Сетевые насосы

Сетевые насосы устанавливаются на ТЭС индивидуально (на каждую турбоустановку) или как групповые. Число насосов регламентируется [1] следующим образом: при индивидуальной установке ставят два насоса по 50% производительности каждый; на складе предусматривается один резервный насос для всей ТЭЦ или один на каждый тип насосов.

При групповой установке сетевых насосов, если число их не более трех, устанавливается один резервный насос; при четырех насосах и более – резерва не устанавливают.

Подача насосов рассчитывается по расходу сетевой воды D _св, определяемому при расчете тепловой схемы.

Подогреватели сетевой воды современных турбин (от ПТ – 60/80 – 130 до Т – 250/300 - 240) допускают давление воды до 0,8 МПа; сопротивление трубопроводов теплосети значительно выше. Это приводит к необходимости

применять две ступени сетевых насосов: первая ступень (СН I) устанавливается до сетевых подогревателей, вторая (СН II) – перед ПВК.

Давление нагнетания СН I, Р _н^I, МПа, рассчитывается на преодоление сопротивления подогревателей и создания допустимого кавитационного запаса на входе в насос второй ступени:

Р _н^I = D Р _сп1 + D Р _сп2 + Р _в^II.

Кавитационный запас Р _в^II указан в справочнике [6] и составляет в зависимости от производительности насоса 0,05 – 0,40 МПа. Входное давление насосов первой ступени Р _в^I определяется давлением обратной сетевой воды (0,3 – 0,5 МПа). Давление нагнетания сетевых насосов второй ступени Р _в^II в зависимости от сопротивления внешних трубопроводов теплосети составляет 1,5 – 2,2 МПа. Электропитание сетевых насосов производится от двух независимых источников.

Конденсат сетевых подогревателей СП1 и СП2 составляет основную часть потока питательной воды котлов. Конденсатные насосы подогревателя второй ступени СП2 устанавливают без резерва; насосы подогревателя первой ступени СП1 имеют резервный насос.

5. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ И СЕТЕВЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Тепловые расчеты 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, её 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

Q = G (h^I _в - h^II _в) = D _п (h _п – h _др) h (5.1)

Здесь Q – поток теплоты, передаваемой нагреваемой среде в подогревателе, кВт; G, D _п – расходы пара и воды, кг/с; h^I _в, h^II _в – удельные энтальпии нагреваемой воды на выходе и на входе в подогреватель, кДж/кг; h _п, h _др – удельные энтальпии греющего пара на входе в подогреватель и конденсата греющего пара (дренажа) на выходе из подогревателя соответственно, кДж/кг; h - коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду (равен 0,98 – 0,99).

Поверхность нагрева определяется из уравнения теплопередачи

Q = kF D t _ср (5.2)

Здесь k – коэффициент теплопередачи, кВт/м²К; D t _ср – средний температурный напор для поверхности нагрева, К.

Расчеты регенеративных и сетевых подогревателей идентичны. У сетевых подогревателей. отсутствуют охладители пара и дренажа, в связи с чем их расчет упрощается.

Для регенеративного подогревателя, в котором предусмотрены охладитель пара и охладитель конденсата (дренажа) греющего пара, поток теплоты равен

Q = Q _п.о + Q _с.п + Q _о.д (5.3)

Здесь:

· количество теплоты, передаваемой в охладителе пара

Q _п.о = G _п.о (h^II _п.о - h^I _п.о) = D _п (h _п - h _п.о) h _п = k _п.о F _п.оD t _ср (5.4)

· количество теплоты, передаваемой в собственно подогревателе

Q _с.п = G _с.п (h^II _с.п - h^I _с.п) = D _п (h _п.о – h ^в_н) h _п = k _с.п F _с.пD t _ср (5.5)

количество теплоты, передаваемой в охладителе дренажа

Q _о.д = G _о.д (h^II _о.д - h^I _о.д) = D _п (h ^в_н – h ^в_др) h _п = k _о.д F _о.дD t _ср (5.6)

ПО

СП

ОД

hвдр ; tвдр ; Gод

t′= t′од

t″од t′сп

tн ; hвн

t″сп = t′по

Dп; tп; hп

tпо; hпо

t″по

t″

В уравнениях (5.4) - (5.6) h слева – удельные энтальпии нагреваемой среды (воды) на входе и выходе в подогреватели; h справа – удельные энтальпии пара на входе и выходе из каждого отсека (h _п – пар на входе в подогрев; h _п.о – пар на выходе из пароохладителя; h ^в_н – пар в состоянии насыщения, h ^в_др – конденсат пара).

а)

При проведении тепловых расчетов количество теплоты, передаваемой в отдельных элементах подогревателей, оценивается по температуре греющей и нагреваемой сред (рис. 5.1).

F

Fод Fсп Fпо

t

tдр

Vод

t′=t′од

t′сп

t″од

t″сп=t′по

V

t′′

t′′по

Vсп

tн

tпо

Vпо

tп

б)

Рис.5.1. Схема движения сред (а) и температурный график теплоносителей (б)

Так, температура воды на выходе из охладителя пара t _п.о может приниматься по температуре насыщения t _н:

t _п.о = t _н + (10 – 25) ^оС,

а температура среды на выходе из охладителя конденсата

t _др = t^I _в + (5 – 10) ^оС.

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 t^II _с.п становится ниже t^II _о.д. Аналогично при принятой схеме включения охладителя пара температура воды на выходе из подогревателя t^II _с.п будет ниже t^II _о.п.

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. Можно рекомендовать следующие температурные напоры:

Минимальный температурный напор	ПВД	ПНД
D t о.п	10 - 15	7 – 12
D t с.п	3 - 5	2 – 4
D t о.к	6 - 10	3 - 6

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

D t _ср = (D t _б - D t _м) / ln(D t _б / D t _м) (5.7)

Здесь большие и меньшие температурные разности определяются в соответствии с графиком (рис. 5.1) для собственно подогревателя D t _б = t _н - t^I _с.п, D t _м = t _н - t^II _с.п, для охладителя пара (при противотоке) D t _б = t _н - t^II _в и D t _м = t^II _о.п - t^I _с.п, для охладителя конденсата D t _б = t _н - t^I _с.п и D t _м = t^II _о.к - t^I _в.

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

k = (1 /a ₁ + d _ст /l _ст + d _н /l _н + 1 /a ₂) ^–1 (5.8)

Здесь a ₁ и a ₂ – коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке труб и от стенки к нагреваемой среде соответственно, Вт/ м² К; d _ст, l _ст, d _н, l _н – 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 её значения по наружному диаметру труб F _н:

F _н = (Q/k D t _ср) * (d _н /d _р) (5.9)

где значение d _р = d _вн при a ₁ >> a ₂; d _р = 0,5 (d _вн = d _н) при a ₁» a ₂ и d _р = d _н при

a ₁ << a ₂.

Для определения k и последующего определения F _н необходимо вычислить a ₁ и a ₂. При определении коэффициентов теплоотдачи важным является значение условий теплообмена и состояния теплопередающих сред. Так, например, в охладителе 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 l/d _э > 40 и турбулентном режиме (Re > 10⁴) характеризуется уравнением

Nu = 0,021 Re^0,8 Pr_ж^0,43 (Pr_ж/Pr_ст)^0,25 (5.10)

Здесь Nu = a d _э/l - число Нуссельта, в состав которого входит искомый коэффициент теплоотдачи; d _э – определяющий размер: при течении среды в трубах используется внутренний диаметр d _вн, а при продольном обтекании труб и каналов – эквивалентный диаметр d _э = 4 f / P, где P – смоченный периметр; f – площадь поперечного сечения канала, м². Число Рейнольдса Re = wd _э/ v определяет режим движения среды, где w – скорость, м/с, и v – коэффициент кинематической вязкости, м²/с. Число Прандтля Pr = v/а характеризует физические свойства среды, где а – коэффициент её температуропроводности, м²/с. Индексы «ж» и «ст» при числе Pr указывают на значения температуры, при которой определяется это число. При нагревании воды или пара температура стенки труб близка к температуре среды и значение Pr_ст оказывается близким значению Pr_ж. Отношение Pr_ж/Pr_ст в этом случае принимают равным 1.

При развитом турбулентном движении жидкости (Re < 10⁴) в трубах и прямолинейных каналах некруглого сечения с достаточной степенью точности можно использовать вместо (5.10) уравнение вида

Nu = 0,023 Re^0,8 Pr_ж^0,4 e _l (5.11)

Коэффициент e _l учитывает изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы. Если l/d _э ³ 50, то e _l = 1, при l/d _э < 50 значения e _l даны в таблице (5.1)

Таблица 5.1

Значения коэффициента e _l в формуле (5.11)

Re	l/d э
1*104	1,65	1,50	1,34	1,23	1,17	1,13	1,07	1,03
2*104	1,51	1,40	1,27	1,18	1,13	1,10	1,05	1,02
5*104	1,34	1,27	1,18	1,13	1,10	1,08	1,04	1,02
1*105	1,28	1,22	1,15	1,10	1,08	1,06	1,03	1,02
1*106	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 вводится поправка на турбулизацию потока за счет его поворота. Уравнение (5.11) в этом случае

Nu = 0,023 Re^0,8 Pr_ж^0,4 (1+11,11 D _вн n _в n _п / l _сп) (5.12)

где D _вн – внутренний диаметр наименьшего витка спирали, м; n _в – число витков в одной плоскости спирали; n _п число полостей у спиральной трубы (одинарная или двойная спираль); l _сп – длина спирали, м.

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

t _ср = t _вых + (t _вых - t _вх)(D t _ср - D t _м)/(D t _б - D t _м) (5.13)

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

Nu = 0,17 Re^0,33 Gr^0,1 Pr_ж^0,43 (Pr_ж/ Pr_ст)^0,25 e _l (5.14)

Здесь Gr = b gd ³D t / v ² – число Грасгофа; D t – разность между температурами стенки и теплоносителя, ^оС; b = 1/ t – коэффициент объемного расширения, 1/^оС.

При значении числа Re = 2200 – 10⁴ (переходный режим движения жидкости) коэффициент теплоотдачи определяется из выражений (5.11) или (5.12) с учетом поправки j, значение которой определяется из табл. 5.2.

Таблица 5.2.

Значения поправочного коэффициента j к уравнениям (5.11) и (5.12)

Re
j	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

Здесь S₁, S₂, d_н – шаги труб в поперечном и продольном направлениях потока и наружный диаметр труб соответственно, м; e_z – коэффициент, учитывающий влияние количества рядов труб z вдоль потока (для подогревателей ТЭС z >20; e_z=1). Значения коэффициента С и показателей степени m, n и р принимаются из табл. 5.3

Таблица 5.3.

Характеристика пучка труб	С	m	n	р
Коридорный из гладких прямых труб	0,2	0,64	0,35
Шахматный или спиральный	0,305	0,6	0,35	0,25
Спиральный при Re >105	0,027	0,84	0,4

Для гладкотрубного пучка труб, наклоненного к потолку под углом j, выражение 5.15 дополняется поправкой e_y=0,25sin(2j - 70) + 0,75. При смешанном (продольном и поперечном) омывании пучков труб коэффициент теплоотдачи определяется раздельно для каждой части пучка и усредняется:

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

Re_к=10^-3ql/gm_кr (5.17)

Здесь q=Q/F – средняя плотность теплового потока через поверхность нагрева, Вт/м²; l – высота участка труб между соседними перегородками, м; m_к – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, н·с/м²; r – удельная теплота конденсации пара, кДж/кг. При пленочной конденсации чистого медленно движущегося пара при Re_к <100 определение коэффициента теплоотдачи можно производить из выражения

и плотность конденсата; r_н – плотность пара; коэффициент С для вертикальных труб равен 1,13; e_r – поправка на шероховатость и загрязнение внешней поверхности труб (для латунных и нержавеющих труб e_r=1, для стальных цельнотянутых труб e_r=0,8); Dt₁=t_н - t_сп^ср – средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара; b – комплекс физических величин.

При Re_к >100 значение коэффициента теплоотдачи определяется из выражения:

пара на условия теплообмена.

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

a=a₁n^-0,25 (5.20)

При определении a₁ важным является знание температуры стенки поверхности нагрева. Определение ее проводится методами последовательных приближений или графоаналитическим. Сущность последнего сводится к графическому решению уравнения для плотности потока через стенку трубы.

Dt

Dt_ср

q q

Рис. 5.2. Графоаналитическое определение плотности теплового

потока в зависимости от температурного напора

Выражение для плотности теплового потока можно записать в виде

q = bDt^0.75₁ (5.21)

Вид графического решения уравнения (5.22). показан на рис.5.2. Используя эту зависимость для найденного из выражения (5.18) Dt_ср, определяют величину q. По найденному значению q легко определить значения Dt₁, Dt₂ и Dt_ср, коэффициент теплоотдачи a₁, а затем коэффициент теплопередачи k=q/Dt и необходимую поверхность нагрева F.

Литература

1. Нормы технологического проектирования тепловых электрических станций и тепловых сетей.- М.: Теплоэлектропроект, 1981.

2. Паровые котлы большой мощности. Отраслевой каталог 20-90-07.- М.: ЦНИИТЭИтяжмаш, 1990.

3. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции.- М.: Энергоатомиздат, 1987.

4. Малющенко В.А., Михайлов А.К. Энергетические насосы. Справочное пособие.- М.: Энергоиздат, 1981.

5. Смирнов А.Д., Антипов К.М. Справочная книжка энергетика.- М.: Энергоатомиздат, 1987.

6. Тепловые и атомные электрические станции. Справочник./ Под ред. В.А. Григорьева, В. М. Зорина.- М.: Энергоатомиздат, 1989.

7. Рихтер Л.А., Елизаров Д.П., Лавыгин В.М. Вспомогательное оборудование тепловых электрических станций.- М.: Энергоатомиздат, 1989.

8. Аэродинамический расчет котельный установок. Нормативный метод. – Л.: Энергия, 1977

Оглавление

Введение………………………………………………………………………….3

1. Объем и содержание курсового проекта…………………………………….3

2. Порядок выполнения курсового проекта……………….……………………5

3. К выбору вспомогательного оборудования турбинного отделения ТЭС….6

4. Выбор насосов……………………………………………….………….……10

5. Тепловой расчет регенеративных и сетевых подогревателях…………..…20

Литература……………………………………………………………………… 31

Приложение 1. Пример теплового расчета регенеративного подогревателя высокого давления………………………………………………………………32

Приложение 2. Пример теплового расчета сетевого подогревателя………36

Приложение 3. Пример теплового расчета поверхностного регенеративного подогревателя низкого давления……………………………………………….38