Циркуляционные насосы 1 страница

По условиям работы циркнасосы перекачивают большое количество воды при относительно невысоком давлении. Расход воды на конденсатор рассчитывается по летнему режиму работы при условии обеспечения номинальной электрической мощности и покрытия летних тепловых нагрузок [14].

Для электростанций с турбинами типа ПТ расход охлаждающей воды принимается с учетом среднего летнего отбора пара на производство, но не ниже 60 % от расхода воды на конденсационном режиме. Для первых двух турбин ПТ, устанавливаемых на электростанции, расход воды принимается по конденсационному режиму.

Расход охлаждающей воды , кг/с, при конденсационном режиме приводится в данных завода-изготовителя конденсатора [16] или рассчитывается по формуле

,

где максимальный расход пара в конденсатор, кг/с, определенный в расчете тепловой схемы; m – кратность охлаждения, кг/кг. Оптимальное значение m принимается в зависимости от системы водоснабжения и конструкции конденсатора ().

Переход от массового расхода воды, кг/с, к объёмному, м³/с, м³/час, ука­зываемого в справочниках, производится по соотношению, приведенному в начале раздела.

Расчетный расход охлаждающей воды, , кг/с, выбирается с учетом подачи части воды на газо- и воздухоохладители генератора, маслоохладители, водяные эжекторы, водоподготовку и прочие нужды

.

На электростанциях блочного типа принята блочная схема водоснабжения. Устанавливаются два циркуляционных насоса по 50 % производительности без резерва. Каждый насос работает на свою систему, включающую напорный водовод, половину конденсатора и сливной водовод.

На неблочных ТЭС устанавливают не менее четырех насосов (без резерва). Резервные насосы предусматривают только на электростанциях, использующих для охлаждения морскую воду.

Давление циркуляционного насоса зависит от выбранной системы во­доснабжения и размещения оборудования на территории ТЭС. Наиболее при­емлемой во всех отношениях является прямоточная система водоснабжения (см. рис. 1.11), но условия её применения ограниченны.

Рис. 1.11. Определение напора циркуляционного насоса:

1 – приемный колодец; 2 – насос; 3 – конденсатор; 4 – сифон; 5 – сливной коллектор

Давление нагнетания насоса при прямоточной схеме должно преодолевать гидравлическое сопротивление тракта и геодезический напор (подъём) воды от уровня в приемном колодце до верха конденсатора . Для равнинных местностей высота подъёма не превышает 10 – 15 м. Уменьшение расчетной величины подъема при перетекании воды с одного уровня на другой можно достичь, используя свойства сифона. Реальная величина сифона меньше теоретической (10 м) из-за сопротивления сливной линии и составляет 6,5 – 8 м. При использовании сифона давление нагнетания насоса , кПа,

,

где , сопротивление входного и сливного трактов, каждое т них не должно превышать 20 – 25 кПа; сопротивление конденсатора, (точное значение указано в справочниках [15, 16] для выбранного типа конденсатора), кПа.

Давление во всасывающем патрубке циркуляционного насоса оп­ределяется допустимым кавитационным запасом, указываемом в типоразмере насоса; в среднем оно составляет 20 – 80 кПа.

На насосных станциях блочного типа применяются преимущественно вертикальные осевые насосы с поворотными лопастями (тип ОПВ) произво­дительностью до 120000 м³/ч и давлении нагнетания от 70 до 220 кПа.

При оборотной системе водоснабжения с прудами-охладителями давление определяется так же, как в прямоточной схеме. В системах охлаждения с градирнями расчетное давление насосов существенно выше, чем при прямоточной схеме за счет подачи воды к оросительному устройству градирни на высоту 10 – 20 м и составляет 220 – 250 кПа.

Сетевые насосы

Сетевые насосы устанавливаются на ТЭС индивидуально (на каждую турбоустановку) или как групповые. Число насосов регламентируется [14] 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 , 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, , МПа, рассчитывается на преодоление сопротивления подогревателей и создания допустимого кавитационного запаса на входе в насос второй ступени:

.

Кавитационный запас указан в справочнике [16] и составляет в зави­симости от производительности насоса 0,05 – 0,4 МПа. Входное давление насосов первой ступени определяется давлением обратной сетевой воды (0,3 – 0,5 МПа). Давление нагнетания сетевых насосов второй ступени 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.

Примеры расчета

Пример 1.1. Рассчитать теплообменник для предварительного подогрева
10 %-го раствора NaОH, поступающего затем на выпаривание. Для нагрева применяется конденсат при температуре °С ( МПа); расход нагреваемого раствора кг/ч; начальная температура раствора °С; конечная температура раствора °С; расход теплоносителя кг/ч. Потери теплоты в окружающую среду принять равными нулю. Давление подаваемого раствора равно 0,4 МПа.

Решение. Количество теплоты Q, передаваемое в единицу времени, и конечную температуру конденсата определяем из уравнения теплового баланса

.

Теплоемкость раствора находим при его средней температуре

°С.

При температуре 67,5 °С теплоемкость раствора Дж/(кг·К). Теплоемкость воды Дж/(кг·К).

Тогда количество теплоты Q равно, Вт:

,

а температура равна, °С:

.

Предварительно выбираем противоточную схему. Средний температурный напор при противотоке равен (см. рис. 1.1), °С:

.

Для определения коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи необходимо выбрать геометрические параметры элементов аппарата, теплофизические свойства раствора и воды.

Ввиду возможности загрязнения поверхности теплообмена отложениями раствор пропускаем по трубкам, а конденсат – в межтрубное пространство.

Рис. 1.12. График изменения температур в подогревателе раствора при противотоке

Выбираем трубы Ø мм, выполненные из стали марки Ст. 20, коэффициент теплопроводности Вт/(м·К).

Производим определение коэффициента теплоотдачи со стороны раствора. По [9] выбираем скорость раствора м/с. В первом приближении определим температуру стенки со стороны накипи, °С:

.

Физические параметры раствора при °С; Па·с; Вт/(м·К); м²/с; кДж/(кг·К); ; кг/м³ (см. прил. 2).

Определяем критерий Рейнольдса:

.

Тогда

,

где , – длина трубы, мм; d – диаметр трубы, мм. Принимаем длину труб равной 4 м. , тогда (см. прил. 12).

При °С .

;
Вт/(м2·К).

Тогда удельный тепловой поток равен, кВт/м²:

.

Для дальнейшего расчета методом приближений определим коэффициент теплоотдачи со стороны конденсата. Принимаем скорость конденсата равной 1 м/с, по средней температуре конденсата °С определяем (см. прил. 3, 4): кг/м³; Вт/(м·К); м²/с; .

Число Рейнольдса:

.

Определяем из (см. прил. 12) значения коэффициентов , в формуле для поперечного обтекания пучка гладких труб:

;
;
Вт/(м2·К).

Если принять, что температура стенки со стороны накипи (межтрубное пространство) также равна 93,9 °С, то тогда удельный тепловой поток равен, кВт/м²:

.

Сравнивая величины и , можно сделать вывод, что при приблизительно равных коэффициентах теплоотдачи и температурных напорах (по практическим данным) необходимо задаваться новыми значениями скоростей и делать перерасчеты.

Ориентировочно приняв, что °С, производим расчеты и сводим их в табл. 1.4.

Таблица 1.4

Результаты расчета теплообмена

Раствор	Конденсат
, м/с			, Вт/(м2·К)	, кВт/м2	, м/с			, Вт/(м2·К)	, кВт/м2
0,9		156,4		111,8	0,5		184,5		113,6
0,8		142,4		101,8	0,4		154,2		110,0
0,7		127,9		91,4	0,3		128,6		91,7
0,6		113,1		80,8	0,2		100,1		71,4
0,5		97,8		69,9	0,1		65,2		46,5
0,4		81,8		58,4	0,09		61,1		43,5

Приняв тепловую проводимость загрязнений со стороны конденсата Вт/(м²·К) и раствора Вт/(м²·К), исходя из таблицы, можно оценить коэффициент теплопередачи, Вт/(м²·К):

.

Принимаем коэффициент теплопередачи равным Вт/(м²·К), тогда площадь теплопередающей поверхности равна, м²:

.

Принимая м/с, можно определить количество трубок в одном ходе

.

Принимаем .

Общая длина труб, м:

.

Число ходов:

.

Таким образом, на трубной решетке должно быть расположено 80 труб. Размещение труб может производиться ромбическим (по шестиугольникам) методом или по концентрическим окружностям.

Ромбическая разбивка труб при количестве шестиугольников выгоднее размещения по концентрическим окружностям.

Определим число шестиугольников для размещения труб:

,

т.е. размещение ромбическое (по шестиугольникам) или по окружностям выбирается конструктором.

При разбивке по шестиугольникам площадь трубной решетки для одноходового теплообменника равна, м²:

,

где t – шаг между трубами, который выбирается в пределах .

С учетом монтажного зазора по краю аппарата на перегородке и анкерные связи действительная площадь трубной решетки равна, м²:

;
,

где – коэффициент загромождения, который равен: для одноходовых 0,8–1,0; для двухходовых 0,7–0,85; для четырехходовых 0,6–0,8.

Принимая м и учитывая, что теплообменник четырехходовый, рассчитываем , м:

.

Исходя из полученных данных, по [9] выбираем теплообменник типа ТП с характеристиками: диаметр корпуса – 400 мм; число ходов – 4; поверхность теплообмена – 24 м²; длина трубок – 4 м; наружный диаметр трубок – 25 мм; шаг разбивки трубной решетки – 32 мм; количество трубок – 76; площадь сечения межтрубного пространства – 0,089 м²; площадь сечения трубного пространства – 0,026 м².

Производим уточненный расчет теплообменного аппарата. Для выбранного теплообменника удельный тепловой поток будет равен, кВт/м²:

.

Определяем коэффициент теплоотдачи со стороны раствора. С учетом того, что теплообменник имеет 4 хода, площадь сечения трубного пространства для одного хода будет равна, м²:

.

Критерий Рейнольдса:

м/с.
.

Тогда:

;
Вт/(м2·К).

Определяем коэффициент теплоотдачи со стороны конденсата. Расчет проводим по формуле (см. прил. 12). Так как в межтрубном пространстве расположены сегментные перегородки, коэффициент . Кроме того, учитывая, что при сегментных перегородках свободное сечение должно быть не менее
15–20 % сечения кожуха, принимаем м². Скорость конденсата в межтрубном пространстве будет равна:

м/с.
.

Следовательно:

;
Вт/(м2·К).

Согласно полученным данным определим коэффициент теплопередачи, Вт/(м²·К):

.

Тогда:

кВт/м2.

Значения удельных тепловых потоков и различаются на 10,2 %, т.е. выбранный теплообменник удовлетворяет исходным данным, так как при инженерных расчетах данное отклонение допустимо.

Пример 1.2. Определить тепловую мощность и конечные температуры теплоносителей для водяного подогревателя, состоящего из двух секций со следующими размерами: диаметр корпуса (кожуха) мм; длина секции мм; число труб в секции ; площадь поверхности нагрева секции м²; площади живых сечений трубок м² и межтрубного пространства м²; диаметр труб мм; материал труб – латунь. Теплообменник используется для нагрева воды в системе горячего водоснабжения сетевой водой от городской теплосети. Расход сетевой воды кг/с; её начальная температура °С; расход холодной воды кг/с; её начальная температура °С. Схема движения теплоносителей противоточная.

Решение. Скорость воды в межтрубном пространстве, м/с:

.

Скорость воды в трубах, м/с:

.

Гидравлический диаметр межтрубного пространства, мм:

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском: