JPH063285B2 - ボイラ装置 - Google Patents
ボイラ装置Info
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- JPH063285B2 JPH063285B2 JP59178070A JP17807084A JPH063285B2 JP H063285 B2 JPH063285 B2 JP H063285B2 JP 59178070 A JP59178070 A JP 59178070A JP 17807084 A JP17807084 A JP 17807084A JP H063285 B2 JPH063285 B2 JP H063285B2
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- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明はボイラ装置、更に詳細には排熱回収ボイラ装置
の改良に関する。
の改良に関する。
工場プロセスの過程で発生する副生ガスの種類に、低カ
ロリガスのものが可成りあり、従来もこれらをボイラの
燃料として有効に利用して来た。その１例として第３図
を参照すると、01はボイラ、０２は空気予熱器、０３は
誘引通風機、０４は煙突であり、これらは煙道０５によ
り連通され、燃焼ガスはボイラ０１から誘引通風機０３
により煙突から排出される。一方燃焼用空気は押込通風
機０６により空気予熱器０２に送られ、その出口空気は
バーナ風箱０７に至り、ボイラ０１の炉内に供給され
る。そして押込通風機０６からバーナ風箱０７に至るま
では風道０８により連通されている。また燃料ガスは燃
料ガス管０９によりＵ字水封器010を経てバーナ風箱０
７内のバーナ011に連通されている。ボイラ給水は、給
水ポンプ012により給水配管013を通じて気水ドラム014
に給水されている。
ロリガスのものが可成りあり、従来もこれらをボイラの
燃料として有効に利用して来た。その１例として第３図
を参照すると、01はボイラ、０２は空気予熱器、０３は
誘引通風機、０４は煙突であり、これらは煙道０５によ
り連通され、燃焼ガスはボイラ０１から誘引通風機０３
により煙突から排出される。一方燃焼用空気は押込通風
機０６により空気予熱器０２に送られ、その出口空気は
バーナ風箱０７に至り、ボイラ０１の炉内に供給され
る。そして押込通風機０６からバーナ風箱０７に至るま
では風道０８により連通されている。また燃料ガスは燃
料ガス管０９によりＵ字水封器010を経てバーナ風箱０
７内のバーナ011に連通されている。ボイラ給水は、給
水ポンプ012により給水配管013を通じて気水ドラム014
に給水されている。
上記の低カロリーガスの代表的な例は製鉄所の高炉ガス
であり、表−１に示すように、燃料ガス中の一酸化炭素
ＣＯを２０〜２５％含有するので、空気による燃料用酸
素の供給が少なくてよい反面、不活性ガスである窒素N2
および炭酸ガスCO2を合わせて７０〜７５％含有するの
で、表−２に示すように、天然ガス、重油に比べて燃料
発熱量が低く、燃焼生成ガス量が非常に多い。このこと
は、ボイラからの排熱回収を計る空気予熱器の設計に関
し重要な条件である。
であり、表−１に示すように、燃料ガス中の一酸化炭素
ＣＯを２０〜２５％含有するので、空気による燃料用酸
素の供給が少なくてよい反面、不活性ガスである窒素N2
および炭酸ガスCO2を合わせて７０〜７５％含有するの
で、表−２に示すように、天然ガス、重油に比べて燃料
発熱量が低く、燃焼生成ガス量が非常に多い。このこと
は、ボイラからの排熱回収を計る空気予熱器の設計に関
し重要な条件である。
ところで，ボイラ・ユニットの高効率化による省エネル
ギ指向に対し、重油、天然ガスあるいは石炭などのよう
な燃料を用いる場合は、空気予熱器の伝熱面積が増加す
れば、それ相当の熱回収が可能で、ボイラ効率も上昇す
るが、高炉ガスのように燃焼ガス量が多大で、加熱側保
有熱量が大きく、被加熱側の空気量が少ない場合は、空
気の温度が上昇し易く、出口空気温度が燃焼ガス温度に
接近して温度差が飽和するので、熱交換量に限界が生
じ、空気予熱器の伝熱面をいくら増加させても、ボイラ
効率の上昇が期待できない状態が生じる。下記はその１
例である。即ち第４図において， ＧＣ＝空気予熱器を通過する燃焼ガス量 ＝305,000kg／Ｈ ＡＣ＝空気予熱器を通過する空気量 ＝126,000kg／Ｈ tg1＝空気予熱器入口燃焼ガス温度 ＝３８８℃ tg2＝空気予熱器出口燃焼ガス温度 ＝２５６℃ Cpg＝燃焼ガスの比熱 ＝0.26Kcalkg・℃ ta1＝空気予熱器入口空気温度＝１０℃ ta2＝空気予熱器出口空気温度＝350℃ Cpa＝空気の比熱 ＝0.245Kcal／kg・℃ Δt1＝空気予熱器高温側におけるガスと空気 の温度差 ＝３８℃ Δt2＝空気予熱器低温側におけるガスと空気 の温度差 ＝246℃ という条件を与えると、空気予熱器の必要伝熱面積（Ｈ
・Ｓ）は 但し，Ｑ＝空気予熱器の熱交換量 ＝ＧＣ×（tgi−tgo）Cpg ＝ＡＣ×（tao−tai）Cpa ＝10,500,000Kcal／Ｈ Ｋ＝熱伝達係数＝２５Kcal／m2h℃ そこで、空気予熱器の伝熱面積を増加して燃焼ガスの排
熱回収量を増加させ、ボイラの熱効率を２％向上させよ
うとする場合の例を下記に示す。ここでボイラの熱効率
を２％向上させるためには、上述のtg2を256℃から226
℃とする必要があるから tg1＝338℃ tg2＝226℃ Ｑ＝ＧＣ（tg1−tg2）Cpg ＝305,000×（388−226）×0.26 ＝12,850,000Kcal 上記の計算から、空気予熱器の高温側において、加熱側
の燃焼ガス温度よりも被加熱側の空気温度が高くならな
いと熱収支的にバランスしないことを示し、実際上この
よな熱交換はありえない。
ギ指向に対し、重油、天然ガスあるいは石炭などのよう
な燃料を用いる場合は、空気予熱器の伝熱面積が増加す
れば、それ相当の熱回収が可能で、ボイラ効率も上昇す
るが、高炉ガスのように燃焼ガス量が多大で、加熱側保
有熱量が大きく、被加熱側の空気量が少ない場合は、空
気の温度が上昇し易く、出口空気温度が燃焼ガス温度に
接近して温度差が飽和するので、熱交換量に限界が生
じ、空気予熱器の伝熱面をいくら増加させても、ボイラ
効率の上昇が期待できない状態が生じる。下記はその１
例である。即ち第４図において， ＧＣ＝空気予熱器を通過する燃焼ガス量 ＝305,000kg／Ｈ ＡＣ＝空気予熱器を通過する空気量 ＝126,000kg／Ｈ tg1＝空気予熱器入口燃焼ガス温度 ＝３８８℃ tg2＝空気予熱器出口燃焼ガス温度 ＝２５６℃ Cpg＝燃焼ガスの比熱 ＝0.26Kcalkg・℃ ta1＝空気予熱器入口空気温度＝１０℃ ta2＝空気予熱器出口空気温度＝350℃ Cpa＝空気の比熱 ＝0.245Kcal／kg・℃ Δt1＝空気予熱器高温側におけるガスと空気 の温度差 ＝３８℃ Δt2＝空気予熱器低温側におけるガスと空気 の温度差 ＝246℃ という条件を与えると、空気予熱器の必要伝熱面積（Ｈ
・Ｓ）は 但し，Ｑ＝空気予熱器の熱交換量 ＝ＧＣ×（tgi−tgo）Cpg ＝ＡＣ×（tao−tai）Cpa ＝10,500,000Kcal／Ｈ Ｋ＝熱伝達係数＝２５Kcal／m2h℃ そこで、空気予熱器の伝熱面積を増加して燃焼ガスの排
熱回収量を増加させ、ボイラの熱効率を２％向上させよ
うとする場合の例を下記に示す。ここでボイラの熱効率
を２％向上させるためには、上述のtg2を256℃から226
℃とする必要があるから tg1＝338℃ tg2＝226℃ Ｑ＝ＧＣ（tg1−tg2）Cpg ＝305,000×（388−226）×0.26 ＝12,850,000Kcal 上記の計算から、空気予熱器の高温側において、加熱側
の燃焼ガス温度よりも被加熱側の空気温度が高くならな
いと熱収支的にバランスしないことを示し、実際上この
よな熱交換はありえない。
それゆえ、空気予熱器の熱交換はΔt1＞０，Δt2＞０で
なければならず、上記計算の場合，理論上の空気温度の
最高値tao(MaX)は388℃で、必要伝熱面積ＨＳ＝∞とな
る。この場合でもtgo＝241℃でボイラ効率は約１．０％
が限度である。
なければならず、上記計算の場合，理論上の空気温度の
最高値tao(MaX)は388℃で、必要伝熱面積ＨＳ＝∞とな
る。この場合でもtgo＝241℃でボイラ効率は約１．０％
が限度である。
即ち、加熱側の燃焼ガス量が多大で、被加熱側の空気量
が比較的少量の条件の場合は、ボイラ効率の向上には限
界があり、且つこの限界内であっても僅かな効率向上の
ためにも空気予熱器が超大形となり、不経済な設備とな
る。
が比較的少量の条件の場合は、ボイラ効率の向上には限
界があり、且つこの限界内であっても僅かな効率向上の
ためにも空気予熱器が超大形となり、不経済な設備とな
る。
本発明は上記の高炉ガスなどの低カロリガス焚ボイラの
熱効率改善を目的とするものである。
熱効率改善を目的とするものである。
すなわち、本発明は、低カロリーガスを燃料とするボイ
ラーに於いて、空気予熱器を高温部と低温部に分割し、
低温部空気予熱器出口の熱空気により、ボイラ給水を加
熱することにより、空気温度を低下させ、高温部空気予
熱器における燃焼ガス温度と空気温度との温度差を大き
くすることにより、空気予熱器の熱交換率を向上させて
燃焼ガスの排熱を多く回収し、ボイラ効率の向上を計っ
たことを特徴とするボイラ装置にある。
ラーに於いて、空気予熱器を高温部と低温部に分割し、
低温部空気予熱器出口の熱空気により、ボイラ給水を加
熱することにより、空気温度を低下させ、高温部空気予
熱器における燃焼ガス温度と空気温度との温度差を大き
くすることにより、空気予熱器の熱交換率を向上させて
燃焼ガスの排熱を多く回収し、ボイラ効率の向上を計っ
たことを特徴とするボイラ装置にある。
以下、本発明を添付図面第１図および第２図に例示した
その好適な実施例について詳述する。
その好適な実施例について詳述する。
第１図において、１はボイラ、２は高温空気予熱器、３
は低温空気予熱器、４は誘引通風機、５は煙突であり、
これらは煙道６により連通され、燃焼ガスはボイラ１か
ら誘引通風機４により煙突５に排出される。一方、燃焼
用空気は押込通風機７により低温空気予熱機３に送ら
れ、その出口空気は空気式ボイラ給水加熱器８を経て高
温空気予熱器２を通り、バーナ風箱９に至り、ボイラ１
の炉内に供給される。そして、押込通風機７からバーナ
風箱９に至るまでは風道１０により連通されている。ま
た、燃料ガスは燃料供給管１１によりＵ字形水封器１２
を経てバーナ１３に至る。
は低温空気予熱器、４は誘引通風機、５は煙突であり、
これらは煙道６により連通され、燃焼ガスはボイラ１か
ら誘引通風機４により煙突５に排出される。一方、燃焼
用空気は押込通風機７により低温空気予熱機３に送ら
れ、その出口空気は空気式ボイラ給水加熱器８を経て高
温空気予熱器２を通り、バーナ風箱９に至り、ボイラ１
の炉内に供給される。そして、押込通風機７からバーナ
風箱９に至るまでは風道１０により連通されている。ま
た、燃料ガスは燃料供給管１１によりＵ字形水封器１２
を経てバーナ１３に至る。
ボイラ給水は、給水ポンプ１４により給水配管１５を通
じ、空気式ボイラ給水加熱器８を経て気水ドラム１６に
給水される。
じ、空気式ボイラ給水加熱器８を経て気水ドラム１６に
給水される。
上記第１図に図示のボイラ全体の作用を略述すれば下記
のとおりである。
のとおりである。
(1)燃焼用空気は押込通風機７により、低温空気予熱器
３に送られ、ボイラ１からの燃焼ガスの排熱を回収しな
がら燃焼空気の予熱を行なう。
３に送られ、ボイラ１からの燃焼ガスの排熱を回収しな
がら燃焼空気の予熱を行なう。
(2)低温空気予熱器３で予熱された空気は、空気式ボイ
ラ給水加熱器８において、ボイラ給水を加熱する。
ラ給水加熱器８において、ボイラ給水を加熱する。
(3)空気式ボイラ給水加熱器８を出た空気は再び高温空
気予熱器２でボイラ排熱を回収し高温空気となってバー
ナ風箱９に至る。
気予熱器２でボイラ排熱を回収し高温空気となってバー
ナ風箱９に至る。
上記の従来の空気予熱器によるボイラ排熱の熱回収は前
述の第４図において説明したように、ボイラ排熱の回収
量には限界があり、ボイラ熱効率の大幅な向上が期待で
きない。
述の第４図において説明したように、ボイラ排熱の回収
量には限界があり、ボイラ熱効率の大幅な向上が期待で
きない。
本発明のボイラ装置は、上記構成、作用のものであり、
空気予熱器を高温部空気予熱器と低温部空気予熱器とに
分割し、低温空気予熱器３と高温空気予熱器２の間に空
気式ボイラ給水加熱器８を設けて、空気の熱量をボイラ
給水に転化し、高温空気通熱器２の入口空気温度を下げ
ているので、高温空気予熱器２におけるボイラ排ガスの
熱回収効率が向上しボイラ効率が上昇する。
空気予熱器を高温部空気予熱器と低温部空気予熱器とに
分割し、低温空気予熱器３と高温空気予熱器２の間に空
気式ボイラ給水加熱器８を設けて、空気の熱量をボイラ
給水に転化し、高温空気通熱器２の入口空気温度を下げ
ているので、高温空気予熱器２におけるボイラ排ガスの
熱回収効率が向上しボイラ効率が上昇する。
以下、前述の第４図における従来の場合と比較し、本発
明の場合のボイラ効率の向上度合を具体的に説明する。
明の場合のボイラ効率の向上度合を具体的に説明する。
第２図において、ボイラ効率を２％向上させる場合 ＧＣ＝高温空気予熱器２と低温空気予熱器３ を通過する燃焼ガス量 ＝305,000×（１−0.02）＝298,900kg／Ｈ ＡＣ＝高温空気予熱器２と低温空気予熱器３ を通過する空気量 ＝126,000×（１-0.02）＝123,480kg／Ｈ ＦＷ＝ボイラ給水量 ＝130,000kg／Ｈ とする。
(1)高温空気予熱器の設計 tg1＝高温空気予熱器入口燃焼ガス温度 ＝388℃ tg2＝高温空気予熱器出口燃焼ガス温度 ＝330℃ では、 Ｑ１＝高温空気予熱器の熱交換量 ＝ＧＣ×（tg1−tg2）×Cpg ＝298,900×（388−330）×0.26 ＝4,507,000Kcal／Ｈ となる。
また， ta4＝高温空気予熱器出口空気温度 ＝350℃ Δtm1＝高温空気予熱器の対数平均温度差 ＝７２℃ K1＝高温空気予熱器の熱伝達係数 ＝25Kcal／m2h℃ では， (2)低温空気予熱器の設計 tg3＝低温空気予熱器入口燃焼ガス温度 ＝330℃ tg4＝低温空気予熱器出口燃焼ガス温度 ＝226℃（ボイラ効率２％向上させる時 の排ガス温度）では、 Ｑ２＝低温空気予熱器の熱交換量 ＝GC×（tg3−tg4）×Cpg ＝298,900×（330−226）×0.260 ＝8,082,000Kcal／Ｈ となる。
また， ta1＝低温空気予熱器の入口空気温度 ＝１０℃ Δtm2＝低温空気予熱器の対数平均温度差 ＝115゜C Ｋ２＝低温空気予熱器の熱伝達係数 ＝25Kcal／m2h℃ では， (3)空気式ボイラ給水加熱器の設計 Ｑｗ＝空気式ボイラ給水加熱器の熱交換量 ＝AC×（ta2−ta3）×Cpa ＝123,480×（277−201）×0.245 ＝2,299,000Kcal／Ｈ となり， tw1＝空気式ボイラ給水加熱器の入口燃料ガ ス温度 ＝140℃ Δtm(W)＝空気式ボイラ給水加熱器の対数平均温 度差 ＝85℃ Ｋ（ｗ）＝空気式ボイラ給水加熱器の熱伝達係数 ＝35Kcal／m2h℃ では， Ｈ・Ｓ（ｗ）＝空気式ボイラ給水加熱器の必要伝熱面 積 ＝773m2 となる。
以上のように、従来の空気予熱器の必要伝熱面積3,780m
2に比べて約１．４倍（高温空気予熱器の必要伝熱面積
2,500m2＋低温空気予熱器の必要伝熱面積2,810m2＝5,31
0m2）の空気予熱器と773m2の空気式ボイラ給水加熱器を
設置すれば，ボイラ効率は約２％向上させることができ
る。
2に比べて約１．４倍（高温空気予熱器の必要伝熱面積
2,500m2＋低温空気予熱器の必要伝熱面積2,810m2＝5,31
0m2）の空気予熱器と773m2の空気式ボイラ給水加熱器を
設置すれば，ボイラ効率は約２％向上させることができ
る。
このように、ボイラの燃料量が２％節減できることは、
上記設備費を短時間の中に原価償却するのに充分であ
り、十分採算が合うものである。
上記設備費を短時間の中に原価償却するのに充分であ
り、十分採算が合うものである。
第１図は本発明の排熱回収ボイラ装置の系統図、第２図
は第１図における燃焼ガスと空気が高温空気予熱器と低
温空気予熱器で熱交換され、更に空気式ボイラ給水加熱
器で空気とボイラ給水が熱交換される時に熱収支の状態
図、第３図は従来の排熱回収ボイラ装置の系統図、第４
図は第３図における燃焼ガスと空気が空気予熱器で熱交
換される時の状態と熱収支を示す状態図である。 １…ボイラ，２…高温空気予熱器，３…低温空気予熱
器，４…誘引通風機，５…煙突，６…煙道，７…押込通
風機，８…空気式ボイラ給水加熱器，９…バーナ風箱，
１０…風道，１１…燃料供給管，１２…Ｕ字形水封器，
１３…バーナ，１４…給水ポンプ，１５…給水配管，１
６…気水ドラム。
は第１図における燃焼ガスと空気が高温空気予熱器と低
温空気予熱器で熱交換され、更に空気式ボイラ給水加熱
器で空気とボイラ給水が熱交換される時に熱収支の状態
図、第３図は従来の排熱回収ボイラ装置の系統図、第４
図は第３図における燃焼ガスと空気が空気予熱器で熱交
換される時の状態と熱収支を示す状態図である。 １…ボイラ，２…高温空気予熱器，３…低温空気予熱
器，４…誘引通風機，５…煙突，６…煙道，７…押込通
風機，８…空気式ボイラ給水加熱器，９…バーナ風箱，
１０…風道，１１…燃料供給管，１２…Ｕ字形水封器，
１３…バーナ，１４…給水ポンプ，１５…給水配管，１
６…気水ドラム。
Claims (1)
- 【請求項１】低カロリーガスを燃料とするボイラの空気
予熱器を高温部空気予熱器と低温部空気予熱器とに分割
し、当該ボイラの排ガスを前記高温部空気予熱器、低温
部空気予熱器の順に導く煙道と、燃焼用空気を前記低温
部空気予熱器、高温部空気予熱器の順に導く風道とを設
け、前記低温部空気予熱器と前記高温部空気予熱器とを
連通する前記風道に空気式ボイラ給水加熱器を介装した
ことを特徴とするボイラ装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59178070A JPH063285B2 (ja) | 1984-08-27 | 1984-08-27 | ボイラ装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59178070A JPH063285B2 (ja) | 1984-08-27 | 1984-08-27 | ボイラ装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6155503A JPS6155503A (ja) | 1986-03-20 |
| JPH063285B2 true JPH063285B2 (ja) | 1994-01-12 |
Family
ID=16042087
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP59178070A Expired - Fee Related JPH063285B2 (ja) | 1984-08-27 | 1984-08-27 | ボイラ装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH063285B2 (ja) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN103836609B (zh) * | 2013-12-04 | 2016-05-04 | 成信绿集成股份有限公司 | 一种电厂锅炉烟气粉尘的减排系统 |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5338454B2 (ja) * | 1973-01-16 | 1978-10-16 | ||
| JPS5989901A (ja) * | 1982-11-15 | 1984-05-24 | 三菱重工業株式会社 | ボイラ装置 |
-
1984
- 1984-08-27 JP JP59178070A patent/JPH063285B2/ja not_active Expired - Fee Related
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| JPS6155503A (ja) | 1986-03-20 |
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