea din focar est

0.68 3

2173273 870

5.76 10 0.9 0.502 2173 9.540.45 1

0.96 315.2 2.43

o

ft C

= =

+

Cu aceast valoare a temperaturii calculul poate fi ncheiat.

Entalpia gazelor la temperatura de t=870 oC este:

2 2 2 2 2 2

870

3( ) ( ) ( ) 1.01 1877 8.38 1198 0.34 1467.3 11805.44

g CO CO N N H O H O

kJH V c V c V c

m = + + = + + =

Cantitatea de cldur transmis de gazele de ardere prin radiaie apei de cazan se calculeaz astfel.

( ) ( )' '' 1

315 0.98 29376.3 11805.44 1.5063600rad

g gQ B H H MW = = = ;

unde: -coeficient de transfer de cldur prin radiaie

Diferena medie de temperatur dintre gaze i apa de cazan este:

( ) ( )1900 104 870 104

12081900 104

ln870 104

o

mt C

= =

Coeficientul global de transfer de cldur n focarul cazanului este:

6

21.506 10 130.69.54 1208m

Q WkS t m K

= = =

;

3.1.4. Calculul celui de-al doilea drum de gaze.

Considerm c temperatura gazelor la ieirea din cel de-al doilea drum de fum este tg,ev=500 oC, i atunci

cldura transmis de la gazele de ardere apei din cazan este:

Entalpia gazelor de ardere la t=500 oC este:

2 2 2 2 2 2500

3( ) ( ) ( ) 1.01 996 8.38 664 0.34 794 6840 g CO CO N N H O H O kJH V c V c V c m = + + = + + =

( ) ( )' ''1

315 0.98 11805.44 6840 4253600

conv

g gQ B H H kW = = =

Diferena medie de temperatur dintre gaze i apa ajuns n starea de saturaie ts=191 oC este:

( ) ( )870 191 500 191

469870 191

ln500 191

o

mt C

= =

evile de vum prin care circul gazele de ardere , se aleg cu dimensiunea 5751

e

i

d mmd

=

14


15/27

Viteza de curgere a gazelor de ardere prin cele n evi de fum dispuse n paralel este:

2 2315 9.93 958 1493

/3.14 0.051273 273

3600360044

g gm

g

in

B V T m s

d nnn

= = =

Alegem un numr arbitrar de vi n=80 vi, i atunci viteza gazelor va fi:

1493 149318.6 /

80gm s

n = = =

Temperatura medie a gazelor este:870 500

273 9582gm

T K+

= + =

la aceast temperatur parametrii fizici ai gazelor de ardere sunt:

Densitatea 30.387 /kg m = ;

Conductivitate termic

27.91 10 ;g

W

m K

=

Viscozitatea dinamic 6104 10 /g m s=

Criteriul Prandtl Pr=0,61

Calculm criteriul Reynolds pentru curgerea gazelor de ardere prin evi la temperetura medie a gazelor

tgm=685 oC;

6

18.66 0.051Re 9151.8

104 10g i

d

= = =

(regim turbulent)

Relaia criterial care poate fi aplicat pentru determinarea coeficientului de convecie ntre gaze i

pereii interiori ai vilor, este:

0.8 0.43 0.8 0.430.021 Re Pr 0.021 9151.8 0.61 25.06 g g g Nu = = =

Valoarea coeficientului de convecie ,ntre gaze i pereii interiori ai evilor este:

2

'

2

7.91 1025.06 38.87

0.051g

g g

i

WNu

d m K

= = =

La temperatura gazelor de 958 K se ia n consideraie i efectul radiaiei gazelor i acest coeficient se

determin astfel:

4 4

,0.5( 1)

100 100g p

p o g g p

rr

g p g p

T Te C e a

q

t t t t

+

= =

unde: ep=0,8-coeficient de emisie al pereilor vii;

Co=5,76 W/m2K4;

eg=0,063-coeficient de emisie a gazelor arse la Tg=1000 K;

Tg-temperatura gazelor de ardere;

15


16/27

( ) ( )1 2 870 273 500 273 939 g g g T T T K = = + + =

,g pa =0,083-factorul de absorbie al gazelor la temperatura peretelui;

pT -temperatura peretelui;

pt =22 grd diferena de temperatur ntre perete i apa n stare de saturaie( apreciat pentrufierberea globular);

273 191 273 22 486 p s pT t t K = + + = + + =

4 4

2

939 4860.5 (0.8 1) 5.76 0.063 0.083

100 1002.997

939 486rW

m K

+ = =

;

Coeficientul total de convecie ntre gaze i peretele vii este;

'2

38.87 2.997 41.87 g g r

W

m K = + = + =

Valoarea coeficientului global de transfer de cldur k fiind dat atunci de relaia:

241.87

25.721 1 0.015 41.87

g

g

Wk

m m K

= = =

+ +

Suprafaa de nclzire a celui de-al doilea drum de fum o calculm cu formula:

3

2425 10 35.2

25.72 469m

QS m

k t

= = =

Verificare:

n punctul de verificare trebuie de vzut dac se respect bilanul termic pe cel de-al doilea drum de gaze.

Ecuaia transferului de cldur: ,t c mQ k S t = ;

Calculele fcute prin aceste ecuaiile de mai sus ne-au dat rezultatele obinute, pentru ca s vedem dac

se respect bilanul termic, calculm cldura preluat de ap pe cel de-al doilea drum de gaze, aceast

cldur se calculeaz cu relaia:

( ) 1.1 (814.7 428.84) 424.4abur s aaQ D h h kW = = =

unde: sh -entalpia apei ajuns n starea de saturaie.

aah -entalpia apei de alimentare a cazanului.

Din acest calcul se observa c ,t cQ Q= , deci putem trage concluzia c calculul s-a efectuat corect, mica

abatere a aprut pe motiv c calculele nu sau fcut cu o precizie mai mare.

16


17/27

3.1.5. Calculul supranclzitorului de abur.

Cldura cedat de gazele de ardere vaporilor de ap o calculm cu formula:

( )'' ' 32 2 1 14 10 (2884.2 2768) 129.113600 3600abQ D h h kW = = =

unde: ''2h -entalpia aburului la ieire din supranclzitor;

'2h -entalpia aburului la intrare n supranclzitor;

Temperatura medie n supranclzitor este:

'' ' 230 191

2102 2

oabur abur med

t tt C

= = =

Pentru temperatura medie n supranclzitor parametrii fizici ai vaporilor de ap sunt:Densitatea 32 9.588 /kg m = ;

Conductivitate termic 22 3.722 10 ;W

m K =

Viscozitatea dinamic 61.71 10 /g m s=


Calculm criteriul Reynolds pentru curgerea aburului prin evi la temperetura medie tm=210 oC;

526

15 0.028Re 2.45 101.71 10

id

= = =

2 15 m/s viteza de curgere a aburului prin vi

34

28i

e

dmm

d= -diametru interior i respectiv exterior al vilor n supranclzitor.

Curgerea vaporilor avnd loc n regim turbulent, coeficientul de convecie 2 ntre vaporii de ap

supranclzii i pereii interiori ai vilor se poate calcula cu relaia criterial(vaporii supranclzii se

consider un gaz perfect).

( )0.8

0.8 0.43 5 0.43

2 2 20.021 Re Pr 0.021 2.45 10 1.41 499Nu = = =

De aici rezult c coeficientul de convecie

2

22 2 2

3.722 10499 663.3

0.028i

WNu

d m K

= = =

Temperetura gazelor de ardere la ieire din supranclzitorul de abur se calcul cu formula:

'' '

1 1

1 1

3600 3600 129.11500 2501535.3 1.21

o

p

Qt t Cm c

= = =

17


18/27

iar temperatura medie a lor va fi500 250

3752

o

medt C+

= =

unde: m1-masa gazelor de ardere

3

1 ,315 9.93 3127

g a

mV B V

h= = = ; 1 1 1 3127 0.491 1535.3

kgm V

h= = =

Deoarece nu se cunoate seciunea de trecere a gazelor de ardere, ce ar putea permite determinarea

diametrului echivalent al ei, cu o aproximaie acceptabil, criteriul Reynolds al curgerii gazelor, se poate

de calcula pentru o secune de curgere egal cu diametrul exterior al vilor supranclzitorului. Deci:

11 612 0.034

Re 7967.1951.21 10

ed

= = =

Parametrii fizici al gazelor de ardere la tmed=375 oC sunt:

Conductivitate termic

2

1 5.15 10 ;

W

m K

=



112 /m s -viteza de curgere a gazelor de ardere.

Determinarea coeficientului de convecie 1 , ntre gazele arse i peretele exterior al vii, necesit

cunoateria numrului de rnduri n de vi pe care ele trbuie s la strbat i care este necunoscut. Pentru

calcul, se recurge la relaia de mai jos: ( )

0.650.65 0.23 0.23

1 1 10.26 Re Pr 0.26 7967.19 0.645 0.9 72.6Nu = = =

Unde:0.15

0.152 0.9i

i

S

d

= = =

-factor de corecie

Ca urmare :2

' 1

1 1 2

5.15 1072.65 110

0.034e

WNu

d m K

= = =

Lund n consideraie i efectul depunerilor de funingine pe suprafaa exterioar a vilor, coeficientul de

convecie ntre gazele de ardere i evi, pentru toate rndurile din fascicol va fi:

'1 1 20.8 0.8 110 88W

m K = = =

Pentru determinarea efectului radiaiei asupra transferulu de cldur convectiv, se calculeaz grosimea

redus a stratului radiant de gaze.

2 2 0.034 0.068l t e

S S d m= = = = -sunt paii longitudinal, i respectiv transversal.

2 2

2 2

0.0681.08 0.785 1.08 0.034 0.785 0.118

0.034

t

g ee

Sl d m

d

= = =

Produsele pariale pentru gazele de ardere la presiunea de 1 bar au valorile.

18


19/27

[ ]2

0.101 11.8 1.19CO g

r p l cm bar = =

[ ]2

0.034 11.8 0.401 H O g r p l cm bar = =

Factorul de emisie al gazelor de ardere la temperatura t=375 oC este:

2 2

0.066 1.08 0.037 0.106 g CO H O

e e e= + = + =

Se consider c temperatura suprafeei exterioare a vilor este aproximativ:

,2 30 210 30 240o

p med t t C= + = + =

Ca urmare pentru temperatura peretelui de 240 oC se obine factorul de absorbie ag pentru2

'

COe este:

2 2

0.650.65

' 1648

0.068 1.08 0.067 0.151513 g CO H O

p

Ta e e

T

= + = + =

Fluxul de cldur schimbat prin radiaie termic, pentru un factor de emisie al peretelui evii ep=0,8 are

valoarea.

( ) ( )44 4 4

1

2

648 5130.5 1 0.5 0.8 1 0.106 0.151 74.08

100 100 100 100p

r p g g

TT Wq e e a

m

= + = + =

Coeficientul de convecie prin radiae termic este:

21

74.080.54

375 240r

r

p

q W

t t m K = = =

Coeficientul total de convecie de la gaze la pereii exteriori ai evilor devine:

1, 1 288 0.54 88.54t rW

m K = + = + =

Coeficientul global de transfer de cldur se calculeaz cu formula pereilor plani, deoarce 1.5e

i

d

dp .

Pentru 58.2pW

m K =

se obine:

2

1 2

1 177.81

1 0.034 0.028 11 188.54 2 58.2 663.32

p

p

Wk

m K

= = =

+ ++ + Diferena medie de temperatur dintre gazele de ardere, i aburul care circul prin vi:

500 210 290 omt C = =

Calculm temperatura real a peretelui exterior al evilor:

'

1

1,

77.81 290500 245

88.54om

p

t

k tt t C

= = =

n calculul schimbului de cldur prin radiaie s-a aproximat la 240 oC, deoarece diferena ntre

temperatura aleas arbitrar i cea real nu este semnificativ nu mai este necesar s se repete

calculele pentru determinarea unei valori noi a lui r .

19


20/27

Suprafaa de nclzire a supranclzitorului se determin cu expresia:

3

2129.11 10 5.7277.81 290

m

QS m

k t

= = =

Lungimea vilor n supranclzitor o alegem arbitrar, aproximativ fiind de 1 m.

Numrul vilor n supranclzitor se calculeaz dup formula:

5.72

533.14 0.034 1

e

Sn tavi

d l= = =

3.1.5. Calculul celui de-al treilea drum de gaze.

nainte de nceperea calculului pentru cel de-al treilea drum de gaze, impunem condiia ca

temperatura gazelor la ieirea din cazan s nu fie mai mic de t gev=130 oC din motiv c ne apropiem

de temperatura punctului de rou.Cantitatea de cldur transmis de la gazele de ardere la apa de cazan, pe cel de-al treilea drum de

gaze (vi de fum) este:

( ) ( )'3 ''31

315 0.98 3324.5 1709 138.53600

conv

g gQ B H H kW = = =


2 2 2 2 2 2

250

3( ) ( ) ( ) 1.01 458 8.38 326 0.34 383 3324.8

g CO CO N N H O H O

kJ H V c V c V c

m = + + = + + =


2 2 2 2 2 2

130

3( ) ( ) ( ) 1.01 225 8.38 195 0.34 197 1709

g CO CO N N H O H O

kJH V c V c V c

m = + + = + + =

evile de fum prin care circul gazele de ardere le alegem tot de aceleai dimensiuni57

51e

i

dmm

d=

Temperatura medie a gazelor este:250 130

273 4632gm

T K+

= + = la aceast temperatur parametrii fizici

ai gazelor de ardere sunt:Densitatea 30.78 /kg m = ;

Coeficientul de conductivitate termic 24.01 10 ;gW

m K =



Viteza de curgere a gazelor de ardere prin cele n evi de fum dispuse n paralel este:

2 2315 9.93 463 721 /

3.14 0.051273 27336003600

44

g gm

g

in

B V T m sd n

nn

= = =

20


21/27

Alegem un numr arbitrar de vi n=55 vi, i atunci viteza gazelor va fi:

1493 149313.1 /

55gm s

n = = =

Calculm criteriul Reynolds pentru curgerea gazelor de ardere prin evi la temperetura medie a gazelorTgm=463 oC;

46

13.1 0.051Re 2.14 10

31.15 10g id

= = =

Relaia criterial care poate fi aplicat pentru determinarea coeficientului de convecie ntre gaze i

pereii interiori ai vilor, este:

( )0.8

0.8 0.43 4 0.430.021 Re Pr 0.021 2.14 10 0.67 51.49 g g g

Nu = = =

Valoarea coeficientului de convecie ,ntre gaze i pereii interiori ai evilor este:

2

2

4.01 1051.49 40.48

0.051g

g g

i

WNu

d m K

= = =

Valoarea coeficientului global de transfer de cldur k fiind dat atunci de relaia:

240.48

25.191 1 0.015 40.48

g

g

Wk

m m K

= = =

+ +

Suprafaa de nclzire a celui de-al treilea drum de fum o calculm cu formula:

3

2138.5 10 28.9325.19 190

m

QS mk t

= = =

21


22/27

3.2. CALCULUL CAZANULUI N REGIM RECUPERATOR CU POST COMBUSTIE.

Pentru a calcula cazanul n regim de cazan recuperator cu post combustie este nevoie s calculm

cldura ce se conine n gazele de evacuare ale motoarelor. Din calculul cazanului n regim fr

motoare tim ct cldur este necesar pentru obinerea aburului cu parametrii necesari i de productivitatea necesar. Comparnd cldura din gazele de evacuare i cldura necesar pentru

obinerea aburului, facem comparaie i vedem dac cldura gazelor de evacuare ne ajunge pentru

producerea a necesarului de abur, n caz c aceast cldur nu ajunge atunci vom calcula deficitul de

cldura ca mai apoi acest deficit s-l acoperim cu un consum oarecare de combustibil.

Cldura obinut din gazele de ardere este calculat n calculul bilanului termic pentru fiecare motor noi

o vom folosi mai departe pentru calculul cazanului. Aadar caldura coninut n gazele de evacuare al

primului motor de tip: FG Wilson, seria PG 1250B este Q

g,ev=772,18 kWTedom, seria Quanto C1000 SP este Qg,ev=777,02 kW

Cldura sumar de la ambele motoare este:

,MAI

g evQ = QMAI1g,ev+ QMAI2g,ev=772,18+777,02=1549,2 kW

Din calculul cazanului n regim de lucru fr motoare cldura necesar pentru producerea a 4 t/h abur

saturat este:

( ) 1.111 (2884.2 428.84) 2.728abur abur aa

Q D h h MW = = =

i atunci deficitul de cldur l acoperim cu consumul de combustibil calculat puin mai jos:Deficitul de cldur este:

D=Q-Qg,ev=2728-1549,2=1178,8 kW

Consumul de combustibil pentru acoperirea deficitului de cldur l calculm dup formula:

3 3

3

1178.80.0382 / 137.69 /

33.5 10 0.92ii

D B m s sau m h

Q = = =

Pentru c n capitolul 3.1 am fcut calculul de dimensionare a cazanului i a supranclzitorului de

abur, mai deperte vom efectua (calcula) numai procesul de ardere n cazan.

3.1.1. Calculm procesul de ardere n cazan.

Volumul teoretic de aer necesar pentru ardere este:

4 2 6 3 8 4 10 5 12

3

3

0,0476(2CH +3,5C H +5C H +6,5C H +8C H )=

=0.0476 (2 97.67 3.5 0.78 5 0.305 6.5 0.124 8 0.29) 9.65

o

aer

aer

gaz

V

m

m

=

+ + + + =

Volumul real:

22


23/27

3

31.5 9.65 14.47o aer

aer aer

gaz

mV V

m= = =

unde: =1,2 -coeficientul excesului de aer, n calculul dat la-m ales mai mare datorit faptului c

cazanul va lucra n regim de cazan recuperator,i n gazele de ardere care intr n cazan de la motoarele

cu ardere intern se conine un procent oarecare de oxigen.Volumul gazelor triatomice n gazele de ardere:

2

2

2 4 2 6 3 8 4 10 5 12

3

3

0.01 ( 2 3 4 5 )

0.01 (0.057 97.67 2 0.78 3 0.305 4 0.124 5 0.029) 1.008

CO

CO

gaz

V CO CH C H C H C H C H

m

m

= + + + + + =

= + + + + + =

Volumul teoretic al vaporilor de ap n gazele de ardere:

2

2

4 2 6 3 8 4 10 5 12

3

3

0.01(2 3 4 5 6 ) 0.0161

0.01(2 97.67 3 0.78 4 0.305 5 0.124 6 0.029) 0.0161 14.47 0.437

H O aer

H O

gaz

V CH C H C H C H C H V

m

m

= + + + + =

= + + + + =

Volumul teoretic al azotului n gazele de ardere:

22

3

2 30.79 0.01 0.79 14.47 0.01 0.934 11.44 N

N aer

gaz

mV V N

m= + = + =

Volumul teoretic al oxigenului n gazele de ardere:

2

2

3

3( 1) 0.21 0.5 0.21 14.47 1.51Oo

O aer

gaz

m

V V m= = =

Volumul total al gazelor de ardere:

2 2 2 2

3

31.008 0.437 11.44 1.51 14.4 gaze

ga CO H O N O

comb

mV V V V V

m= + + + = + + + =

Compoziia gazelor de ardere n participaii de volum, n urma arderii gazului natural n cazan este:

2

2

'' 1.008 0.0714.4

CO

CO

ga

Vr

V= = = ; 2

2

'' 0.437 0.0314.4

H O

H O

ga

Vr

V= = = ; 2

2

'' 11.44 0.79414.4

N

N

ga

Vr

V= = =

2

2

'' 1.51 0.10414.4

O

O

ga

Vr

V= = =

Compoziia gazelor de ardere la ieirea din cazan (gazele de ardere din motoare i gazele de ardere n

urma arderii gazului natural n cazan) este:

2 2 22

1 20.07 0.07 0.07

0.073 3

MAI MAI gaze

CO CO CO

CO

r r rr

+ + + += = =

2 2 22

1 20.03 .03 0.0309

0.03033 3

MAI MAI cazan

H O H O H O

H O

r r rr

+ + + += = =

23


24/27

2 2 22

1 20.838 0.838 0.794

0.8233 3

MAI MAI cazan

N N N

N

r r rr

+ + + += = =

2 2 22

1 20.07 0.07 0.104

0.0813 3

MAI MAI cazan

O O O

O

r r rr

+ + + += = =

Debitul gazelor de ardere este:

3

'' 14.4 137.69 1982.7 ga gam

G V Bh

= = =

Dat find faptul c n cazan se mai ntroduce gazele de ardere din motoarele cu ardere intern, debitul total

al gazelor de ardere care vor iei din cazan se va calcula adunnd debitul de gaze ce ies din motoare i

gazele ce se obin n urma arderii combustibilului adugtor.

Debitul de gaze ce intr n cazanul recuperator din motoarele cu ardere intern este:

3

4035.72 4269.67 8305.39MAI PG Quanto ga ga ga mG G Gh

= + = + =

Debitul total de gaze va fi:

3 3

'' 1982.7 8305.39 10288 2.85tot MAI ga ga ga

m mG G G sau

h s= + = + =

Am ajuns la concluzia c folosind caldura gazelor de ardere ce ies din motoarele cu ardere intern

micorm consumul de gaze naturale cu 43%, ceia ce ne d o economie de 1418,4 m3/zi de gaz natural.

24


25/27

3.3. CALCULUL CAZANULUI N REGIM RECUPERATOR (LUCRU NUMAI CU

MOTOARELE).

n compartimentul dat este necesar de efectuat un calcul simplu pentru a vadea dac este posibillucrul cazanului far post combustie, i ct abur cu parametrii necesari putem obine din gazele de

evacuare ce sunt obinute n urma funionrii motoarelor cu ardere intern.

Pentru calculul dat este necesar s tim cldura ce se conine n gazele de ardere evacuate din

motoare, aceast cldur este calculat n calculul motoarelor cu ardere intern i anume n bilanul

termic al motoarelor.

,MAI

g evQ = QMAI1g,ev+ QMAI2g,ev=772,18+777,02=1549,2 kW

Pentru a calcula debitul de abur teoretic obinut din cldura gazelor de evacuare folosim formula:

, , cos,

, ,

MAI MAI

cr g ev g evcz rec

abur MAI

o aa g ev aer ard

Q t tD

h h t t

=

unde: ho=2884,2 kJ/kg:-entalpia aburului la P=13 bari i t=230 oC;

haa= 428,84 kJ/kg:- entalpia apei de alimentare la t=104 oC ;

,MAI

g evt -temperatura gazelor de evacuare din motoarele cu ardere intern

1 2

, ,

,

497 489

4932 2

MAI MAI

g ev g evMAI o

g ev

t t

t C

+ += = =

cost =130 oC-temperatura gazelor de evacuare la coul de fum

,aer ardt =20 oC-temperatura aerului pentru ardere la motoarele cu ardere intern.

cr =93%-randamentul cazanului recuperator.

,0.93 1549.2 493 130

0.275 / 992 /2884.2 428.84 493 20

cz rec

abur D kg s sau kg h

= =

Din acest calcul vedem c din cldura gazelor de evacuare a motoarelor cu ardere intern putem

obine doar 992 kg/h sau 24,7 % din necesarul de abur.

Calculul cazanului aici se termin din motiv c l-am efectuat n capitolul 3.1

25


26/27

Concluzie:

n lucrarea dat am calculat instalaia de cogenerare n diferite regimuri de lucru, am ales motoarele

cu ardere intern ce asigur ntreprinderea cu energie electric n regim de lucru cnd sarcina electric

este maxim (ziua), n regim de sarcin minim (noaptea) ntreprinderea va consuma energie

electric din reeaua electric orneasc. Am ajuns la concluzia c folosind caldura gazelor de

ardere de la motoarele cu ardere intern, putem micora consumul de combustibil pentru producerea

aburului cu parametrii necesari cu 43%, asta este o valoare destul de mare ceeia ce ne d o economie

de aproximativ 57 mii $/an, n aa condiii perioada de recuperare a investiiilor se reduce la maxim.

La funcionarea cazanului recuperator n regim de lucru fr post combustie putem obine o cantitate

de abur ce ne-ar ajunge pentru producerea apei calde menajere n timp de var, cnd sarcina termic

este mic (necesarul de abur este mic) n acest regim de lucru putem opri un cazan care n prezent

este n funciune pe teritoriul nterprinderii.

n final pot spune c instalnd pe teritoriul nterprinderii instalaia de cogenerare calculat mai sus, se

va micora gradul de dependen energetic a ntreprinderii fa de furnizorii de energii de pe

teritoriul rii.

26


27/27

BIBLIOGRAFIE:

1. Dan tefnescu, Mircea Marinescu, Alexandru Dnescu ,,Transferul de cldur n tehnic,

culegere de probleme. editura: ,,Tehnic Bucureti

2. .., .. ,, editura:

,,.

3. . . ,, editura: ,, .1986.

4. E. Vrlan, A.Guu ,,Motoare termice ndrumar de laborator, editura: ,,U.T.M. Chiinu 1996.

5. .., .., .. ,,

. . editura: , 1978. 280.

Alegerea Instalatiei de re

Documents

Transcript of Alegerea Instalatiei de re