Презентация на тему "Тепловой расчет регенеративных и сетевых подогревателей"

Содержание

• 
  Слайд 1

  Эксплуатация теплоэнергетического оборудования БАЭС

  (ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ И СЕТЕВЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ) 2 факультет

• 
  Слайд 2

  Виды расчётов

  Тепловые расчеты подогревателей могут выполняться: поверочные: конструкторские. Конструкторский расчёт - определение поверхности нагрева, конструктивные размеры подогревателя. Поверочный расчёт - определение температуры одного из теплоносителей или величины подогрева.

• 
  Слайд 3

  Исходные данные

  Исходные данные принимаются из: расчёта тепловой схемы ; данных испытаний. К ним относятся: расходи параметры греющего пара; расход нагреваемой воды; давление нагреваемой воды на входе в подогреватель; температура нагреваемой воды на входе в подогреватель.

• 
  Слайд 4

  Уравнение теплового баланса

  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 (hIв - hIIв) = Dп (hп – hдр)(1) Здесь: Q– поток теплоты, передаваемой нагреваемой среде в подогревателе, кВт; G,Dп – расходы пара и воды, кг/с; hIв, hIIв – удельные энтальпии нагреваемой воды на выходе и на входе в подогреватель, кДж/кг; hп, hдр – 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).

• 
  Слайд 5

  Поверхность нагрева

  Поверхность нагрева определяется из уравнения теплопередачи Q = kFtср(2) Здесь: k– коэффициент теплопередачи, кВт/м2К; tср – средний температурный напор для поверхности нагрева, К.

• 
  Слайд 6

  Особенности сетевых подогревателей

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

• 
  Слайд 7

  Уравнение для регенеративного подогревателя

  Для регенеративного подогревателя, в котором предусмотрены охладитель пара и охладитель конденсата (дренажа) греющего пара, поток теплоты равен Q = Qп.о+Qс.п+Qо.д(3) Здесь: количество теплоты, передаваемой в охладителе пара Qп.о = Gп.о (hIIп.о - hIп.о) = Dп (hп - hп.о) п = kп.оFп.оtср(4) количество теплоты, передаваемой в собственно подогревателе Qс.п = Gс.п(hIIс.п - hIс.п) = Dп (hп.о – hвн) п =kс.пFс.пtср(5) количество теплоты, передаваемой в охладителе дренажа Qо.д = Gо.д(hIIо.д - hIо.д) = Dп (hвн – hвдр) п =kо.дFо.дtср (6)

• 
  Слайд 8

  Примечание к предыдущим уравнениям

  В уравнениях (4) - (6) hслева – удельные энтальпии нагреваемой среды (воды) на входе и выходе в подогреватели; h справа – удельные энтальпии пара на входе и выходе из каждого отсека (hп – пар на входе в подогрев; hп.о – пар на выходе из пароохладителя; hвн – пар в состоянии насыщения, hвдр – конденсат пара).

• 
  Слайд 9
  

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

  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″

• 
  Слайд 10

  Схема движения сред (а) и температурный графиктеплоносителей (б)

  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)

• 
  Слайд 11

  Температура воды на выходе из охладителя пара

  Температура воды на выходе из охладителя пара tп.о может приниматься по температуре насыщения tн: tп.о = tн + (10 – 25) оС, а температура среды на выходе из охладителя конденсата tдр = tIв + (5 – 10) оС.

• 
  Слайд 12

  Температуру греющей среды

  Для собственно подогревателя температуру греющей среды можно принять постоянной и равной температуре насыщения при давлении греющего пара.

• 
  Слайд 13

  Уменьшения габаритов охладителя конденсата и охладителя пара

  Для уменьшения габаритов охладителя конденсата и охладителя пара через них пропускается только часть поступающей в подогреватель воды (10 – 20 %).

• 
  Слайд 14

  Температура воды на входе и выходе

  После смешения потоков воды за охладителем конденсата температура воды на входе в собственно подогреватель tIIс.п становится ниже tIIо.д. Аналогично при принятой схеме включения охладителя пара температура воды на выходе из подогревателя tIIс.п будет ниже tIIо.п.

• 
  Слайд 15

  Температура воды и температурный напор

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

• 
  Слайд 16

  Примечание для температурных напоров

  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. Рекомендуются следующие температурные напоры:

• 
  Слайд 17

  Средний температурный напор

  Средний температурный напор для поверхностей нагрева отдельных элементов и подогревателя в целом определяется как среднелогорифмический; т. е. tср = (tб - tм) / ln(tб / tм) (7)

• 
  Слайд 18

  Разность температур

  Здесь большие и меньшие температурные разности определяются в соответствии с графиком (на рисунке 1): для собственно подогревателя tб = tн - tIс.п, tм = tн - tIIс.п, для охладителя пара (при противотоке) tб = tн - tIIв и tм = tIIо.п - tIс.п, для охладителя конденсата tб = tн - tIс.п и tм = tIIо.к - tIв.

• 
  Слайд 19

  Теплоотдача через стенку трубы

  Для тонкостенных труб, применяемых в регенеративных подогревателях, с достаточной степенью точности можно определить коэффициент теплопередачи по формуле для плоской стенки k = (1/ 1 +ст /ст + н /н + 1/ 2) –1(8) Здесь: 1и 2 – коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке труб и от стенки к нагреваемой среде соответственно, Вт/ м2 К; ст, ст, н, н – соответственно толщины стенки труб и слоя накипи, м, и коэффициенты теплопроводности металла и накипи, Вт/ м К.

• 
  Слайд 20

  Сопротивление стенки

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

• 
  Слайд 21

  Поверхность теплообмена

  Поверхность теплообмена подогревателя F определяется из уравнения теплопередачи. Для подогревателей принято определять её значения по наружному диаметру труб Fн: Fн = (Q/ktср)  (dн/dр) (9) Где значение: dр = dвнпри 12; dр = 0,5 (dвн = dн) при 12 и dр = dнпри 12.

• 
  Слайд 22

  Определение k (коэффициент теплоотдачи)

  Для определения k и последующего определения Fн необходимо вычислить 1 и 2. При определении коэффициентов теплоотдачи важным является значение условий теплообмена и состояния теплопередающих сред. 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.

• 
  Слайд 23

  Продольное омывание

  Теплообмен с однофазной средой при течении внутри труб и в каналах произвольной формы поперечного сечения (продольное омывание) при l/dэ  40 и турбулентном режиме (Re  104) характеризуется уравнением Nu = 0,021 Re0,8 Prж0,43 (Prж/Prст)0,25(10) Здесь : Nu= dэ/ - число Нуссельта, в состав которого входит искомый коэффициент теплоотдачи; dэ – определяющий размер: при течении среды в трубах используется внутренний диаметрdвн, а при продольном обтекании труб и каналов – эквивалентный диаметр dэ = 4f /P, Где: P– смоченный периметр; f– площадь поперечного сечения канала, м2. Число РейнольдсаRe = wdэ/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 Prст оказывается близким значению Prж. Отношение Prж/Prст в этом случае принимают равным 1.

• 
  Слайд 24

  Изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы

  При развитом турбулентном движении жидкости (Re  104) в трубах и прямолинейных каналах некруглого сечения с достаточной степенью точности можно использовать вместо (10) уравнение вида Nu = 0,023 Re0,8 Prж0,4 l (11) Коэффициент lучитывает изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы. Если l/dэ 50, то l= 1, при l/dэ 50 значения lданы в таблице (1).

• 
  Слайд 25

  Значения коэффициента lв формуле(11)

• 
  Слайд 26

  Уравнение (11) с поправкой

  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 (11) в этом случае Nu = 0,023 Re0,8Prж0,4 (1+11,11Dвнnвnп /lсп) (12) Где: Dвн – внутренний диаметр наименьшего витка спирали, м; nв – число витков в одной плоскости спирали; nп число полостей у спиральной трубы (одинарная или двойная спираль); lсп – длина спирали, м.

• 
  Слайд 27

  Средняя расчётная температура теплоносителя

  Входящие в числа подобия теплофизические параметры сред определяются при средней расчетной температуре теплоносителя tср = tвых + (tвых - tвх)( tср - tм)/(tб - tм) (13)

• 
  Слайд 28

  Коэффициент теплоотдачи

  В условиях движения жидкости, когда значения числа Re оказываются меньшим 2200 (ламинарное течение) коэффициент теплоотдачи определяется из уравнения Nu = 0,17 Re0,33 Gr0,1 Prж0,43 (Prж/ Prст)0,25l(14) Здесь: Gr= gd3t/v2 – число Грасгофа; t – разность между температурами стенки и теплоносителя, оС; = 1/t – коэффициент объемного расширения, 1/оС. При значении числа Re = 2200 – 104 (переходный режим движения жидкости) коэффициент теплоотдачи определяется из выражений (11) или (12) с учётом поправки , значение которой определяется из табл. 2.

• 
  Слайд 29

  Значения поправочного коэффициента  к уравнениям (11) и (12)

• 
  Слайд 30

  Уравнение для определения коэффициента теплоотдачи

  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, dн – шаги труб в поперечном и продольном направлениях потока и наружный диаметр труб соответственно, м; z – коэффициент, учитывающий влияние количества рядов труб z вдоль потока (для подогревателей ТЭС z >20; z=1). Значения коэффициента С и показателей степени m, n и р принимаются из табл. 3.

• 
  Слайд 31
  

  Значения коэффициента С и показателей степени m, n и р принимаются из табл. 3.

• 
  Слайд 32

  Поправка для гладкотрубного пучка труб

  27 Для гладкотрубного пучка труб, наклоненного к потолку под углом , выражение (15) дополняется поправкой =0,25sin(2 - 70) + 0,75. При смешанном (продольном и поперечном) омывании пучков труб коэффициент теплоотдачи определяется раздельно для каждой части пучка и усредняется:

• 
  Слайд 33

  Выбор скорости движения среды

  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.

• 
  Слайд 34

  Примечание

  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.

• 
  Слайд 35

  Режим течения пленки конденсата

  Режим течения пленки конденсата определяется числом Рейнольдса Reк=10-3ql/gкr (17) Здесь q=Q/F – средняя плотность теплового потока через поверхность нагрева, Вт/м2; l– высота участка труб между соседними перегородками, м; к – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, н*с/м2; r– удельная теплота конденсации пара, кДж/кг.

• 
  Слайд 36

  Медленно движущегося пара

  При пленочной конденсации чистого медленно движущегося пара при Reк

• 
  Слайд 37

  Значение коэффициента теплоотдачи

  При Reк >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 1n-0,25 (5.20)

• 
  Слайд 38

  Температура стенки поверхности нагрева

  При определении 1 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.

• 
  Слайд 39
  

  Графоаналитическое определение плотности теплового потока в зависимости от температурного напора

  t tср q

• 
  Слайд 40

  Плотность теплового потока

  Выражение для плотности теплового потока можно записать в виде: q = bt0.751(21)

• 
  Слайд 41

  Определение температурного напора

• 
  Слайд 42

  Решение из графика

  Вид графического решения уравнения (5.22). показан на рис.2. Используя эту зависимость для найденного из выражения (18) tср, определяют величину q. По найденному значению q легко определить значения t1, t2 и tср, коэффициент теплоотдачи 1, а затем коэффициент теплопередачи k=q/t и необходимую поверхность нагрева F.

• 
  Слайд 43

  Литература

  Нормы технологического проектирования тепловых электрических станций и тепловых сетей.- М.: Теплоэлектропроект, 1981. Паровые котлы большой мощности. Отраслевой каталог 20-90-07.- М.: ЦНИИТЭИтяжмаш, 1990. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции.- М.: Энергоатомиздат, 1987. Малющенко В.А., Михайлов А.К. Энергетические насосы. Справочное пособие.- М.: Энергоиздат, 1981. Смирнов А.Д., Антипов К.М. Справочная книжка энергетика.- М.: Энергоатомиздат, 1987. Тепловые и атомные электрические станции. Справочник./ Под ред. В.А. Григорьева, В. М. Зорина.- М.: Энергоатомиздат, 1989. Рихтер Л.А., Елизаров Д.П., Лавыгин В.М. Вспомогательное оборудование тепловых электрических станций.- М.: Энергоатомиздат, 1989. Аэродинамический расчет котельный установок. Нормативный метод. – Л.: Энергия, 1977

• 
  Слайд 44

  ФИНИШ