Page 119 - 《橡塑技术与装备》2024年1期
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设备管理与维护 王其营 等·轮胎生产企业蒸汽蓄热器的选型设计与使用
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根据 A 轮胎公司锅炉最大产汽量可知，公司平均 通过计算得出单位水体积蓄热量 g=125 kg(蒸汽)/m ，
每小时的最大用汽量为 ： 充水系数 ξ 选为 0.9，蓄热器热效率 η 一般确定为 0.99，
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330 t/24 h=13.75 t/h，则可以确定蓄热器最大蓄 代入上述公式计算出蓄热器总体积 V=122.5 m ，经过
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热量为 13.75 t/h。当生产处于低谷、用汽量最小时， 圆整，确定为 V=130 m 。
可以有足够的充热时间 ；当生产量加大、用汽量达到 （4）蒸汽蓄热器外形尺寸确定
高峰时，可以通过蓄热器放热输出蒸汽，满足高峰用 根据卧式容器的内容积及长度限制，容积为 130 m 3
汽要求。 的蒸汽蓄热器，如果是单台制造，蓄热器的尺寸为直
2.4 蓄热器体积计算 径 Φ3 000 mm、总长度为 19 100 mm。由于 A 轮胎公司
（1）蓄热器容积的计算 目前确定的安装空间为长 12 000 mm、宽 11 000 mm，
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蒸汽蓄热器容积的大小主要与蓄热器的最大蓄热 无法安装单台容积为 130 m 的蒸汽蓄热器。
量以及蓄热器的运行压力有关。蒸汽蓄热器的容积计 为此，根据该公司安装空间，推荐使用两台蒸汽
算公式为 ： 蓄热器串联，单台尺寸为 Φ2 800×11 000，其容积之
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V=G/g.η.ξ 和接近 130 m 。在满足使用要求的前提下，还可以方
其中 ： 便运输和安装。两台蒸汽蓄热器串联布局如图 1 所示。
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V— 蒸汽蓄热器的容积，单位 m ； 2.5 蓄热器管径设计计算
G— 蓄热需要的蒸汽量，单位 kg ； （1）主蒸汽至 V 1 阀前管径计算
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g— 单位水体积蓄热量，单位 kg(蒸汽) / m ； 根据上图所示，Q max =13.75 t/h，计算得出管道直
η— 蓄热器热效率，无量纲 ； 径为 114 mm ，为此，可选 DN125 管道即可满足使用
ξ— 蓄热器充水系数，无量纲。 要求。也可以采用目前锅炉出汽管直径，其最大蒸汽
蒸汽蓄热器以蒸汽状态放出热量，必须要有一定 流量会有一定的富裕。
的蒸发面积和容汽空间，以防止蒸汽中严重带水或吊 （2）蒸汽蓄热器 V 1 阀口径确定
水现象的发生，保证输入管道和用汽设备的安全运行。 根据 Q max =13.75 t/h，计算得出 DN125 管道能满
充水系数是指蓄热器内水容积占总容积的百分数，一 足要求，则 V 1 阀门可以采用 PN2.5 DN125 ；也可以
般取为 0.7~0.9。但充水系数值取小时，会使蓄热器计 采用目前锅炉出汽管直径相匹配的阀门，同样可以满
算体积增大，增加投资 ；充水系数值取大时，又可能 足使用要求。
造成蒸汽严重带水或吊水现象，因此根据国内安装的 （3）蓄热器 V 2 阀口径确定
蒸汽蓄热器实际运行充水系数一般确定为 0.85~0.9。 根据 Q max =13.75 t/h，计算得出管道直径为
（2）单位水容积蓄热量计算 161 mm 管道能满足要求 , 圆整后 V 2 阀采用 PN1.6
蒸汽蓄热器水空间单位水容积蓄热量与充热、放 DN200。
热压差成正比。压差大时，蓄热器单位水容积蓄热量 （4）蓄热器 V 2 阀后管径确定
相应增大 ；压差小时，单位水容积蓄热量相应减少。 根据 Q max =13.75 t/h，计算得出管道直径为 161 mm，
根据汽源工作压力及恒定供汽压力的要求，可确定蒸 采用 DN200 管道能满足要求。
汽蓄热器充热及放热压力为 ： 2.6 蒸汽蓄热器系统设计
充热压力 = 汽源输入压力 — 汽源至蓄热器喷嘴出 （1）设备基本配置
口的管系阻力 ； 蒸汽蓄热器是一个卧式容器，顶部设集汽包、人
放热压力 = 用户最低要求压力 + 蓄热器至用户的 孔，底部设固定支座和滑动支座各一只 ；内部装设充
管系阻力 ； 热装置，配置水位计、压力表、温度计；设有蒸汽入口、
蒸汽蓄热器进口及出口管系阻力一般取 0.05 蒸汽出口，进水、放水、排污、放气及安全阀接管等。
MPa。 顶部集汽包出口设汽水分离装置，以保证出汽不
（3）蒸汽蓄热器体积计算 带水和蒸汽冷凝时水的回流。蒸汽蓄热器的充热装置
按照上述分析，A 轮胎公司蒸汽蓄热器最大蓄热量 是由蒸汽分配管和若干喷嘴组组成，每组喷嘴有一只
Q max =13.75 t，充热压力 2.0 MPa，放热压力 0.4 MPa， 循环导流筒和一组喷嘴。充热时蒸汽在喷嘴中将压能
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