Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Лекции - Выбор вспомогательное оборудование ТЭС - файл 1.Методика расчета ПВД.doc


Лекции - Выбор вспомогательное оборудование ТЭС
скачать (2982.7 kb.)

Доступные файлы (15):

1.Методика расчета ПВД.doc412kb.19.11.2007 16:11скачать
1.пример расчета ПВД.doc605kb.18.11.2007 21:43скачать
2.Методика расчета деаэратора.doc40kb.19.11.2007 23:45скачать
2.ПРИМЕР РАСЧЕТА ДЕАЭРАТОРА ПОДПИТОЧНОЙ ВОДЫ ТЕПЛОСЕТИ ПЛЕНОЧНОГО ТИПА.doc122kb.27.12.2007 00:37скачать
3.Выбор тягодутьевых машин.doc211kb.19.11.2007 23:25скачать
3.пример выбора дымососа.doc66kb.19.11.2007 23:25скачать
4.1. механические золоуловители.doc333kb.19.11.2007 23:23скачать
4.2.конструкция электрофильтров.doc345kb.20.11.2007 18:34скачать
4.2. основы расчета элефильтра.doc445kb.27.12.2007 10:45скачать
4.2.пример выбора электрофильтра.doc64kb.27.12.2007 00:25скачать
5.1.Типы дымовых труб.doc229kb.27.12.2007 00:04скачать
5.2.Выбор числа и типа дымовых труб.doc620kb.27.12.2007 00:08скачать
5.3 АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГАЗООТВОДЯШИХ СТВОЛОВ.doc621kb.27.12.2007 00:10скачать
5.4 ТЕПЛОВОЙ и РАСЧЕТ на прочность ДЫМОВЫХ ТРУБ.doc540kb.27.12.2007 10:51скачать
5.5 ПРИМЕР РАСЧЕТА ДЫМОВОЙ ТРУБЫ.doc87kb.27.12.2007 10:42скачать

содержание
Загрузка...

1.Методика расчета ПВД.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...

Тепловой расчет регенеративных подогревателей


Тепловые расчеты регенератив­ных подогревателей могут выпол­няться как поверочные или как кон­структорские. В результате конструк­торского расчета определяются по­верхность нагрева и конструктивные размеры подогревателя. Целью пове­рочного расчета является определение температуры одного из теплоносите­лей или величины подогрева.

Исходные данные принимаются из расчета тепловой схемы или данных испытаний. К ним относятся расход и параметры греющего пара, расход нагреваемой воды, ее давление и тем­пература на входе в подогреватель.

В основе теплового расчета лежат уравнение теплового баланса и урав­нение теплопередачи.

Для условий, когда одним из теп­лоносителей является пар, а другим — вода, уравнение теплового баланса имеет вид

(1.1)

Здесь — поток теплоты, передавае­мой нагреваемой среде в подогрева­теле, кВт; , G — расходы пара и воды, кг/с; , — удельные энталь­пии нагреваемой воды на выходе и входе подогревателя, кДж/кг; , — удельные энтальпии греющего пара на входе в подогреватель и кон­денсата греющего пара (дренажа) на выходе из подогревателя соответст­венно, кДж/кг; — коэффициент, учитывающий потери теплоты в окру­жающую среду (равен 0,98—0,99).

Для подогревателя, в котором предусмотрены охладитель пара и охладитель конденсата греющего пара, поток теплоты равен:

(1.2)

Количество теплоты, передавае­мой в охладителе пара

(1.3)

Для собственно подогревателя

(1.4)

Для охладителя конденсата

(1.5)

В уравнениях (1.3)—(1.5) — удельная энтальпия пара на выходе из охладителя пара; — удельная эн­тальпия конденсата пара при темпе­ратуре насыщения; , — расходы воды через охладитель пара и охладитель конденсата соответст­венно; , и — количество теплоты, передаваемой 1 кг воды в охладителе пара, собственно подогревателе и ох­ладителе конденсата.

При проведении тепловых расче­тов количество теплоты, передаваемой в отдельных элементах подогревателей, оценивается по температуре грею­щей и нагреваемой сред. Так, темпера­тура греющей среды на выходе из охладителя пара может приниматься по тем­пературе насыщения :

,

а температура среды на выходе из охладителя конденсата



На рис. 1.10, б приведены гра­фики изменения температур теплоно­сителей. Для собственно подогрева­теля температуру греющей среды можно принять постоянной и равной температуре насыщения при давле­нии греющего пара. Для уменьшения габаритов охладителя конденсата и охладителя пара через них пропуска­ется только часть поступающей в подогреватель воды (10—20 %). Пос­ле смешения потоков воды за охлади­телем конденсата температура воды на входе в собственно подогреватель становится ниже . Аналогич­но при принятой схеме включения ох­ладителя пара температура воды на выходе из подогревателя будет ниже .


Рис.1.10. Схема движения сред (а) и температурный график

теплоносителей (б)

ОК — охладитель конденсата; СП — соб­ственно подогреватель; ОП — охладитель перегрева



Недогрев воды до температуры на­сыщения в собственно подогревателе и минимальные температурные напо­ры в охладителях пара и конденсата выбираются на основании технико-экономических расчетов.

Уменьшение температурных напо­ров приводит к повышению тепловой экономичности блока (за счет более полного использования теплоты от­борного пара), но сопровождается рос­том металлозатрат и капиталовло­жений в подогреватели. В зависимости от стоимости топлива, используемого на электростанции, можно рекомендо­вать следующие минимальные темпе­ратурные напоры:

Показатель

ПВД

ПНД

Стоимость топли­ва, руб/т

18 — 23

2,5 — 5

18 — 23

2,5 — 5

Минимальный температурный

на­пор, °С



10

15

7

12



3

5

2

4



6

10

3

6

Средний температурный напор для поверхностей нагрева отдельных эле­ментов и подогревателя в целом опре­деляется как среднелогарифмический, т.е.

(1.6)

Здесь большие и меньшие температур­ные разности определяются в соот­ветствии с графиками рис. 1.10:

  • для собственно подогревателя , ;

  • для охла­дителя пара (при противотоке) и ;

  • для охладителя конденсата и .

Для сложных схем омывания поверхности на­грева к среднему температурному на­пору вводится поправка , которая определяется из справочной литературы. Тогда

(1.6а)

Следует заметить, что при числе ходов теплоносителей более четырех значе­ние близко к 1.

Для тонкостенных труб, приме­няемых в регенеративных подогрева­телях, с достаточной степенью точ­ности можно определить коэффициент теплопередачи по формуле для плос­кой стенки

(1.7)

Здесь и — коэффициенты тепло­отдачи от греющей среды к стенке труб и от стенки к нагреваемой среде соот­ветственно, Вт/(м2•К); , , и — соответственно толщины стенки труб и слоя накипи, м, и коэффициен­ты теплопроводности металла и на­кипи, Вт/(м•К).

При расчете регенеративных по­догревателей термическим сопротив­лением стенки можно пренебречь, а накипь на стенках труб практически всегда отсутствует.

Поверхность теплообмена подогре­вателя F определяется из уравнения теплопередачи. Для подогревателей принято определять ее значения по наружному диаметру труб Fн:

(1.8)

где значение при ; при и при .

Для определения и последующего определения необходимо вычислить и . При определении коэффициен­тов теплоотдачи важным является зна­ние условий теплообмена и состояния теплопередающих сред. Так, напри­мер, в охладителях пара и конденсата теплообмен протекает без изменения агрегатного состояния вещества. В собственно подогревателе агрегатное состояние пара изменяется. Для всех элементов регенеративных подогре­вателей характерно вынужденное движение нагреваемой среды, при этом режим движения, как правило, турбулентный.

Теплообмен с однофазной средой при течении внутри труб и в каналах произвольной формы поперечного се­чения (продольное омывание) при и турбулентном режиме (Re>104) характеризуется уравне­нием

(1.9)

Здесь — число Нуссельта, в состав которого входит искомый коэффициент теплоотдачи; — опре­деляющий размер: при течении среды в трубах используется внутренний диаметр , а при продольном обте­кании труб и каналов — эквивалент­ный диаметр , где — смо­ченный периметр; — площадь по­перечного сечения канала, м2. Число Рейнольдса определяет режим движения среды, где — ско­рость, м/с, и — коэффициент кине­матической вязкости, м2/с. Число Прандтля характеризует физические свойства среды, где а — коэффициент ее температуропроводно­сти, м2/с. Индексы «ж» и «ст» при числе указывают на значение тем­пературы, при которой определяется это число. При нагревании воды или пара температура стенки труб близ­ки к температуре среды и значение оказывается близким значению . Отношение в этом слу­чае принимают равным 1.

При развитом турбулентном дви­жении жидкости (Re < 104) в трубах и в прямолинейных каналах некруг­лого сечения с достаточной степенью точности можно использовать вместо (1.9) уравнение вида

(1.10)

Коэффициент учитывает изме­нение среднего коэффициента теплоот­дачи по длине трубы. Если , то = 1, при значения даны в табл. 1.1.

Таблица 1.1. Значения коэффициента в формуле (1.10)





1

2

5

10

15

20

30

40



1,65

1,50

1,34

1,23

1,17

1,13

1,07

1,03



1,51

1,40

1,27

1,18

1,13

1,10

1,05

1,02



1,34

1,27

1,18

1,13

1,10

1,08

1,04

1,02



1,28

1,22

1,15

1,10

1,08

1,06

1,03

1,02



1,14

1,11

1,08

1,05

1,04

1,03

1,02

1,01


Для определения коэффициента теплоотдачи при движении жидкости в спиральных трубах, применяющихся в ПВД, в уравнение (1.10) вводится поправка на турбулизацию потока за счет его поворота. Уравнение (1.10) в этом случае принимает вид

(1.11)

где — внутренний диаметр наименьшего витка спирали, м; — число витков в одной плоскости спирали; — число плоскостей у спиральной трубы (одинарная или двойная спираль); — длина спи­рали, м.

Входящие в числа подобия теплофизические параметры сред определя­ются при средней расчетной темпера­туре

(1.12)

В условиях движения жидкости, когда значения числа Re оказываются меньшими 2200 (ламинарное течение), коэффициент теплоотдачи определя­ется из уравнения

(1.13)

Здесь — число Грасгофа; — разность между темпера­турами стенки и теплоносителя, °С; — коэффициент объемного расширения, 1/°С.

При значении числа Re = 2200104 (переходный режим движения жидкости) коэффициент теплоотдачи определяется из выражений (1.10) или (1.11) с учетом поправки φ, значение которой определяется из табл. 1.2.

Таблица 1.2. Значение поправочного коэффициента φ к уравнениям (1.10) и (1.11)



2200

2300

2500

3000

3500

5000

6000

7000

10000

φ

0,22

0,35

0,45

0,59

0,7

0,86

0,91

0,96

0,99

В охладителях пара и конденсата передача теплоты к поверхности на­грева происходит без изменения агре­гатного состояния пара при внешнем поперечном омывании пучков прямых или спиральных труб. При турбулент­ном течении пара (Re > 6•103) урав­нение для определения коэффициента теплоотдачи имеет вид

(1.14)

Здесь , , — шаги труб в попе­речном и продольном направлениях потока и наружный диаметр труб со­ответственно, м; — коэффициент, учитывающий влияние количества ря­дов труб z вдоль потока (для подогре­вателей ТЭС z > 20; = 1).

Значения коэффициента С и по­казателей степени m, n и p принима­ются из табл. 1.3.

Таблица 1.3. Значения коэффициента С и показателей степени m, n и p в формуле (1.14)

Характеристика пучка труб

C

m

n

р

Коридорный из глад­ких прямых труб

0,2

0,64

0,35

0

Шахматный или спи­ральный

0,305

0,6

0,35

0,25

Спиральный при Re> 105

0,027

0,84

0,4

0

Для гладкотрубного пучка труб, наклоненного к потоку под углом φ, выражение (1.14) дополняется по­правкой . При смешанном (продольном и поперечном) омывании пучков труб коэффициент теплоотдачи определяется раздельно для каждой части пучка и усредняется:

(1.14а)

Для расчета теплообмена в элемен­тах подогревателей, где изменение агрегатного состояния теплоносителей не происходит, необходимо выбрать скорость движения среды (после опре­деления конструктивных размеров подогревателя скорость уточняется). Скорость движения теплоносителей выбирается на основании технико-экономических расчетов. Увеличе­ние скорости улучшает условия теп­лообмена, что приводит к снижению требуемой поверхности нагрева, т. е. снижению стоимости регенеративных подогревателей. В то же время с уве­личением скорости возрастает гидрав­лическое сопротивление движению жидкости, что приводит к возраста­нию мощности, затрачиваемой на пе­рекачивание. Оптимальные значения скорости в значительной степени за­висят от стоимости топлива и давле­ния в трубной системе. Для ПНД значения скорости принимаются 1,7—2,2 м/с при дешевом топливе и 1,5—1,8 м/с при дорогом; для ПВД соответственно 1,6—1,9 и 1,5—1,7 м/с.

В регенеративных подогревателях можно считать, что теплообмен про­исходит почти в неподвижном паре. Главными условиями теплообмена в этом случае являются скорость стекания и толщина пленки конденсата, образующегося на трубах.

Режим течения пленки конденсата определяется числом Рейнольдса

(1.15)

Здесь — средняя плотность теплового потока через поверхность нагрева, Вт/м2; — высота участка труб между соседними перегородка­ми, м; — коэффициент динамичес­кой вязкости пленки конденсата, ;

— удельная теплота кон­денсации пара, кДж/кг. При пленоч­ной конденсации чистого медленно движущегося пара при < 100 определение коэффициента теплоот­дачи можно производить из выражения

(1.16)

где ; и — коэффициент теплопроводно­сти и плотность конденсата; — плотность пара; коэффициент С для вертикальных труб равен 1,13; — поправка на шероховатость и загряз­нение внешней поверхности труб (для латунных и нержавеющих труб , для стальных цельнотянутых труб ); — средний перепад температур в по­граничном слое со стороны греющего пара; — комплекс физических вели­чин.

При > 100 значение коэффи­циента теплоотдачи определяется из выражения

(1.17)

Здесь учитывает влияние массовой скорости пара на условия теплообмена.

Для многорядных коридорных и шахматных пучков горизонтальных труб (с числом рядов n) средний ко­эффициент теплоотдачи

(1.18)

При определении важным явля­ется знание температуры стенки по­верхности нагрева. Определение ее проводится методами последователь­ных приближений или графоаналити­ческим. Сущность последнего сводит­ся к графическому решению уравнения для плотности теплового потока через стенку трубы.

Рис. 1.14. Графоаналитическое определе­ние плотности теплового потока в зависи­мости от температурного напора.


Выражение для плотности тепло­вого потока можно записать в виде

(1.19)

Из (1.19) следует, что , и, учитывая, что значение , а получаем

(1.20)

Вид графического решения уравнения (1.20) показан на рис. 1.14. Исполь­зуя эту зависимость для найденного из выражения (1.6) определяют величину q. По найденному значению q легко определить значения , и , коэффициент теплоотдачи ; а затем коэффициент теплопере­дачи и необходимую поверх­ность нагрева F.
^

Определение основных геометрических характеристик поверхностных регенеративных подогревателей


При конструкторском расчете регенеративных подогревателей некото­рые их геометрические характеристики (число труб, шаг их, диаметр трубной доски и ряд других) должны быть предварительно выбраны. При принятой скорости движения воды и известных параметрах ее на входе в подогреватель число труб при одном ходе равно:

(1.21)

Общая длина труб

(1.22)

где — средняя длина труб (рабочая); z — число ходов при движении

воды.

Рабочая длина труб в подогревателе выбирается из соображений компактности и технологичности. Обычно при выборе исходят из со­отношения , где — диаметр трубной доски.

Расположение труб в трубной доске характеризуется коэффициентом ее заполнения , равным отношению числа размещенных труб к числу труб, которое можно было бы разместить при полном использо­вании трубной доски:

(1.23)

Здесь — общее число труб в подогревателе, определяемое из со­отношения

, (1.24)

а t — шаг труб при размещении их в трубной доске. Значение t опреде­ляется способом крепления труб в трубной доске и условиями ее осла­бления отверстиями. При закреплении труб вальцовкой , а при сварном соединении .

Минимальный диаметр трубной доски при закреплении в ней наи­большего числа труб достигается при треугольной разбивке отверстий для них, т.е. когда оси отверстий располагаются в вершинах равносто­роннего треугольника. Для характеристики заполнения трубной доски применяется коэффициент ее использования , равный отношению площади, занятой трубами, к общей площади:

(1.25)

В процессе конструирования подогревателя значения и принимаются с последующим уточнением, исходя из имеющегося опыта проектирования. Диаметр трубной доски в этом случае определяется из (1.25) или (1.23), т.е.

(1.26)

При определении конструктивных характеристик подогревателей принимают во внимание технологию сборки и ремонта, условия транс­портировки и прочности отдельных элементов.
^

Гидравлический расчет поверхностных регенеративных подогревателей


Задачей гидравлического расчета подогревателей является определение их гидравлического сопротивления.

Для любого элемента или участка подогревателя гидравлическое сопротивление определяется выражением

(1.27)

Здесь определяет гидравлические потери, возникающие

при движении теплоносителя за счет трения о стенки труб, —гидравлические потери при движении теплоносителя, вызванные местными сопротивлениями (поворотами, сужениями или расширениями и т.п.).

Значение коэффициента сопротивления трения зависит от шеро­ховатости стенок труб и от режима движения теплоносителя, опре­деляемого числом Re. С достаточной степенью точности это значение может быть определено из выражения

(1.28)

где для стальных труб равна 0,2 мм, для латунных — 0,01 мм.

Коэффициенты местного сопротивления для различных элемен­тов подогревателей приведены в таблице 1.4.

Таблица 1.4. Коэффициент местного сопротивления для различных элементов подогревателей

Наименование

Значение

Вход и поворот во входной и выходной камерах

Поворот потока на 180о через промежуточную камеру

Поворот потока на 180о в трубах

Огибание перегородок, поддерживающих трубы

Выход из промежуточного пространства под углом 90о

Вход потока в спираль

Выход из спирали

Влияние кривизны спирали (для n витков)

1,5

2,5

0,5

0,5—1,0

1,0

1,25

1,0

0,5


Потери давления в межтрубном пространстве подогревателя при конденсации пара незначительны, и ими и большинстве случаев можно пренебречь. То же относится к межтрубному пространству охладителей конденсата.

Гидравлическое сопротивление встроенного охладителя пара можно определить, используя формулу

(1.29)

где m — число секций, последовательно омываемых паром; — диаметр наибольшего витка спирали; и — расход пара и его плот­ность соответственно.


Скачать файл (2982.7 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации