Instalatii pentru producerea aburului la bordul navei

INSTALATII PENTRU PRODUCEREA ABURULUI LA BORDUL NAVEI

Generalitati

In general aburul la bordul navei se foloseste pentru urmatoarele scopuri :

propulsia navei utilizand masini alternative cu abur sau turbine cu abur

incalzirea masinilor de serviciu sau sanitare

incalzirea si suflarea cu abur a prizelor Kingston si a valvulelor de bordaj

producerea apei dulci din apa de mare prin intermediul distilatoarelor

incalzirea tancurilor de combustibil greu si ulei

incalzirea tancurilor de marfa si spalarea acestora

actionarea mecanismelor cu abur cum ar fi : pompe de marfa, pompe de balast si curatire de la tancurile de marfa, vinciurile de ancora si manevra

producerea energiei electrice prin utilizarea turbogeneratoarelor

producerea de gaz inert

instalatia de stins incendiu cu abur

Aburul destinat instalatiei de propulsie se produce in schimbatoare de

caldura numite caldari, iar aburul destinat necesitatilor auxiliare se produce in schimbatoare de caldura numite caldarine.

Cerintele principale pentru o instalatie de producere a aburului sunt :

posibilitatea folosirii cat mai rationale a caldurii consumate de caldarina

gabarit mic

greutate mica

siguranta in functionare pentru orice regim de functionare

manevrabilitate mare

punerea rapida in functionare

trecerea rapida de la un regim la altul

simplitatea constructiei

comoditatea deservirii

comoditatea reparatiei

pret de cost scazut

Parametrii si consumul de abur

Pentru necesitatile gospodaresti si pentru schimbatoare de caldura, in

mod obisnuit se foloseste abur saturat de joasa presiune (27) bar, la temperatura (110150) grade Celsius.

Pentru actionarea turbinelor aferente pompelor de marfa se foloseste abur supraancalzit : 1215 bar si 200280 grade Celsius.

Necesarul productiei de abur pentru diferitele regimuri ale navei se determina prin insumarea tuturor consumatorilor de la bordul navei.Pentru aceasta se intocmeste un tabel de consumatori de abur cu indicarea la fiecare consumator a cantitatii de abur necesara, coeficientul de incarcare si gradul de simultaneitate.

Debitul de calcul trebuie sa fie cu 15-20% mai mare decat debitul maxim teoretic, deoarece trebuie compensata caderea debitului de abur in exploatare.

Cele mai raspandite caldarine cu combustibil lichid sunt cele de tipul acvatubular cu circulatie naturala sau fortata a amestecului de abur.

Capitolul II

DESCRIEREA NAVEI

2.1. Generalitati

Nava este un petrolier destinat transportului de petrol brut avand un punct de inflamabilitate mai mic de 60 de grade Celsius.Nava are cinci tancuri centrale pentru marfa si zece tancuri laterale, dintre care sase pentru marfa si patru pentru balast.Doua tancuri de decantare sunt dispuse suplimentar la extremitatea pupa a zonei tancurilor de marfa.

In pupa tancurilor de marfa sunt dispuse :

compartiment pompe

compartiment masini

in pupa peretelui de coleziune sunt amplasate afterpicul si masina carmei

Caracteristicile navei sunt :

- lungimea maxima 304m

- latimea maxima 46m

- inaltimea de constructie 22,5m

-pescaj in exploatare 16,66m

- la pescaj maxim nava are 160000 TDW (marfa, apa de balast, rezerva, echipaj, bagaj, lucruri personale si provizii alimentare )

- viteza navei este aproximativ 15 Nd la 23350 CP

-autonomie de 18000 Mm la un echipaj de 50 persoane

Consumatorii de abur la bordul navei :

a) consumatori legati de functionarea motorului principal

preancalzitoare de combustibil si ulei

incalzire filtre si tubulatura combustibil greu

incalzire apa motor diesel

b) consumatori legati de satisfacerea necesitatilor de serviciu ale navei si uz gospodaresc :

- incalzire apa santina

- producere apa tehnica

- incalzire aer conditionat

c) consumatori legati de functionarea instalatiilor de manevra, legare, ancorare, incarcare

d) consumatori legati de asigurarea protectiei impotriva incendiilor

e) consumatori legati de functionarea instalatiei de incarcare-descarcare marfa balast

2.2. Adoptarea tipului de caldarina

Avand in vedere ca in timp, debitul caldarinei se micsoreaza datorita depunerilor, am adaugat la debitul nominal o rezerva de 15%. Astfel, pentru a acoperi necesarul de abur de la bordul navei sunt necesare doua caldarine de 40 tone fiecare.

Reglajul automat continuu al capacitatii de abur produs are loc intre 12,5 si 100%, adica 450-3300 Kg comb./h.

Am adoptat o instalatie de ardere cu arzator de tipul AP 1100 STAS 50-71

- numar de arzatoare 3

- debit nominal combustibil 110Kg comb./h

- debit minim combustibil 450 Kg comb./h

- presiunea combustibilului inaintea arzatorului 29,4 bar

- vascozitatea combustibilului 2,32,4

- pierderea de presiune in arzator 326 mmCA

- debit nominal total 3300 Kg comb./h

- temperatura aerului 100

- temperatura combustibilului 85

2.3. Datele de proiectare

Datele de proiectare ale generatorului de abur sunt urmatoarele:

- debitul nominal Dn=40 t/h

- presiune nominala Pn=15 bar

- temperatura abur supraancalzit tn

- temperatura apei de alimentare tal

- combustibil = pacura STAS 50-71 tip 35/255

- temperatura combustibilului tc

Caracteristicile combustibilului :

- vascozitate la 85 2,35

- punct de congelare 25

- punct de inflamabilitate 90

- compozitie: -carbon C=85,1%

- hidrogen H=11,4%

- sulf S=2,5%

- oxigen O=0,5%

- impuritati 0,05%

- apa H O=0,05%

-azot N

- vanadiu 80ppm

- sodiu 150ppm

- temperatura mediului ambiant to=17

- temperatura de evacuare a gazelor tev=155

Capitolul III

CALCULUL BILANTURILOR ENERGETICE

3.1.Caracteristicile de calcul ale combustibililor lichizi

Analiza elementara a combustibililor lichizi este :

C + H + O + N +S + A + W =100%   

Puterea calorifica este cantitatea de caldura degajata prin arderea completa a unui kg de combustibil astfel incat temperatura reactantilor iainte de ardere si a produselor rezultate dupa ardere sa fie de C.

Simbolurile pentru puterea calorifica sunt STAS 398-69 :

- puterea calorifica superioara [MJ/Kg]

- puterea calorifica inferioara l-a care s-a adaugat indicele superior al masei combustibilului pentru care se determina aceasta marime [MJ/Kg].

Puterea calorifica superioara se poate determina cu relatia:

=

=

=45333,59 KJ/Kg comb

Puterea calorifica inferioara:

=

=

=42758,1 KJ/Kg comb

3.2.Calculul cantitatilor de aer de ardere si gaze de ardere

La proiectarea cazanelor, cantitatile de aer necesare arderii si cantitatile de gaze rezultate in urma arderii se determina pentru unitatea de combustibil care arde efectiv considerand arderea completa.

Pentru simplificarea calculelor la proiectarea unui cazan aerul de ardere si gazele de ardere se determina in volume la starea normala.

Calculul se face in ipoteza in care se considera ca oxigenul are in aer o participatie volumica de 20,95% si o participatie masica de 23,21%.

Aerul de ardere, luat din atmosfera, este aer umed.Umiditatea aerului este indicata prin continutul de umezeala x dat in g/Kg aer uscat.Avand in vedere ca aerul care alimenteaza generarorul de abur provine dintr-o instalatie de uscat aerul, umiditatea acestuia poate fi luata x=10 g/Kg aer uscat.

3.2.1. Arderea combustibililor lichizi

3.2.1.1. Calculul aerului necesar arderii

Cantitatea teoretica de aer uscat necesara arderii combustibilului se determina cu formula:

Adopt coeficientul de exces de aer la sfarsitul focarului corespunzator compozitiei gazelor de ardere care parasesc focarul :

Incarcarea termica a focarului adoptata este :

Cantitatea efectiva de aer de ardere se calculeaza astfel :

3.2.1.2Calculul gazelor de ardere

Cantitatea teoretica de azot din gazele de ardere este :

Cantitatea de gaze de ardere triatomice este data de relatia :

-volumul de dioxid de carbon

-volumul de dioxid de sulf

-cantitatea totala de gaze de ardere triatomice

-cantitatea teoretica de gaze de ardere uscate va fi :

-cantitatea teoretica de vapori de apa din gazele de ardere este :

-cantitatea teoretica de gaze de ardere

-cantitatile efective sunt urmatoarele :

-cantitatea de vapori de apa din gazele de ardere :

-cantitatea totala de gaze de ardere :

3.2.1.3.Variatia coeficientului de exces de aer pe traseul gazelor de ardere

Coeficientul de exces de aer din focar este raportul dintre cantitatea de aer de ardere corespunzand compozitiei gazelor de ardere de la finele focarului si cantitatea teoretica de aer de ardere (cantitatea de aer necesara arderii perfecte

Deoarece focarul si canalele de ardere sunt cu depresiune, iar cazanul este construit cu inzidire, coeficientul de exces de aer dintre focar si cos creste continuu datorita patrunderii de aer fals pentru debitul nominal.

Am adoptat urmatorii coeficienti de patrundere aer fals (Aldea tab.12.6.pag.35) :

-pentru feston :

-pentru sistem convectiv :

-pentru supraancalzitor :

-pentru economizor :

-pentru preancalzitor:

-pentru focar:

Patrunderile de aer fals in portiunile de conducte de gaze de ardere in care este montat preancalzitorul de aer se considera ca provine numai din scaparile de aer din preancalzitor.Rezulta ca raportul dintre cantitatea ce iese din preancalzitor si cantitatea teoretica necesara arderii, adica coeficientul de exces de aer la iesirea aerului pentru ardere din preincalzitor, va fi :

-iesire preancalzitor :

-intrare preancalzitor :

3.2.1.4 Determinarea cantitatilor de gaze de ardere si aer fals dupa fiecare treapta a generatorului

3.2.1.4.1.Determinarea cantitatilor de gaze si aer pentru focar

-volumul de azot

-volumul de aer in exces in focar

-volumul de gaze umede la iesirea din focar

-volumul total de gaze la iesirea din focar

3.2.1.4.2. Determinarea cantitatilor de gaze si aer pentru feston

-excesul de aer :

-volumele gazelor triatomice :

-volumul de azot

-volumul de aer in exces in feston

-volumul de gaze umede la iesirea din feston

-volumul total de gaze la iesirea din feston

3.2.1.4.3. Determinarea cantitatilor de gaze si aer pentru supraancalzitor

-excesul de aer

-volumele gazelor triatomice

-volumul de azot

-volumul de aer in exces in supraancalzitor

-volumul de gaze umede la iesirea din supraancalzitor

-volumul total de gaze la iesirea din supraancalzitor

3.2.1.4.4 Determinarea cantitatilor de gaze si aer pentru sistemul convectiv

-excesul de aer la iesirea din sistemul convectiv

-volumele gazelor triatomice

-volumul de azot

-volumul de aer in exces in sistemul convectiv

-volumul de gaze umede la iesirea din sistemul convectiv

-volumul total de gaze la iesire din sistem convectiv

3.2.1.4.5. Determinarea cantitatilor de gaze si aer pentru economizor:

-excesul de aer din economizor

-volumele gazelor triatomice

-volumul de azot

-volumul de aer in exces in economizor

-volumul de gaze umede la iesirea din economizor

-volumul total de gaze la iesire din economizor

3.2.1.4.6. Determinarea cantitatilor de gaze si aer pentru preancalzitor:

-excesul de aer din preancalzitor :

-volumul de azot

-volumul de aer in exces in preancalzitor

-volumul de gaze umede la iesirea din preancalzitor

-volumul total de gaze la iesire din preancalzitor

3.3. Randamentul termic si consumul de combustibil

3.3.1.Calculul randamentului

La proiectarea unui cazan, randamentul termic se determina pe cale indirecta, adica prin evaluarea pierderilor de caldura.Formula de calcul este :

in care :

- pierderea de caldura incompleta din punct de vedere mecanic

- pierderea de caldura incompleta din punct de vedere chimic

- pierderea de caldura prin reziduurile arderii ramase in focar

- pierderea de caldura prin peretii cazanului spre exterior

- pierderea de caldura cu entalpia sensibila a gazelor de ardere evacuate din cazan

Pierderea de caldura prin arderea incompleta din punct de vedere mecanic pentru combustibili lichizi se admite ca fiind nula :

Pierderea de caldura prin arderea incompleta din punct de vedere chimic pentru combustibili lichizi avand vlori intre 0,5..1%. Am adoptat:

- 

Pierderea de caldura cu rezidurile arderii ramase in focar si care sunt indepartate in exterior, pentru combustibilii lichizi sunt nule :

-

Pierderea de caldura prin peretii cazanului catre mediul exterior se stabileste in functie de debitul nominal al cazanului, avandu-se in vedere constructiile deja existente.Am adoptat :

-

Pierderea de caldura cu entalpia sensibila a gazelor de ardere evacuate din cazan este :

unde:

entalpia aerului umed la temperatura mediului

In acest moment, cu toate pierderile calculate, putem determina valoarea randamentului cazanului conform relatiei:

3.3.2. Calculul consumului de combustibil

3.3.2.1. Formula de calculul a consumului de combustibil :

unde:

caldura utila schimbata in generator (este caldura preluata de agentul termic de lucru apa-abur ).

excesul de entalpie specifica a combustibilului peste temperatura mediului ambiant la preancalzirea acestuia in exteriorul generatorului.

Valoarea caldurii utile este data de relatia :

[KW]

unde :caldura schimbata in economizor si se determina cu relatia:

unde:

-debitul nominal

debitul de purja si se considera ca avand valoarea :

entalpia apei la saturatie : -pe curba de titlu x=0 si presiune 1,1pn=16,5 bar

entalpia apei de alimentare :- presiunea pal=25 bar

-temperatura

cu aceste valori se determina valoarea caldurii preluate de economizor:

este caldura schimbata in sistemul vaporizator si este data de formula:

unde :

=entalpia aburului saturat umed 

unde :

x=titlul aburului pentru care generatorul de abur poate lua valori intre 0,31%.Avand in vedere ca exista dispozitiv de separare a aburului am ales x=0,97

entalpia aburului saturat care iese din sistemul vaporizator si are valoarea 2792,2KJ/KG la presiunea 16,5 bar.

Acum putem calcula valoarea entalpiei aburului saturat umed:

ia=entalpia aburului supraancalzit care paraseste generatorul.Are valoarea 

ia=2993,0 KJ/Kg la -presiunea 15 bar

-temperatura

Acum putem determina caldura schimbata in sistemul vaporizator:

caldura schimbata in supraancalzitor va fi determinata astfel :

KW

Putem determina valoarea caldurii utile :

KW

Calculul excesului de entalpie specifica a combustibilului

KJ/Kg

KJ/Kg

KJ/KG

entalpia aerului umed la intrarea in preancalzitorul de aer la temperatura

entalpia specifica la presiune constanta a aerului umed la temperatura

In aceste conditii :

Se poate determina consumul de combustibil conform formulei :

Debitul efectiv de combustibil ars in generator se poate determina cu relatia :

unde : qm=0% rezulta

3.4.Calculul temperaturii teoretice de ardere in focar

Temperatura teoretica in focar se determina in functie de degajarea utila de caldura considerand conventional arderea adiabata.Cantitatea de caldura degajata in focar este preluata de gazele de ardere care vor avea astfel o anumita entalpie.

Din ecuatia de egalitate a cantitatilor de caldura schimbate in focar, rezulta:

unde:

entalpia gazelor de ardere corespunzatoare temperaturii teoretice din focar si a excesului de aer din acesta.

entalpia aerului umed introdus in focar, care provine de la iesirea din preancalzitorul de aer.

temperatura aerului la iesirea din preancalzitor.Am adoptat aceasta temperatura astfel:

Putem determina valoarea entalpiei

KJ/Kgcomb

3.5. Calculul entalpiei gazelor de ardere la iesirea din focar

Temperatura gazelor la iesirea din focar tf, are valoarea de aproximativ 1250 grade Celsius.Corespunzator acestei temperaturi, am determinat entalpia gazelor la iesirea din focar :

Dimensionarea preliminara a focarului

Volumul focarului este determinat de planul axelor tevilor de ecran,

de suprafata care trece prin axele primului rand de tevi ale festonului sau ale supraancalzitorului paravan si planul orizontal al vetrei.

La calculul schimbului de caldura, volumul paravanelor asezate in partea superioara a focarului pe intreaga sectiune a acestuia nu se includ in volumul focarului.

Principalii indicatori utilizati in proiectarea focarelor :

avand in vedere ca am stabilit incarcarea focarului ca fiind se poate determina volumul focarului:

Stabilirea dimensiunilor focarului :

-lungimea focarului 2,55,5 m L=4,9m

-latimea focarului 2,54,5 m l=4,0m

Inaltimea focarului :

Determinarea suprafetei peretilor focarului ale carui ecrane primesc debitul de caldura, conducand astfel la scaderea temperaturii gazelor de la valoarea teoretica calculata pana la cea de la iesirea din focar, se determina din ecuatia de schimb de caldura intre mediul cald din spatiul de ardere si suprafata rece a aecranelor.

caldura transmisa ecranelor prin radiatie se determina cu relatia :

unde :

este coeficientul care tine seama de pierdere de caldura prin peretii focarului.

Deci Qr este :

in care este gradul de negreala al flacarii determinat de relatia

unde m=0,55 coeficient de mediere pentru pacura

al si anl=gradul de negreala al flacarii luminoase(neluminoase daca acestea ar umple complet focarul).

unde k g = coeficient de atenuare a radiatiei datorita gazelor triatomice si

= participatia volumica a apei.

Presiunea partiala a gazelor de ardere are valoarea :

unde p=0,1Mpa

Grosimea stratului radiant

cu acestea se poate determina valoarea lui k g si anl

unde kf este coeficientul de absorbtie al moleculelor de funingine si se calculeaza cu relatia :

Se poate calcula afl 

Coeficientul mediu de eficienta termica:

unde =0,55 coeficient conventional de murdarie

x=0,99 coeficient unghiular

Se poate determina coeficientul energetic de emisie al focarului

Rezulta M este coeficientul care tine seama de pozitia relativa a nucleului flacarii, coeficient care pentru pacura este :

M=0,54-0,2 x unde x=0,27 caracterizeaza inaltimea relativa a temperaturii maxime

M=0,486

Se poate calcula acum suprafata peretilor focarului:

Fpf

3.7Calculul termic al festonului

Caldura transmisa sistemului convectiv se calculeaza astfel:

Qsvc=Qsv-Qr KW

Se alege procentul din caldura transmisa vaporilor prin feston intre limitele 47%.Am ales 5,5%.

Cantitatea de caldura transmisa festonului este

Qsvc feston=Qsvc0,55=171,191027 KW

Caldura transmisa vaporilor prin sistemul vaporizator final :

Qsvc final= Qsvc - Qsvc feston

Qsvc final= 3112,564 - 171,191027 KW

Entalpia specifica la presiune constanta :

Patrunderile de aer fals in feston au valoarea :

Calculul entalpiei gazelor la iesirea din feston :

20729,62 KJ/Kg comb

Prin interpolare intre valorile 1200 si 1300 grade Celsius se obtine temperatura gazelor la iesirea din feston :

Valoarea se incadreaza intre valorile uzuale 12251235.

Diferenta de temperatura corespunzatoare asezarii tevilor in esichier :

pentru 3 randuri de tevi

3.8.Calculul termic al supraancalzitorului

Patrunderile de aer fals in supraancalzitor au valoarea

Calculul entalpiei gazelor la iesirea din supraancalzitor :

Prin interpolare intre valorile 1000 si 1100 grade Celsius se obtine

temperatura gazelor la iesirea din supraancalzitor :

3.9.Calculul termic al sistemului convectiv

Calculul entalpiei gazelor la iesirea din sistemul convectiv :

Prin interpolare intre valorile 700 si 800 grade Celsius se obtine

temperatura gazelor la iesirea din sistemul convectiv :

 

3.10.Calculul termic al economizorului

Calculul entalpiei gazelor la iesirea din economizor :

Prin interpolare intre valorile200 si 300 grade Celsius se obtine

temperatura gazelor la iesirea din economizor :

 

3.11.Calculul termic al preancalzitorului de aer

Avand in vedere raportul de energie care il preia preancalzitorul de aer, aerul care se introduce in acesta nu necesita o preincalzire prealabila :

Pentru a mentine temperatura gazelor de evacuare la valoarea prestabilita am ales temperatura cu care iese aerul din preancalzitor la valoarea :

In acest caz cantitatea de caldura preluata de preancalzitor este :

Qpa=1191,48 KW

Calculul entalpiei gazelor la iesirea din preancalzitorul de aer :

Prin interpolare intre valorile 100 si 200 grade Celsius se obtine

temperatura gazelor la iesirea din  preancalzitorul de aer :