Расчет конвективной системы печи
Обновлено: 13.05.2024
Расчет конвективной системы печи
Классификация конвективных систем печей
Дымообороты печей представляют собой вертикальные или горизонтальные стенки, между которыми движутся топочные газы.
Стенки-перегородки называют рассечками; горизонтальные участки, соединяющие каналы между рассечками, в зависимости от того, как изменяет направление поток газов, носят название перевалов и подвёрток.
Если газы поднимаются снизу вверх, затем поворачивают в сторону и опускаются вниз, то такой элемент системы называют перевалом. Поворот газов на 180° сверху и вниз осуществляется в элементе, называемом подвёрткой.
Конвективные системы печей, в зависимости от схемы их газового тракта, бывают последовательными, параллельными, бесканальными, комбинированными, с воздухонагревательной камерой.
Системы с последовательно соединёнными каналами подразделяются на однооборотные, двухоборотные и многооборотные, с восходящим движением топочных газов по горизонтальным каналам и коротким вертикальным участкам.
Системы с параллельными каналами делятся на однооборотные и двухоборотные.
В бесканальных системах, называемых также колпаковыми, каналы отсутствуют, их заменяют камеры (колпаки), в которых газы, вышедшие из топливника, движутся вначале вверх, в виде струи, и затем, растекаются вдоль стен, опускаясь к устью дымовой трубы.
В комбинированных системах часть каналов занимает вертикальное положение, а часть — горизонтальное.
В некоторых случаях, применяют печи с дымооборотами, омывающими воздухонагревательные камеры.
Конвективные системы печей: процессы
Теплота в отопительных печах частично аккумулируется поверхностями топливника, воспринимающими её, в основном, в виде лучистой (радиационной) энергии. Другая часть тепловой энергии переходит в дымовые газы, направляющиеся, под действием тяги, в атмосферу.
Использование теплоты дымовых газов — задача конвективных поверхностей печей.
Конвективными поверхностями называют поверхности, расположенные в газоходе и обогреваемые движущимся потоком горячих дымовых газов, которые отдают свою теплоту надтопочной части печи, в результате контакта со стенками каналов.
Газоход большинства печей представляет собой разветвлённую систему кирпичных каналов, которые формируют единый газовый тракт, начинающийся в дымоотводящем проёме топливника (хайле) и завершающийся в месте присоединения массива печи к дымовой трубе.
Совокупность дымооборотов, состоящая из соединённых между собой вертикальных и горизонтальных каналов, которые предназначены для аккумуляции теплоты отходящих газов, называют конвективной системой. Та часть печи, где расположена эта система, называется конвективной зоной.
При конструировании конвективной зоны, стремятся к тому, чтобы тепловая энергия дымовых газов использовалась оптимально, т.е., дымообороты должны аккумулировать теплоту отходящих газов таким образом, чтобы, поступая в атмосферу, их температура несколько превышала уровень, за пределами которого наступает конденсация газов и происходит интенсивное выпадение сажи в каналах.
Надтопочные конвективные системы печей
Вырабатываемая в топочных устройствах отопительных печей теплота частично аккумулируется в процессе сжигания топлива поверхностями топливника, которые воспринимают ее в основном в виде лучистой (радиационной) энергии. Другая часть тепловой энергии переходит в дымовые газы, покидающие топливник и направляющиеся под действием тяги в атмосферу. Полезно использовать теплоту дымовых газов — задача конвективных поверхностей печей.
Конвективными называют поверхности, расположенные в газоходе и обогреваемые движущимся потоком горячих дымовых газов, которые отдают свою теплоту надтопочной части печи в результате контакта со стенками каналов. Газоход большинства печей представляет собой разветвленную систему кирпичных каналов, которые формируют единый газовый тракт, начинающийся в дымоотводящем проеме топливника (хайле) и завершающийся в месте присоединения массива печи к дымовой трубе. Совокупность дымообаротов, состоящая из соединенных между собой вертикальных и горизонтальных каналов, которые предназначены для аккумуляции теплоты отходящих газов, называют конвективной системой. Та часть печи, где расположена эта система, называется конвективной зоной.
При конструировании конвективной зоны стремятся к тому, чтобы тепловая энергия дымовых газов использовалась оптимально, т. е. дымообороты должны аккумулировать теплоту отходящих газов таким образом, чтобы, поступая в атмосферу, их температура несколько превышала уровень, за пределами которого наступает конденсация газов и происходит интенсивное выпадение сажи в каналах.
Для максимального использования теплоты отходящих газов следует развивать площадь тепловоспринимающих поверхностей конвективной зоны печи путем увеличения числа каналов и протяженности пути дымовых газов. Передачу теплоты продуктов сгорания поверхностям конвективной системы называют процессом теплообмена. Количественно теплообмен между поверхностью твердого тела и газообразной средой определяется уравнением Ньютона — Рихмана:
где Q — тепловой поток, Вт; F — площадь поверхности тепловосприятия, м2; tт, tст — температура соответственно газа и стенок, °С; β — коэффициент тепловосприятия, зависящий от условий теплообмена в печи: скорости газового потока, материала стенок каналов, шероховатости поверхностей, воспринимающих тепловой поток, и т. п.
Процесс теплообмена во многом зависит от режима движения газов. Различают ламинарное и турбулентное движения потока дымовых газов. При ламинарном движении поток газов перемещается слоями, не перемешиваясь. Весь поток газов как бы состоит из множества тонких струек, каждая из которых движется параллельно стенкам канала (рис. 43, а). При таком режиме передача от каждой струйки к стенке конвективной поверхности осуществляется преимущественно за счет теплопроводности. Однако воздух — плохой проводник теплоты. Следовательно, интенсивность теплообмена при ламинарном движении газов низкая. Отсюда вытекает первое правило конструирования конвективных систем печей: скорость движения потока должна обеспечивать турбулентность течения дымовых газов, что способствует интенсивному восприятию теплоты стенками каналов газохода.
При турбулентном движении топочные газы интенсивно перемешиваются, образуя завихрения (рис. 43, г, д), благодаря чему процесс теплообмена протекает значительно эффективней по сравнению с теплообменом при ламинарном движении. Известным физиком О. Рейнольдсом (1842—1912) были установлены критерии, обусловливающие переход из ламинарного в турбулентное движение. Главными факторами возникновения турбулентного движения являются: скорость газовой среды, количество твердых частиц в ней, сечение канала и шероховатость его поверхностей, а также наличие различного рода выступов, впадин, сужений, расширений и др. Скорость газовой среды при ее постоянном объеме зависит от размеров сечений канала: чем меньше сечение, тем поток движется быстрее. Однако при этом возрастает сопротивление газохода движению газов. На сопротивление также влияют протяженность конвективной системы и наличие участков на пути продуктов горения, преодолевая которые газы меняют свое направление или переходят из канала большего сечения в канал с меньшими размерами сторон и наоборот.
Сопротивление движению газового потока, которое оказывают прямолинейные участки газохода, называют линейным, а препятствия, возмущающие поток, считают местными сопротивлениями. Линейные сопротивления (рис. 43, а) зависят от качества кладки каналов, поэтому толщина швов между рядами кладки не должна превышать 5 мм, а тепловоспринимающие поверхности следует тщательно выравнивать. Местные сопротивления в виде расширения (рис. 43,6), поворотов (рис. 43, в), сужения снизу (рис. 43, г) или сверху (рис. 43, д) должны иметь плавные очертания, так как внезапные изменения скорости потока приводят к выпадению сажи из дымовых газов и к увеличению сопротивления газового тракта.
Скорость дымовых газов определяют из уравнения ν = L/F, где ν — скорость потока, м/с; L — объем дымовых газов, приведенный к температуре канала, м3; F — живое сечение канала, м2.
Выявив характер газодинамического процесса конвективной системы, определяют соответствие размеров площадей поверхностей тепловосприятия и теплоотдачи режиму эксплуатации печи. Если площадь поверхности тепловосприятия будет недостаточной, то теплопроизводительность печи не достигнет заданной величины, а стенки газохода будут интенсивно разрушаться от чрезмерного нагрева. Если площадь поверхности тепловосприятия (дымооборотов) чрезмерно развита, то температура уходящих газов может понизиться настолько, что из продуктов горения начнет выпадать конденсат, в результате резко ухудшится тяга, в помещение будет поступать дым и от влаги снизится прочность кирпичной кладки. Отсюда вытекает второе правило конструирования конвективных систем: площадь поверхности теплоотдачи печи должна быть равна площади поверхности тепловосприятия.
Третье правило конструирования конвективных систем состоит в следующем: протяженность газохода следует выбирать в зависимости от сопротивления потоку газов и температуры конденсации паров, содержащихся в продуктах горения.
КЛАССИФИКАЦИЯ КОНВЕКТИВНЫХ СИСТЕМ
Дымообороты представляют собой вертикальные или горизонтальные стенки, между которыми движутся топочные газы. Стенки перегородки называют рассечками 3 (рис. 44); горизонтальные участки, соединяющие каналы между рассечками, в зависимости от того, как изменяет направление поток газов, носят названия перевалов 2. Если газы поднимаются снизу вверх, затем поворачивают в сторону и опускаются вниз, то такой элемент системы называют перевалом. Поворот газов на 180° сверху и вниз осуществляется в элементе, называемом подверткой. Конвективные системы печей в зависимости от схемы их газового тракта бывают последовательными, параллельными, бесканальными, комбинированными, с воздухонагревательной камерой.
Системы с последовательно соединенными каналами (рис. 45, а) подразделяются на однооборотные 7, двухоборотные 2 и многооборотные 3 с восходящим движением топочных газов по горизонтальным каналам и коротким вертикальным участкам. Системы с параллельными каналами (рис. 45,6) делятся на однооборотные / и двухоборотные 2. В бесканальных системах (рис. 45, в), называемых также колпаковыми, каналы отсутствуют, их заменяют камеры (колпаки), в которых газы, вышедшие из топливника, движутся вначале вверх в виде струи, а затем растекаются вдоль стен, опускаясь к устью дымовой трубы.
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНЫЕ КОНВЕКТИВНЫЕ СИСТЕМЫ
В конвективных последовательных системах печей дымовые газы проходят протяженный путь к трубе (рис. 46, а, б), преодолевая большое количество местных сопротивлений в верхних (перевалах 5) и нижних (подвертках 6) точках, а также значительные линейные сопротивления. Большинство печников старой школы стремились класть такие печи, у которых последовательная конвективная система имела много оборотов: от 7 до 13. При этом нередко применялась двухплоскостная система (рис. 46, б) с несколькими подъемными / и опускными 2 каналами. Основные недостатки многооборотных печей: неравномерный прогрев конвективной зоны, что вызывает многочисленные трещины в кладке печи из за неравномерного температурного расширения каналов; значительное сопротивление газового тракта, что обусловливает необходимость возведения высоких дымовых труб; большое количество мест, где скапливается сажа.
К последовательным относятся системы с подъемными (рис. 46 в) и опускными (рис. 46 г) горизонтальными и смешанными (вертикальными и горизонтальными) (рис. 46, III) дымооборотами. По эксплуатационным и технологическим качествам такие системы несовершенны. Это объясняется тем, что горячий поток топочных газов, перемещаясь по горизонтальным каналам, наслаивается на их верхние стенки (рис. 47), что ведет к снижению теплопередачи от газового потока к нижним стенкам каналов. КПД конвективных систем с горизонтальными каналами всегда ниже КПД систем с вертикальными каналами. Кроме того, горизонтальные каналы, у нижней поверхности которых скорость газов мала, подвержены интенсивным заносам сажей и золой. В свою очередь, это ведет к ухудшению работы печи. При кладке печей с горизонтальными каналами последние часто приходится оформлять в виде сводов, что технологически сложно. Печи с горизонтальными последовательными конвективными системами были распространены лишь в прошлом веке в помещениях не большей высоты, в которых вертикальные системы разместить не удавалось.
ПАРАЛЛЕЛЬНЫЕ КОНВЕКТИВНЫЕ СИСТЕМЫ
Такие системы впервые были введены в практику строительства печей русским архитектором И. И. Свиязевым. Конструктивная особенность параллельных систем состоит в том, что продукты горения подводятся к конвективной зоне по одиночному подъемномуканалу 6 (рис. 48, л) и распределяются общим верхним каналом 5 по нескольким параллельно функционирующим опускным каналам 4 газохода мчи. В каналах 4 топочные газы движутся сверху вниз, достигают коллектора 1, из которого отводят в дымовую трубу 2 через последний подъемный шкал 3.
В многоплоскостных параллельных системах (рис. 48, б) подъемный канал 3, из которого продукты горения подводятся к конвективной зоне, как правило, занимает центральное положение. Каналы 4 с нисходящим потоком газов объединяются сборным горизонтальным каналом 8, из которого газы по каналу попадают в дымовую трубу 2.
Преимущества параллельных конвективных систем по сравнению с последовательными следующие: при равновеликих площадях поверхностей тепловосприятия сопротивление газового тракта значительно меньше; в одном и том же объеме конвективной зоны размещается большая теплоаккумулирующая масса; значительно меньшее количество сопротивлений на пути газового тракта; параллельная система обеспечивает равномерный прогрев всей конвективной части печи. Кроме того, каналы параллельной системы легко очистить от сажи. Преимущество систем с одним подъемным и несколькими опускными параллельными каналами — самопроизвольное регулирование тяги в конвективной части печи.
5.3.6. Расчет конвективной поверхности нагрева печи
Поверхность нагрева конвекционных труб определяется по формуле:
Hk=Qk/k1*∆Tср, где QK - количество тепла, передаваемого сырью в
конвекционных трубах,Вт; k1 - коэффициент теплопередачи в конвекционной камере печи, Вт/(мК); ∆Тср - средний температурный напор, К.
Qк=Qпол-Qр=9172,75*10 3 Вт –7736*10 3 Вт=1436,75*10 3 Вт
1.1(α1+ αл)[3, стр 169]
α1- коэффициент теплоотдачи излучением от дымовых газов к трубам, Вт/(м К); αл-- коэффициент теплоотдачи излучением от трехатомных газов к трубам, Вт/(м К).
С- постоянная, для шахматного пучка труб, равная 0,33; (β - коэффициент, зависящий от числа рядов труб в пучке (полагая, что число рядов будет более 10, примем (β = 1[11, стр!69]); λг - коэффициент теплопроводности дымовых газов, Вт/(м К).
Критерии Re и Рг рассчитываются при средней температуре дымовых газов в камере конвекции ( определяющий размер - наружный диаметр труб).
В камере конвекции устанавливаются трубы с полезной длиной 1тр= 9,5м, наружным диаметром d,, = 127мм и толщиной стенки 8мм. Шаг между трубами равен [13стрЗ] S = 2,0dH = 0,254м. В каждой камере размещается змеевик для одного потока сырья. В одном горизонтальном ряду его установлено в шахматном порядке по 3 трубы.
Найдем наименьшую площадь свободного сечения для прохода дымовых газов:
fГ=(bk-nldH)latp=[(nl-1)S + 3dH--nldH ]lтр=[2*0,254 + 3* 0,127-3*0,127]=4,8м
Определим линейную скорость в самом узком сечении пучка по формуле:
m - число параллельно работающих камер или число потоков сырья.
Коэффициент динамической вязкости дымовых газов найдем по формуле:
где Мг, Цг - молекулярная масса и динамическая вязкость газа;
Mi,μi- молекулярные массы и динамические вязкости, - определяются по номограмме [16,стр579] компонентов дымовых газов; хi- объемные доли компонентов дымовых газов в смеси.
5.5. Основы расчета конвективных поверхностей нагрева
Расчет конвективных поверхностей нагрева базируется на совместном решении системы уравнений теплового баланса и теплообмена. Уравнения теплового баланса отражают равенство между теплом, отданным дымовыми газами и воспринятым паром, водой или воздухом.
Количество тепла, отданное продуктами сгорания рассчитываемой поверхности, определяется по формуле, кДж/кг (кДж/м 3 )
.
где I′, I″ – энтальпии газов, соответственно, на входе в поверхность нагрева и на выходе из нее, кДж/кг (кДж/м 3 ); ΔαI0.прс – количество тепла, вносимого присасываемым воздухом, кДж/кг (кДж/м 3 ); Δα – присос воздуха в газоход; I0.прс – энтальпия теоретически необходимого количества присасываемого воздуха, кДж/кг (кДж/м 3 ); Qдоп – тепловосприятие дополнительной поверхности, включенной параллельно или последовательно по ходу газов с рассчитываемой поверхностью, кДж/кг (кДж/м 3 ).
Количество теплоты, получаемое паром в конвективном пароперегревателе или водой в экономайзере, не получающих излучение из топки, может быть определено из следующего уравнения, кДж/кг (кДж/м 3 )
,
где D – расход пара (воды) через поверхность, кг/с; Bр – расчетный расход топлива, кг/с (м 3 /с); i", i' – энтальпии пара (воды) на выходе из поверхности нагрева и на входе в нее, кДж/кг.
Количество теплоты, передаваемое воздуху в воздухоподогревателе без промежуточных отборов и подводов воздуха, кДж/кг (кДж/м 3 )
,
где , βрц, βизб – отношения количества воздуха, подаваемого в топку из воздухоподогревателя, рециркулирующего в воздухоподогревателе и избыточного (отдаваемого на “сторону”) к теоретически необходимому; ,– энтальпии воздуха, теоретически необходимого для горения топлива, при температурах на входе в воздухоподогреватель и выходе из него, кДж/кг (кДж/м 3 ); Δαвп – присос воздуха в воздухоподогреватель.
Уравнение теплообмена связывает количество передаваемого тепла Qт с величиной поверхности нагрева F, кДж/кг (кДж/м 3 )
,
где k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 ·К); Δt – средний температурный напор, К.
Для поверхностей, у которых тепло, передаваемое рабочей среде, включает в себя тепловосприятие от газов и излучение из топочного объема, приходится отдельно учитывать оба слагаемых.
Средний температурный напор для противоточной и прямоточной схем движения теплоносителя, а также при постоянной температуре одной из сред определяется как среднелогарифмическая разность температур, К
,
где Δtб– разность температур сред на том конце поверхности нагрева, где она больше, К; Δtм– разность температур сред на другом конце поверхности, К
В случае, если отношение Δtб/Δtм ≤ 1,7, температурный напор можно с достаточной точностью определять как среднеарифметическую разность температур, К
.
Для схем, отличных от чистого противотока и прямотока, при расчете температурного напора используется коэффициент пересчета от противоточной схемы к более сложной, определяемый, в зависимости от схемы тока, по номограммам.
Если полученное из уравнения теплообмена значение тепловосприятия Qт отличается от определенного по уравнению баланса Qб не более, чем на 2 %, расчет поверхности не уточняется. При большем расхождении Qт и Qб принимают новое значение конечной температуры и повторяют расчет.
Глава 6 Расчёт конвективных поверхностей нагрева
Конвективные поверхности нагрева паровых и водогрейных котлов играют важную роль в процессе получения пара или горячей воды, а также использования теплоты продуктов сгорания, покидающих топочную камеру. Эффективность работы конвективных поверхностей нагрева в значительной мере зависит от интенсивности передачи теплоты продуктами сгорания воде и пару.
При расчете конвективных поверхностей нагрева используется уравнение теплопередачи и уравнение теплового баланса.
.
равнение теплового баланса
где К — коэффициент теплопередачи, отнесенный к расчетной поверхности нагрева, Вт/(м 2 ·К);
—температурный напор, °С;
Вр — расчетный расход топлива, кг/с;
Н — расчетная поверхность нагрева, м 2 ;
—коэффициент сохранения теплоты, учитывающий потери теплоты от наружного охлаждения;
I', I" — энтальпии продуктов сгорания на входе в поверхность нагрева и на выходе из нее, кДж/кг;
—количество теплоты, вносимое присасываемым в газоход воздухом, кДж/кг.
Коэффициент теплопередачи (К) является расчетной характеристикой процесса и всецело определяется явлениями конвекции, теплопроводности и теплового излучения.
Из уравнения теплопередачи ясно, что количество теплоты, переданное через заданную поверхность нагрева, тем больше, чем больше коэффициент теплопередачи и разность температур продуктов сгорания и нагреваемой жидкости. Очевидно, что поверхности нагрева, расположенные в непосредственной близости от топочной камеры, работают при большей разности температуры продуктов сгорания и температуры воспринимающей теплоту среды. По мере движения продуктов сгорания по газовому тракту температура их уменьшается и хвостовые поверхности нагрева работают при меньшем перепаде температур продуктов сгорания и нагреваемой среды. Поэтому чем дальше расположена конвективная поверхность нагрева от топочной камеры, тем большие размеры должна она иметь и тем больше металла расходуется на ее изготовление.
Уравнение теплового баланса показывает, какое количество теплоты отдают продукты сгорания воде или пару через конвективную поверхность нагрева.
Количество теплоты (Qб), отданное продуктами сгорания приравнивается к теплоте, воспринятой водой или паром. Для расчета задаются температурой продуктов сгорания после рассчитываемой поверхности нагрева и затем уточняют ее путем последовательных приближений. В связи с этим расчет ведут для двух значении температуры продуктов сгорания после рассчитываемого газохода.
6.1 Тепловой расчёт первого газохода
1. По чертежу определяются конструктивные характеристики рассчитываемого конвективного газохода: площадь поверхности нагрева, шаг труб и рядов (расстояния между осями труб), диаметр труб, число труб в ряду, число рядов труб и площадь живого сечения для прохода продуктов сгорания. Для данной конструкции котла ширина газохода а=1,6 м, а высота b=2,1 м [2].
Строим русскую баню по уму
Методика расчета кирпичной печи-каменки для русской паровой бани. Часть 3
Итак, мы рассмотрели ЗДЕСЬ и ЗДЕСЬ часть факторов, которые требуется учитывать при выборе для своей бани подходящей для нее кирпичной банной печи.
Кратко перечислим эти факторы.
Это:
— количество тепла, теряемого вашей (будущей или имеющейся) баней в течение 1 часа. Значение этого параметра напрямую зависит от теплотехнических характеристик, используемых для строительства бани материалов;
— стартовая температура наружного воздуха и температура, до которой предстоит нагреть банной печью то или иное помещение бани (парную, моечную, комнату отдыха). Одно дело нагреть парную от -20 0 С до 60 0 С, и совсем другое дело нагреть парную, например, от 0 0 С до тех же 60 0 С;
— продолжительность процесса пользования баней, в течение которого должны поддерживаться стабильными температурные и влажностные характеристики атмосферы внутри того или иного помещения бани (в первую очередь парной);
— будет ли вами использоваться печь для нагрева воды, если да, то сколько (каков объем) воды собираетесь нагреть и до какой температуры;
— сколько килограммов пара вам нужно в процессе принятия бани (зависит от продолжительности поддержания в парной требуемых вам температурно-влажностных режимов).
В конечном итоге, все вышеуказанные факторы будут определять необходимое бане количество тепла. И именно банная печь призвана будет обеспечить баню этим теплом.
От величины генерируемого и отдаваемого печью тепла (как было показано в Части 2 Методики) будут зависеть будущие массогабаритные показатели печи, ее внутренняя архитектура и требуемое для ее кладки количество кирпича.
Отметив все эти факторы, перейдем к процедуре расчетов основных конструктивных элементов кирпичной банной печи.
Итак, предположим, что будущая наша банная печь должна иметь в плане размеры 5,5 на 5,5 кирпичей (1,43х1,43м) и содержать 30 рядов кирпичной кладки (активная высота печи при этом будет равна 1,6м).
Основными элементами конструкции нашей печи, расчет которых мы будем производить, являются:
— конвективная система (опускные и подъемные дымовые каналы);
— входное сечение поддувального отверстия;
— размеры колосниковой решетки и ее «живое» сечение;
— сечение канала дымовой трубы.
Первым шагом в наших расчетах будет расчет основных конструктивных параметров топливника банной печи: его геометрических размеров (lт, bт, hт, м), площади его пода Fпода, м, размеры колосниковой решетки (ее площадь Fк, м 2 , комбинацию ее сторон lк, bк, м, наиболее подходящие для данного топливника, площадь ее «живого» сечения).
Для наших расчетов будем использовать ГОСТ 2127-47 [1].
Хотя этот ГОСТ уже и утратил силу (отменен с 01.01.76г.), но ничего альтернативного ему на замену так и не было больше принято. Поэтому при расчетах архитектуры нашей будущей банной печи будем руководствоваться соображениями, изложенными в Части 1 и Части 2 данной Методики, а также некоторыми положениями данного нормативного документа.
Итак, наша банная печь в выбранных размерах после протопки будет генерировать своей поверхностью за 1 час 5 952 Вт*час (или 5 122 ккал/час) тепла.
Вспомним, что наша банная печь должна будет запасти для наших нужд в своем массиве не менее 112 100 Вт = 96 462 ккал тепла.
Если разделить нужное нам для бани количество тепла 96 462 ккал на тепловую отдачу печи 5 122 ккал/час, то мы узнаем время (96 462/5 122=19 час), в течение которого печь будет отдавать запасенное тепло бане только за счет конвективного теплопереноса.
Естественно, мы всегда сможем ускорить (увеличить) интенсивность изъятия тепла из печи, прокачивая через раскаленное нутро печи воздух, либо испаряя на каменке воду.
Вначале определим количество дров В, кг, которое нам предстоит сжечь, для того, чтобы печь способна была генерировать через свою поверхность в течение 1 суток тепловой поток 5 122 ккал/час.
В этом случае за 1 сутки печь должна будет отдать Qрасч = Qчас*24 = 5 122*24 = 122 928 ккал тепла.
Для получения этого количества тепла в печи надо сжечь следующее количество дров:
B = Q расч/(Q д н*ηпечи) = 122 928/(3 300*0,7) = 53,2 кг, (1)
— Q д н = 3 300 ккал/кг – минимальная теплотворная способность 1 кг дров с относительной влажностью 25% (дрова, сушенные в поленнице в течение 2 лет);
— ηпечи=0,7 – коэффициент полезного действия печи на дровах c колосниковой решеткой [1].
Cогласно [1], для отопительных печей со среднечасовой теплоотдачей свыше 5 000 ккал*час продолжительность 1 топки (при 2-х разовой топке печи в сутки) не должна превышать m = 2 час.
Как мы уже отмечали, банные печи, топятся в большинстве случаев за 1 раз и общая продолжительность 1 топки составляет не менее 3,5-4 часов.
Поэтому для наших расчетов примем продолжительность 1 топки банной печи m=4 часа.
При этом часовой расход, сжигаемых в топливнике нашей будущей банной печи дров Bчас, кг/час, составит:
Bчас = B/m = 53,2/4,0=13,3 кг/час. (2)
Размеры топливника определяют из условия одновременной загрузки в него всего количества топлива, потребного на одну топку. В нашем случае эта величина составляет 53,2 кг дров.
Далее определяем объем, занимаемый дровами, сжигаемыми в топливнике за 1 топку (m=4 часа) Vдров, м 3 :
Vдров = B/γ = 53,2/420 = 0,13 м 3 , (3)
γ = 420 – удельная объемная плотность 1 м 3 уложенных в поленнице дров, кг/м 3 .
Именно этот объем дров (Vдров = 0,13 м 3 ) должен помещаться целиком в топливнике нашей будущей банной печи и прогорать за 1 топку (m=4 часа).
Имея величину объема загружаемых в топку дров, рассчитаем площадь пода нашей печи Fпода, м 2 :
Fпода = Vдров/h дров = 0,13/0,35 = 0,37 м 2 , (4)
h дров = 0,35, м – высота охапки дров, загружаемых в топливник печи с производительностью Q > 4 000 Вт*час , при которой наиболее эффективно происходит процесс их сжигания [2] (как раз наш случай).
Определив размеры площади пода топливника, подберем его ширину (bт, м) и длину (lт, м) для нашей печи с размерами сторон 5,5 на 5,5 кирпичей. При этом также будем учитывать то обстоятельство, что согласно [2], стороны топливника желательно делать кратными длине 120 мм (0,5 кирпича).
Примем для нашего топливника ширину равную bт = 0,38 м (1,5 кирпича).
Учитывая немалые размеры в плане нашей будущей банной печи, примем решение, что топливник будет располагаться посередине печи. Над топливником сверху будет располагаться каменка. По бокам топливника симметрично вдоль его правой и левой стенок будут располагаться 2 опускных (сзади) и 2 подъемных (спереди) канала конвективной системы. Стенки топливника будут футерованы шамотным кирпичом марок ШБ-8 (250×124х65 мм) и ШБ-5 (230×114х65 мм), а стенки каналов конвективной системы будут футерованы шамотом ШБ-6 (230×114х40 мм) (Рис.1).
Рис.1
Определим длину нашего топливника:
lт = Fпода/ bт = 0,37/0,38 = 0,97 м (
Топливник данной длины отлично вписывается в размеры, которые наша печь будет иметь в глубину (5,5 кирпичей).
Теперь определимся с высотой топливника hт, м.
При определении высоты топливника будем учитывать 3 фактора:
1-й фактор, размер свободного пространства, заключенного между верхом загруженных в печь дров и перекрышей топливника.
2-й фактор, объем нашего топливника не может быть меньше определенных размеров, т.е. Vт ˃ Vmin. Минимально-допустимый объем топливника Vmin , м 3 диктуется величиной максимального удельного напряжения топочного пространства топливника Е, (ккал/м 3 *час или Вт/м 3 ), которое может быть создано в нем горящим топливом (в нашем случае дровами) и превышение которого не допустимо. Для топливников на дровах теплонапряженность их топочного пространства не должна превышать значения E=350 000 ккал/(м 3 *час) [1] или E=440 000 Вт/(м 3 ) [2].
3-фактор, размер каменки, которая будет размещаться над топливником.
Согласно [2], для печей с тепловой отдачей 4 000 Вт и более между верхом загруженного в печь топлива (дровами) и перекрытием топливника должно оставаться минимум 420 мм свободного пространства, необходимого для максимально полного сгорания летучих.
Посмотрим, каким должен быть по высоте наш топливник, чтобы удовлетворять вышеуказанным требованиям.
В нашем случае высота слоя загружаемых в печь дров равна h дров = 0,35 м. Добавляем 0,42 м свободного пространства над дровами, и получаем высоту нашего топливника hтопл = 0,35+0,42=0,77 м.
Тогда минимально допустимый объем топливника Vmin, отвечающего этим требованиям, можно найти из соотношения:
Vmin = Bчас* Q д н*η топл /E*1,2 м 3 , (6)
Bчас – часовой расход сжигаемых дров, кг;
Q д н – минимальная теплотворная способность дров влажностью 25%, ккал/кг;
Е = 350 000 – напряжение топочного пространства топливника при сжигании дров с влажностью 25%, ккал/(м 3 *час) [1];
η топл = 0,9 – коэффициент полезного действия топливника c колосниковой решеткой [1];
1,2 – коэффициент максимального допустимого превышения теплонапряженности топочного объема топливника E [1].
Таким образом, топливник на дровах для нашей будущей банной печи Vт должен иметь внутренний объем не менее:
Vmin = 13,3*3 300*0,9/350 000*1,2=0,094м 3 . (7)
Проверим, каким получается объем нашего топливника и соответствует ли он требованию Vт ˃ Vmin.
В нашем случае получаем
Vт = bт* lт* hт = 0,38*0,97*0,77 = 0,284 м 3 .
Видим, что объем топливника нашей будущей банной печи соответствует предъявляемому требованию (превышает по своим размерам Vmin): 0,284 м 3 ˃ 0,094 м 3 .
Итак, мы (предварительно) определились с основными размерами топливника (по его внутренним поверхностям) нашей будущей банной печи.
Теперь разберемся с 3-м фактором, который мы должны будем учесть при выборе (проектировании) банной печи. Касается этот фактор каменки, и не только ее геометрии и будущих размеров, но и ее расположения относительно топливника печи.
В нашем примере мы будем предполагать, что каменка находится непосредственно над топливником печи и греется дымовыми газами, пронизывающими ее (чугунно-каменную закладку) снизу-вверх. Другими словами мы предусматриваем наличие в нашей печи каменки фильтрующего типа (условно фильтрующую проходящие сквозь нее дымовые газы).
Условно допустим, что каменка состоит из n-го количества узких извилистых дымовых каналов, по которым дымовые газы поднимаются к перекрыше печи и через 2 хайла, расположенных в боковых шамотных стенках топливника поступают в опускные каналы конвективной системы печи, расположенные симметрично вдоль длинных сторон топливника (см. Рис.1).
Как мы уже знаем, наша будущая печь с теплоотдачей 5 952 ккал*час имеет 30 рядов кирпичной кладки, т.е. высота печи составляет 2,1 м.
В печи перекрыша содержит 3 ряда кирпичной кладки толщиной 3*0,07=0,21 м.
Колосник топливника лежит на уровне верха 4 ряда внешней кирпичной кладки печи или на расстоянии 4*0,07 = 0,28 м от основания печи.
Топливник, как мы рассчитали и спроектировали, будет иметь высоту 0,77 м.
Таким образом, у нас остается внутри печи над топливником свободное пространство высотой 2,1-0,21-0,77-0,28 = 0,84 м (равное толщине 12 рядов внешней кирпичной кладки: 0,84/0,07=12), в котором мы и разместим нашу каменку.
Предположим теперь, что пространство топливника в нашей печи сверху ограничено шамотной (чугунной) решеткой высотой 6-7 см.
Назначение данной решетки — перемешивание дымовых газов с подаваемым в топливник воздухом на горение, а также для лучистого нагрева этой решеткой в раскаленном состоянии загруженных в печь дров и способствованию их скорейшему пиролизу (разложению) на горючие летучие (СО, СхНу, Н2).
Над этой решеткой сверху на расстоянии еще 6-7 см находится чугунный колосник (или чугунные бруски), на который(ые) и опирается непосредственно чугунно-каменная закладка каменки.
Таким образом, объем внутреннего пространства печи, отводимый под каменку, уменьшиться по высоте на 1 ряд кирпичной кладки (
Итоговая высота этого объема составит 0,84-0,07=0,77 см или 11 рядов кирпичной кладки.
При таких раскладах низ каменки окажется на высоте (от основания печи):
0,28м (расстояние от основания печи колосника) +0,77м (высота топливника)+0,07 (высота шамотной решетки) = 1,12 м (16 ряд кирпичной кладки).
Общий объем внутреннего пространства печи, отводимый под каменку, составит:
Vкам = 0,38*0,97*0,77 = 0,284 м 3 .
А общая высота топливника и каменки в будущей банной печи будет:
lтоп кам = 0,77+0,07+0,77=1,61 м.
По сути, эта величина оказалась равной активной высоте печи, непосредственно определяющей активный объем печи и величину ее теплоотдачи Qчас.
Отметим данный факт и будем двигаться далее.
Следующим этапом нашего расчета будет определение геометрических размеров колосниковой решетки топливника.
Площадь колосниковой решетки топливника определяется из соотношения [1]:
Fк = Bчас/R = 13,3/250 = 0,053 м 2 , (8)
R=250 – весовое напряжение колосниковой решетки при сжигании на ней дров с влажностью 25%, кг/м 2 *час.
Учитывая форму и размеры сторон пода топливника, а также то, что колосник своей длинной стороной будет располагаться вдоль топливника, и имеющиеся в продаже ассортимент колосников с заданными типоразмерами, примем, что длину нашей колосниковой решетки равной lк = 0,3 м.
Тогда ширина колосника будет равна:
bк = Fк/ lк = 0,053/0,3=0,18 м. (9)
В качестве колосника можно выбрать, например, колосник РУ-2 (300х200 мм).
При расчете колосника подразумеваются его внешние размеры.
Нормативное «живое» сечение колосниковой решетки для дров (площадь отверстий в решетке) должно составлять не менее 18% от общей площади колосника по [1] или 25% по [2].
На этом прервемся, а завершим уже наши расчеты основных конструктивных элементов будущей банной печи уже в следующем посте.
Пока!
Использованная литература.
1.ГОСТ 2127-47. Печи отопительные, теплоемкие. Нормы проектирования. М., 1948
2.Школьник А.Е. Печное отопление малоэтажных зданий. М., Высшая школа, 1991.
Читайте также: