Рихтер Л.А. и др. Вспомогательное оборудование ТЭС (распознан)

Подождите немного. Документ загружается.

ному трубопроводу в котельный агре-

гат. При достижении уровнем конден-

сата второго аварийного предела при-

боры защиты дают команду на отклю-

чение питательных насосов и останов

энергоблока.

Защитное устройство предусмат-

ривается одно на группу ПВД. Одна-

ко подача импульсов по уровню кон-

денсата на него предусмотрена от

каждого корпуса подогревателя. При

срабатывании защиты все ПВД от-

ключаются по питательной воде.

Для подогревателя, в котором

предусмотрены охладитель пара и

охладитель конденсата греющего пара,

поток теплоты равен:

Qo.n

+ Qcn+Qo.

(1-2)

Количество теплоты, передавае-

мой в охладителе пара,

(1.3)

для собственно подогревателя

1.5. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ

ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Тепловые расчеты регенератив-

ных подогревателей могут выпол-

няться как поверочные или как кон-

структорские. В результате конструк-

торского расчета определяются по-

верхность нагрева и конструктивные

размеры подогревателя. Целью пове-

рочного расчета является определение

температуры одного из теплоносите-

лей 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 тем-

пература на входе в подогреватель.

В основе теплового расчета лежат

уравнение теплового баланса и урав-

нение теплопередачи.

Для условий, когда одним из теп-

лоносителей является пар, а другим —

вода, уравнение теплового баланса

имеет вид

K-*

)=Ai('..-»«)л-

(l.i)

Здесь Q — поток теплоты, передавае-

мой нагреваемой среде в подогрева-

теле, кВт;

—

расходы пара и

воды, кг/с;

— удельные энталь-

пии нагреваемой воды на выходе и

входе подогревателя,

кДж/кг;

'др

— удельные энтальпии греющего

пара на входе в подогреватель и кон-

денсата греющего пара (дренажа) на

выходе из подогревателя соответст-

венно, кДж/кг;

г\

— коэффициент,

учитывающий потери теплоты в окру-

жающую среду (равен 0,98—0,99).

(1.4)

для охладителя конденсата

(1.5)

В уравнениях (1.3)—(1.5)

.п

—

удельная энтальпия пара на выходе из

охладителя пара;

— удельная эн-

тальпия конденсата пара при темпе-

ратуре насыщения;

—

расходы воды через охладитель пара

и охладитель конденсата соответст-

венно;

(Ц

—

<в)о.п.

—

)c.n

О'в

—

'в)о.к

— количество теплоты,

передаваемой 1 кг воды в охладителе

пара, собственно подогревателе и ох-

ладителе конденсата.

При проведении тепловых расче-

тов количество теплоты, передаваемой

в отдельных элементах подогревателей,

оценивается по температуре грею-

щей и нагреваемой сред. Так, темпера-

тура воды на выходе из охладителя

пара

может приниматься по тем-

пературе насыщения

а температура среды на выходе из

охладителя конденсата

На рис. 1.10, б приведены гра-

фики изменения температур теплоно-

сителей. Для собственно подогрева-

теля температуру греющей среды

можно принять постоянной и равной

температуре насыщения при давле-

нии греющего пара. Для уменьшения

габаритов охладителя конденсата и

охладителя пара через них пропуска-

ется только часть поступающей в

подогреватель воды

(10—20

%).

Пос-

ле смешения потоков воды за охлади-

телем конденсата температура воды

на входе в собственно подогреватель

£.п

становится ниже

£,'

к-

Аналогич-

но при принятой схеме включения ох-

ладителя пара температура воды на

выходе из подогревателя

tl.

будет

ниже t'o.-n-

Недогрев воды до температуры на-

сыщения в собственно подогревателе

и минимальные температурные напо-

ры в охладителях пара и конденсата

выбираются на основании технико-

экономических расчетов.

Уменьшение температурных напо-

ров приводит к повышению тепловой

экономичности блока (за счет более

полного использования теплоты от-

борного пара), но сопровождается рос-

том металлозатрат и капиталовло-

жений в подогреватели. В зависимости

от стоимости топлива, используемого

на электростанции, можно рекомендо-

вать следующие минимальные темпе-

ратурные напоры:

пвд

пнд

Показатель

Стоимость топли-

ва, руб/т . .

.18-23

2,5-5 18-23 2,5-5

Минимальный тем-

пературный на-

пор. °С:

Д/

.... 10 15 7 12

Д/с'п

....

Д/о!к

.... 6 10 3 6

Средний температурный напор для

поверхностей нагрева отдельных эле-

ментов и подогревателя в целом опре-

деляется как среднелогарифмический,

т. е.

_ д/б-Д'м

Д£б

(1.6)

Здесь большие и меньшие температур-

ные разности определяются в соот-

ветствии с графиками рис. 1.10 для

собственно подогревателя

—

tin,

—

&.„,

для охла-

дителя пара (при противотоке)

—

Д*

#.п

—

*с.п,

Для

охладителя конденсата

Д£

/„

—

/с.и

—

Для

слож-

ных схем омывания поверхности на-

грева к среднему температурному на-

пору вводится поправка

ф,

которая

определяется из

[2].

Тогда

Дг

ср

=1|>Д^р°

(1.6а)

Следует заметить, что при числе ходов

теплоносителей более четырех значе-

ние

г|)

близко к 1.

Для тонкостенных труб, приме-

няемых в регенеративных подогрева-

телях, с достаточной степенью точ-

ности можно определить коэффициент

теплопередачи по формуле для плос-

кой стенки

«1

) '•

(1-7)

Здесь

— коэффициенты тепло-

отдачи от греющей среды к стенке труб

и от стенки к нагреваемой среде соот-

ветственно, Вт/(м

• К);

ст

, б

— соответственно толщины стенки

труб и слоя накипи, м, и коэффициен-

ты теплопроводности металла и на-

кипи, Вт/(м • К).

При расчете регенеративных по-

догревателей термическим сопротив-

лением стенки можно пренебречь, а

накипь на стенках труб практически

всегда отсутствует.

Поверхность теплообмена подогре-

вателя F определяется из уравнения

теплопередачи. Для подогревателей

принято определять ее значения по

наружному диаметру труб

(1.8)

где значение

при

;

0,5

)

при а,

та

при

Для определения k и последующего

определения

необходимо вычислить

При

Определении

коэффициен-

тов

теплоотдари

важным является зна-

ние условий теплообмена и состояния

теплопередающих сред. Так, напри-

мер, в охладителях пара и конденсата

теплообмен протекает без изменения

агрегатного состояния вещества. В

собственно подогревателе агрегатное

состояние пара изменяется. Для всех

элементов регенеративных подогре-

вателей характерно вынужденное дви-

жение

нагреваемой среды, при этом

режим движения, как правило,

турбулентный.

Теплообмен с однофазной средой

при течении внутри труб и в каналах

произвольной формы поперечного се-

чения (продольное омывание) при

l/dg

> 40 и турбулентном режиме

Таблица

1.1. Значения коэффициента

р;

в формуле (1.10)

(Re

нием

)

характеризуется уравне-

=0,021

ReO'8

Pr°;

Здесь

— число Нуссель-

та, в состав которого входит искомый

коэффициент теплоотдачи;

с1

— опре-

деляющий размер: при течении среды

в трубах используется внутренний

диаметр

а при продольном обте-

кании труб и

каналов

— эквивалент-

ный диаметр

d.j

4f/P,

где Р — смо-

ченный периметр;

/—площадь

по-

перечного сечения канала, м

. Число

Рейнольдса Re =

wdjv

определяет

режим движения среды, где

w—

ско-

рость, м/с, и v — коэффициент кине-

матической вязкости,

/с.

Число

Прандтля

Рг

via

характеризует

физические свойства среды, где а —

коэффициент ее температуропроводно-

сти,

/с.

Индексы «ж» и «ст» при

числе Рг указывают на значение тем-

пературы, при которой определяется

это число. При нагревании воды или

пара температура стенки труб близ-

ки к температуре среды и значение

Рг

от

оказывается близким значению

Рг„..

Отношение

Рг

/Рг

ст

в этом слу-

чае принимают равным 1.

При развитом турбулентном дви-

жении жидкости (Re <

)

в трубах

и в прямолинейных каналах некруг-

лого сечения с достаточной степенью

точности можно использовать вместо

(1.9) уравнение вида

=0,023 Re

Рг

Р,.

(1.10)

Коэффициент

;

учитывает изме-

нение среднего коэффициента теплоот-

дачи по длине трубы. Если

l/d

> 50,

то

= 1, при

//d

50 значения

;

даны в табл.

1.1.

Для определения коэффициента

теплоотдачи при движении жидкости

в спиральных трубах, применяющих-

-10

2-10

5-10*

105

мое

1,65

1,51

1,34

1,28

1,14

1,50

1,40

1,22

1,11

1,34

1,27

1 18

1,15

1 ,08

1,23

1 18

1 13

1,10

1,05

1,17

1 10

1,08

1,04

1,13

1 10

1 08

1,06

1,03

1,07

1 04

1,03

1,02

1,03

1,02

1,01

ся в ПВД, в уравнение (1.10) вводится

поправка на турбулизацию потока за

счет его поворота. Уравнение (1.10)

в этом случае принимает вид

Nu=

0,023 Re

Рг

(1+

+ U,\lD

), (1.П)

где D

вн

— внутренний диаметр

наименьшего витка спирали, м;

—

число

витков

одной

плоскости

спирали;

— число плоскостей у

спиральной трубы (одинарная или

двойная спираль); /

сп

— длина спи-

рали, м.

Входящие в числа подобия тепло-

физические параметры сред определя-

ются при средней расчетной темпера-

туре теплоносителя

—'выхт('вы1

'вх/

д/

ср

—

~At

(1.12)

В условиях движения жидкости,

когда значения числа Re оказываются

меньшими 2200 (ламинарное течение),

коэффициент теплоотдачи определя-

ется из уравнения

0,l7Re°-

t/.

(1.13)

РГст/

Здесь Gr = figd

At/v

— число Грас-

гофа; At — разность между темпера-

турами стенки и теплоносителя, °С;

= \lt — коэффициент объемного

расширения, 1/°С.

При значении числа Re =

2200-ь

(переходный режим движения

жидкости) коэффициент теплоотдачи

определяется из выражений (1.10) или

(1.11)

с учетом поправки

ср,

значение

Таблица

1.2. Значения поправочного коэффициента

к уравнениям (1.10) и (1.11)

2200

0,22

2300

0,35

2500

0,45

3000

0,59

3500

0,7

5000

0,86

6000

0,91

7000

0,96

10 000

0,99

которой определяется из табл. 1.2.

В охладителях пара и конденсата

передача теплоты к поверхности на-

грева происходит без изменения агре-

гатного состояния пара при внешнем

поперечном омывании пучков прямых

или спиральных труб. При турбулент-

ном течении пара (Re

6 •

)

урав-

нение для определения коэффициента

теплоотдачи имеет вид

Nu-

. (1.14)

Здесь

— шаги труб в попе-

речном и продольном направлениях

потока и наружный диаметр труб со-

ответственно, м;

— коэффициент,

учитывающий влияние количества ря-

дов труб z вдоль потока (для подогре-

вателей ТЭС

?>20;

1).

Значения коэффициента С и по-

казателей степени т, п и р принима-

ются из табл. 1.3.

Таблица

1.3. Значения коэффициента

С и показателей степени т, п и Р

в формуле (1.14)

Характеристика

пучка труб

Коридорный из глад-

ких прямых труб

Шахматный или спи-

ральный

Спиральный при

105

0,2

0,305

0,027

0,64

0,6

0,84

0,35

0,4

0,25

Для гладкотрубного пучка труб,

наклоненного к потоку под углом

ф,

выражение (1.14) дополняется по-

правкой

0,25 sin (2cp — 70) +

0,75. При смешанном (продольном

и поперечном) омывании пучков труб

коэффициент

теплортдачи

определяет-

ся раздельно для каждой части пучка

и усредняется:

поп

""пипТ

прод

""ирод

а=

''поп~г''прод

(1.14а)

Для расчета теплообмена в элемен-

тах подогревателей, где изменение

агрегатного состояния теплоносителей

не происходит, необходимо выбрать

скорость движения среды (после опре-

деления конструктивных размеров

подогревателя скорость уточняется).

Скорость движения теплоносителей

выбирается на основании технико-

экономических расчетов. Увеличе-

ние скорости улучшает условия теп-

лообмена, что приводит к снижению

требуемой поверхности нагрева, т. е.

снижению стоимости регенеративных

подогревателей. В то же время с уве-

личением скорости возрастает гидрав-

лическое сопротивление движению

жидкости, что приводит к возраста-

нию мощности, затрачиваемой на пе-

рекачивание. Оптимальные значения

скорости в значительной степени за-

висят от стоимости топлива и давле-

ния 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

1,5—1,7

м/с.

В регенеративных подогревателях

можно считать, что теплообмен про-

исходит почти в неподвижном паре.

Главными условиями теплообмена в

этом случае являются скорость сте-

кания и толщина пленки конденсата,

образующегося на трубах.

Режим течения пленки конденсата

определяется числом Рейнольдса

(1.15)

Здесь q =

QIF

— средняя плотность

теплового потока через поверхность

нагрева, Вт/м

; / — высота участка

труб между соседними перегородка-

ми, м;

|я

— коэффициент динамичес-

кой вязкости пленки конденсата,

н • с/м

;

— удельная теплота кон-

денсации пара, кДж/кг. При пленоч-

ной конденсации чистого медленно

движущегося пара при

< 100

определение коэффициента теплоот-

дачи можно производить из выражения

\0,25 , / I \0,25

At,

где

0,25

(1.16)

— коэффициент теплопроводно-

сти и плотность конденсата;

—

плотность пара; коэффициент С для

вертикальных труб равен 1,13;

—

поправка на шероховатость и загряз-

нение внешней поверхности труб (для

латунных и нержавеющих труб

1, для стальных цельнотянутых

труб

0,8);

At,

£*

средний перепад температур в по-

граничном слое со стороны греющего

пара; b — комплекс физических вели-

чин.

При

100 значение коэффи-

циента теплоотдачи определяется из

выражения

1/3

—100-1-0,63

Рг„

(1Л7)

Здесь

е=

вает влияние массовой скорости

пара на условия теплообмена.

Для многорядных коридорных и

шахматных пучков горизонтальных

труб (с числом рядов п) средний ко-

эффициент теплоотдачи

а=а

1П

(1.18)

При определении

ах

важным явля-

ется знание температуры стенки по-

верхности нагрева. Определение ее

проводится методами последователь-

ных приближений или графоаналити-

ческим. Сущность последнего сводит-

ся к графическому решению уравне-

Рис.

1.14 Графоаналитическое определе-

ние плотности теплового потока в зависи-

мости от температурного напора

ния для плотности теплового потока

через стенку трубы.

Выражение для плотности тепло-

вого потока можно записать в виде

(1.19)

Из (1.19) следует, что

А^

и, учитывая, что значение

Д/

ст

т^

<7-

Д^>

Ц1&о

получаем

•</+—.

(1.20)

а.

Вид графического решения уравнения

(1.20) показан на рис. 1.14. Исполь-

зуя эту зависимость для найденного

из выражения (1.6)

А^

ср>

определяют

величину q. По найденному значению

q легко определить значения

А^,

Д^ст,

коэффициент теплоотдачи

а затем коэффициент теплопере-

дачи k •=

q/At

и необходимую поверх-

ность нагрева F.

1.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ

ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК

ПОВЕРХНОСТНЫХ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ

ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

При конструкторском расчете ре-

генеративных подогревателей неко-

торые их геометрические характери-

стики (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:

Общая длина труб

г.

(1.21)

(1.22)

где

— средняя длина труб (рабочая);

? — число ходов при движении

воды.

Рабочая длина труб в подогрева-

теле выбирается из соображений ком-

пактности и технологичности. Обыч-

но при выборе исходят из соотноше-

ния

//D

2-ьЗ,

где D

— диа-

метр трубной

доски.

Расположение труб в трубной дос-

ке характеризуется коэффициентом ее

заполнения

равным отношению

числа размещенных труб к числу труб,

которое можно было бы разместить

при полном использовании трубной

доски, т. е.

0,866^

(1.23)

Здесь

./V

— общее число труб в подо-

гревателе, определяемое из соотно-

шения

-f-

nz,

(1.24)

— шаг труб при размещении их в

трубной доске. Значение

определяет-

ся способом крепления труб в трубной

доске и условиями ее ослабления от-

верстиями. При закреплении труб

вальцовкой величина t принимается

равной

(1,25—\,3)d

а при сварном

соединении

1,25

Минимальный диаметр трубной

доски при закреплении в ней наиболь-

шего количества труб достигается при

треугольной разбивке отверстий для

труб, т. е. когда оси отверстий распо-

лагаются в вершинах равносторон-

него треугольника. Для характеристи-

ки заполнения трубной доски ис-

пользуют коэффициент использования

ее

£/

тр

как отношение площади, за-

нятой трубами, к общей площади:

=Nl^

(1.25)

В процессе конструирования по-

догревателя значения

(У

тр

при-

нимаются с последующим уточнени-

ем, исходя из имеющегося опыта про-

ектирования. Диаметр трубной доски

в этом случае определяется из (1.25)

или (1.23), т. е.

(1.26)

При определении конструктивных

характеристик подогревателей при-

нимают во внимание технологию сбор-

ки и ремонта, транспортные условия

и условия прочности отдельных эле-

ментов.

1.7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

ПОВЕРХНОСТНЫХ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ

ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Задачей гидравлического расчета

подогревателей является определение

их гидравлического сопротивления.

Для любого элемента или участка

подогревателя гидравлическое со-

противление определяется выраже-

нием

Здесь

-г

определяет гидрав-

лические потери, возникающие при

движении теплоносителя за счет тре-

ния о стенки труб;

£,

• гид-

равлические потери при движении

теплоносителя, вызванные местными

сопротивлениями (поворотами, су-

жениями или расширениями и т. п.).

Значение коэффициента сопротив-

ления трения

зависит от шерохова-

тости стенок труб А и от режима дви-

жения теплоносителя, определяемого

числом Re. С достаточной степенью

точности значение

может быть опре-

делено из выражения

Х-0.1

(1,46

(1.28)

где А для стальных труб равна 0,2 мм,

для латунных — 0,01 мм.

Таблица

1.4.

Коэффициент местного сопротивления для различных

элементов подогревателей

Наименование

Вход и поворот во входной и выходной камерах

Поворот потока на 180° через промежуточную камеру

Поворот потока на 180° в трубах

Огибание перегородок, поддерживающих трубы

Выход из межтрубного пространства под углом 90°

Вход потока в спираль

Выход из спирали

Влияние кривизны спирали (для п витков)

Значение

1,5

2,5

0,5

0,5—1,0

1,0

1,25

1,0

0,5

Коэффициенты местного сопротив-

ления

для различных элементов по-

догревателей приведены в табл.

1.4.

Потери давления в межтрубном

пространстве подогревателя при кон-

денсации пара незначительны, и ими

в большинстве случаев можно прене-

бречь. То же относится к межтруб-

ному пространству охладителей кон-

денсата.

Гидравлическое сопротивление по

пару встроенного охладителя пара

можно определить, используя форму-

лу

(2s-)

— ,

(1.29)

/ /

2р»

где т — число секций, последователь-

но омываемых паром;

—диаметр

наибольшего витка спирали; /— сече-

ние для прохода пара;

и р" расход

пара и его плотность соответственно.

1.8.

РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ

ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ СМЕШИВАЮЩЕГО

ТИПА

Целью теплового расчета является

определение нагрева конденсата при

принятой схеме его движения. Теп-

лота, подводимая с паром из отборов

турбины к подогревателю, расходует-

ся на нагрев основного конденсата

турбины, частично теряется с выпа-

ром и в окружающую среду, т. е.

Потери теплоты от подогревателя

в окружающую среду невелики и мо-

гут не учитываться в расчетах. Рас-

ход выпара может приниматься рав-

ным 0,25 % расхода греющего пара,

поступающего в подогреватель, или

приниматься таким же, как и в деа-

эраторах вакуумного типа (3 кг на 1 т

номинального расхода питательной

воды).

Расход пара в подогреватель опре-

деляется из уравнения теплового ба-

ланса, а для определения нагрева во-

ды в струях при их поперечном омы-

вании потоком пара используется эм-

пирическая зависимость

= 0,053

0,62

(1.30)

где

— длина струй, м; d — диаметр

отверстий в тарелке, м; П —

GJD

—

отношение массового расхода воз-

духа, содержащегося в греющем па-

ре, к суммарному расходу воздуха и

пара;

, w

— скорость пара и ско-

рость воды в струях, м/с;

Рг,

сг

—

число Прандтля, коэффициент по-

верхностного натяжения для воды и

плотность пара, принимаемые при

температуре насыщения;

— темпе-

ратура насыщения греющего пара, °С;

t\,

— температура воды в начале и

конце струи, °С.

В соответствии с рекомендациями

ЦКТИ начальную скорость истечения

воды из отверстий в тарелках

сле-

дует принимать равной

0,6—1

м/с. При

такой скорости практически исклю-

чается эрозионный износ отверстий и

сохраняется умеренная высота слоя

воды над тарелкой.

Длина струй / в формуле (1 30)

принимается не более 0,7 м, диаметр

отверстий —

5—8

мм, а содержание

воздуха в греющем паре принимается

равным не более 0,1 %

С учетом принятых рекомендаций

число отверстий в гарелке

0,785d

(131)

где

— расход основного конденса-

та, кг/с

Определение нагрева основного

конденсата в струях производится ме-

тодом последовательного приближе-

ния Для этого первоначально ве-

личина нагрева принимается ориенти-

ровочно и определяется количество

сконденсированного при этом пара

где

i", i

— энтальпия греющего пара

и конденсата, кДж/кг

С учетом конденсации части пара

скорость его на входе и выходе из

струйного пучка при поперечном омы-

вании определяется из выражений

nBX

UBX

v"/lL

;

(133)

--D

v"/lL

BUX

(1 33а)

вых

где

£>„

вх

вых

— рас-

ход пара на входе в струйный пучок,

кг/с,

вых

— расход пара на вы-

ходе из струйного пучка, кг/с,

BbIX

— развернутая ширина (сум-

марный периметр всех струй) струй-

ного пучка на входе и выходе пара,

Средняя скорость пара в струйном

пучке может вычисляться как средне-

арифметическая (при

вх

/ш

вы

х<

1,7) или как среднелогарифмичес-

кая из выражения

ср

(134)

Подсчитанное значение скорости

пара и принятые характеристики

струйного истечения должны обеспе-

чить принятый нагрев основного кон-

денсата, определяемый формулой

(1 30) При расхождении принятого

нагрева от подсчитанного по форму-

ле (1 30), превышающем 0,1 °С, рас-

чет повторяется при вновь принятой

величине

Для определения геометричес-

ких характеристик и потерь давле-

ния в подогревателе наряду с тепло-

вым выполняется его гидродинами-

ческий расчет

При отсутствии расхода пара высо-

та слоя конденсата над тарелкой (гид-

родинамический уровень) определяет-

ся из выражения

wil2ga

(135)

где а — коэффициент расхода (для

отверстий диаметром

5—10

мм и тол-

щине листа

6—10

мм принимается рав-

ным 0,6)

При нормальной работе над та-

релкой устанавливается динамичес-

кий уровень, превышающий

на

сумму потерь давления при движении

пара через струйный пучок

Д/?

ст

потерь давления на преодоление мест-

ных сопротивлений при движении па-

ра из одного отсека в другой

Др

Ве-

. т .

личина

Др

ст

„

по

Др

где т —

Sin

глубина струйного пучка; S — шаг

отверстий в тарелке,

Д/?

— гидрав-

лическое сопротивление одного ряда

струй (примерно 2 мм вод ст ) Для

при-

определения

Д/?

нимается, что

—

Высота переливных бортиков та-

релок принимается обычно на

60—

% выше динамического уровня с

учетом загрязнения и возможности

перегрузки подогревателя

При применении в подогревателе

барботажных тарелок должна быть

обеспечена гидродинамическая устой-

чивость их работы Надежное под-

держание слоя воды над тарелкой

обеспечивается при скорости пара в

отверстиях, большей или равной ми-

нимальной и определяемой из вы-

ражения

K'm,n=l,41

V~giW°{P'

—p")gX

р'-р"\1/6

(136)

где d и h — диаметр отверстий и вы-

сота переливных бортиков над тарел-

кой.

Максимальная скорость пара, при

которой обеспечивается надежное со-

хранение барботажного слоя, может

быть определена из уравнения

""макс Р"

VgO

(р'

—р")

1,26-10

0,24

1,66

.(1.37)

В формулах (1.36) и (1.37) все зна-

чения физических параметров при-

нимаются при температуре насыщения

пара. Высота переливных бортиков

принимается равной

60—80

мм, а диа-

метр отверстий —

6—8

мм.

1.9. ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА

ПОДОГРЕВАТЕЛЯ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

но подогреватель проходит 420 кг/с во -

ды. Расход воды через пароохладитель при-

нят равным 70 % расхода пара, поступаю-

щего в подогреватель.

Расход пара в подогреватель обычно

известен из расчета тепловой схемы или

определяется из уравнения теплового ба-

ланса при заданных параметрах:

(*п

—

'др)

Лп

°п.в

(«с.п

—'в)-

Энтальпия воды на выходе из собствен-

но подогревателя определяется при р

==•

= 32 МПа и температуре

/"_

—

Ф.

При значении

= 4,5 °С имеем

= 248 — 4,5 = 243,5 °С и

=' 1051,9 кДж/кг.

Расход пара в подогреватель

420 (1051,9—834,4) 0,99

2802—897,7

= 47,491 кг/с.

Используя полученный расход пара,

определяют температуру воды на выходе

из охладителя конденсата, на входе в соб-

ственно подогреватель и на выходе из ох-

ладителя пара. Из уравнения теплового

баланса для охладителя конденсата (дре-

нажа)

°п

(

'с.п-'др)

°п.д

(<др9-<др)

имеем

Общие данные

В качестве примера рассмотрим рас-

чет регенеративного подогревателя № 8

блока К-500-240. Порядок расчета изложен

в соответствии с [5].

Исходные данные приняты в соот-

ветствии с

[6].

Параметры греющего пара: давление

= 3,89 МПа; температура

295 °С;

энтальпия

(

2945 кДж/кг; давление

пара в собственно подогревателе

р'

= 3,84 МПа; температура насыщения

248

°С;

энтальпия конденсата пара за

собственно подогревателем

1076,1

кДж/кг; энтальпия пара, поступающего

в собственно подогреватель,

= 2802

кДж/кг; температура пара

— 262,2

°С.

Параметры питательной воды: давле-

ние

пв

= 32 МПа; температура на входе

в охладитель конденсата

195,6 °С;

энтальпия воды на входе в охладитель

конденсата

= 834,4 кДж/кг; температу-

ра конденсата на выходе из охладителя

210,1

°С;

энтальпия

др

— 897,7

кДж/кг; энтальпия конденсата ПВД-9

др9

106,9

°С;

расход его 28,841 кг/с.

Расчетная схема подогревателя пока-

зана на рис. 1.10, а. В охладитель конден-

сата поступает часть питательной воды с

расходом 60 кг/с (14,3 %). Через собствен-

пВ

('др8—'др)

-834,

"о.д

47,491 (1076,1—897,7) +

~~*

+ 28,841 (1065,9—897,7) _

~~"

= 1056,5 кДж/кг и

.д

244

°С.

Энтальпия воды на входе в собственно

подогреватель

= 834,4-

"о.д

('о.д—'в)

60(1056,5—834,4) _

420

= 866,1 кДж/кг.

Температура воды на входе в

собствен-

но подогреватель

203

°С.

Энтальпия воды на выходе из пароох-

ладителя (при расходе

0.7D

33,24 кг/с)

°п

1051,9

47,491 (2945—2802) 0,99

33,24

—

1254,17,

а температура

ПО

°С.

По балансу теплоты (1.3)—(1.5) теп-

ловая нагрузка охладителя конденсата

Фо.д

326 кВт, охладителя пара

6723,5 кВт и собственно подогревателя

Qc.

= 81964,7 кВт.

Расчет собственно подогревателя

Среднелогарифмическая

разность тем-

ператур в подогревателе (1.6)

Д'ср

(248—203)—(248—243,5)

248—203

248—243,5

= 17,6 С

Для определения коэффициента тепло-

отдачи от стенок труб к воде необходимо

установить режим движения ее. Скорость

воды в трубах подогревателя принимает-

ся в пределах

1,3—1,8

м/с. Для скорости

1,5 м/с и соответствующих средней

темпе-

243 5

Ч-

203

ратуреводы

Д/

'—к

— 223,25° С

параметрах [v = 0,147-

10~

/с;

64,1

Ю-

Вт/(м-с);

Рг = 0,885] значение

числа Re равно

32,65-10*.

Коэффициент теплоотдачи

для этих

условий определяется из зависимости

(1.11),

где сомножителем, взятым в скобки, пре-

небрегли из-за его малости:

o..

о.4

0,023-64,1-10

0,032

X0,885

0l4

— 2

(32,65-10

)

Вт/(м

-К).

Термическое сопротивление стенки

труб

бстАст

5,36-

Ю-

Значение коэффициента Ъ в формуле (1.19)

при

/=Р

= 1/2

)

= (248 + 223,25)Х

X 1/2 =

235,6

°С равно 7932, т. е.

7932Д^-°

>25

Вт/(м

-К).

В соответствии

с (1.20) и полученными значениями

имеем

+ 5,36-10~

Принимая различные значения q,

строим зависимость At

—

f (q) по типу кри-

вой на рис. 1.14, из которой следует, что

при

Дг=17,6°С

52•

Вт/м

Коэффициент теплопередачи в собст-

венно подогревателе в этих условиях

52-

Юз

=2954

Вт/(м

-К).

,о

Поверхность нагрева собственно подо-

гревателя

81964,7-10

2954-17,6

•

= 1576 м

Практически поверхность нагрева

должна быть несколько выше за счет воз-

можности загрязнений поверхности, кор-

розии и т. п. Принимаем

= 1584 м

При принятой скорости воды в трубах

число спиралей собственно подогревателя

420-0,001215

0,785-1,5-0,022

= 895 шт.

Практически число спиралей прини-

мается кратным произведению числа секций

и числа рядов в каждой секции, т. е.

6-12

= 72. Тогда N = 864 шт. Длина

каждой спирали в этом случае

1584

(

864я-0,032

В заключение теплового расчета соб-

ственно подогревателя рекомендуется уточ-

нить температуру, при которой были опре-

делены физические параметры:

Д/

СТ

=Л

—Д<!=248

—12,26=235,74

°С.

Отклонение от принятого значения

Д/^

равно

0,14

°С,

что вполне допустимо.

Тепловой расчет охладителя пара

Тепловая нагрузка охладителя пара

= 6723,5 кВт. Расход пара

47,491

кг/с, а расход питательной воды

= 33,24 кг/с.

Если размеры спиралей охладителей

пара такие же, как и в собственно подогре-

вателе, тогда сечение для прохода пара

/0,004fS

18-0,004-0,98

0,071 м

(Здесь

= 0,98 учитывает часть длины

труб, участвующей в теплообмене, а 0,004

— расстояние между трубами.)

При двух потоках скорость пара в

охладителе

47,491-0,05889

2-0,071

= 19,7 м/с,

где v — средний удельный объем пара при

его средней температуре.

Эквивалентный диаметр

—

4-0,071

Re =

0,142 м. Число Рейнольдса

19,7-0,142

8,37-10-'

—-••«•'"-.

••

<=•

значение коэффициента теплоотдачи от па-

ра к стенке труб следует определять из

выражения (1.14):

0,027-^

0,0548-(

)°'

.1,157

5260

Вт/(м

-К).