Это - текст книги, распознанный Cuneiform. Читать книгу в DjVu здесь, или поискать PDF на twirpx.com
Быстрый переход:
Глава Параграф Страница Содержание Указатель Чем объединял страницы?
-- 1 --

Л. А. Рихтер
Д. П. Елизаров
В. М. Лавыгин

ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТЕПЛОВЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

Допущено Министерством высшего
и среднего специального образования СССР
в качестве учебного пособия

для студентов вузов, обучающихся
по специальности «Тепловые'электрические
станции»

<!-- картинка -->

МОСКВА

ЭНЕРГОАТОМИЗДАТ 1987

-- 2 --

ББК 31.37

Р 55

УДК 621.311.22.002.52 (015.8)

Рецензенты: кафедра «Теплоэнергетические установки электростанций» Всесоюзного заочного политехнического

института, Г. А. Хачян

Рихтер Л. А. и др.

Р55 Вспомогательное оборудование тепловых электростанций: Учебное пособие для вузов / Л. А. Рихтер, Д. П. Елизаров, В. М. Лавыгин. — М.: Энерго- атомиздат, 1987. — 216 с., ил.

В книге рассмотрен комплекс вопросов, относящихся к вспомогательному оборудованию главного корпуса тепловых электростанций.

Приведены материалы по регенеративным и сетевым подогревателям.

деаэраторам, испарителям. трубопроводам и насосам. Описана компоновка газовоздушного тракта, освещаются особенности конструкций и режимов работы тягодутьевых машин, золоуловителей, газовоздухопроводов, внешних газоходов и дымовых труо.

Книга рассчитана на студентов, обучающихся по специальности

«Тепловые электрические станции». и может быть использована эксплуатационным персоналом электростанций.

2303030000-015
051(01)-87

ББК 31.37

© Энергоатомиздат. 198

-- 3 --

ПРЕДИСЛОВИЕ

В книге рассматриваются вопросы, относящиеся к тепловым электростанциям на органическом топливе. При проектировании и эксплуатации тепловых электростанций наряду с основным оборудованием — паровыми котлами и турбинами — большое внимание уделяется вспомогательному оборудованию. В учебнике по курсу «Тепловые электрические станции» о вспомогательном оборудовании приводятся сведения, не дающие всестороннего представления об его расчете, проектировании, эксплуатации. Между тем от вспомогательного оборудования зависят в большой степени надежность и экономичность работы ТЭС.

Тепловую часть электростанции можно разделить на два тракта: пароводяной и газовоздушный. К пароводяному тракту относятся кроме парового котла и турбины с конденсатором регенеративные подогреватели высокого и низкого давлений, деаэраторы, испарители и другие теплообменники, а также водо- и паропроводы и насосы. На теплоэлектроцентралях кроме перечисленного оборудования устанавливаются сетевые подогреватели и пиковые водогрейные котлы различных типов. Если мощности котлов и турбин доведены до больших единичных значений в одном агрегате, то развитие вспомогательного оборудования несколько отстает — вместо одной нитки на блок применяются две или три нитки подогревателей высокого давления, по нескольку однотипных тягодутьевых машин, золоуловителей, что усложняет их компоновку и эксплуатацию, приводит к возрастанию стоимости.

Наряду с укрупнением вспомогательного оборудования продолжаются работы по его совершенствованию. Так, в целях повышения тепловой экономичности ТЭС получают применение наряду с поверхностными контактные подогреватели низкого давления, испарительные установки мгновенного вскипания, новые типы деаэраторов, применяется турбопривод не только питательных насосов, но и воздуходувок. Больше внимания уделяется выбору и расчету пароводяных магистралей, являющихся основными связующими элементами ТЭС.

По элементам пароводяного тракта в книге приводятся методики теплового и гидравлического расчета, описывается конструкция в целом и отдельных частей. Приводится общая методика расчета на прочность всех элементов пароводяного тракта, без чего невозможна их конструктивная разработка.

Газовоздушный тракт является важной частые тепловой электростанции, влияющей на размеры и компоновку ТЭС. Его сооружение требует большого количества материалов и средств, на транспортировку по нему воздуха и газов затрачивается большое количество энергии, а от его выполнения в большой степени зависит надежность работы электростанции. употребляя огромное количество топлива и воздуха, ТЭС выбрасывают в окружающую среду продукты сгорания, которые содержат вредные компоненты. В связи с общей тенденцией более широкого использования твердого топлива увеличивается выброс золы и особое значение приобре-

-- 4 --

тают золоуловители, рассматриваемые в книге достаточно подробно: значительное внимание уделяется их выбору, расчету и основам эксплуатации.

В книге рассматривается выбор принципиальной схемы газовоздушного тракта, включая применение бездымососных схем под наддувом на газомазутном топливе. На расход энергии на транспорт воздуха и газа в большой степени влияет рациональный выбор тягодутьевых машин и способов их регулирования, также рассматриваемых в книге.

Элементами, связывающими оборудование газовоздушного тракта, являются газовоздухопроводы и внешние газоходы, дымовая труба, отводящая вредные вещества в высокие слои атмосферы. Особое внимание уделяется аэродинамической проработке этих элементов, предотвращению золотых отложений для ТЭС на твердых топливах. Приводятся данные для выбора дымовых труб на ТЭС, расчеты статических давлений в газоотводящих стволах, тепловые и прочностные расчеты оболочек.

В широком понимании слова к вспомогательному оборудованию ТЭС относятся также топливное хозяйство и золоудаление. Однако в учебном плане специальности «Тепловые электрические станции» предусмотрен самостоятельный курс «Топливное хо-зяйство и золоудаление», по которому готовится к выпуску соответствующий учебник. В данной книге рассматривается вспомогательное теплотехническое оборудование, наиболее типичное для главного корпуса ТЭС. Пылеприготовительное оборудование, которое является неотделимой частью парового котла, рассматривается в соответствующих учебниках по котельным установкам,

Учебное пособие предназначено для студентов энергетических и политехнических вузов, обучающихся по специальности «Тепловые электрические станции», а также может быть использовано по специальностям «Парогенераторостроение» и «Турбостроение». Материалы книги распределены между авторами следующим образом: предисловие и гл. 8 — II написаны Л. А. Рихтером, гл. 2, 3, 5- 7 — Д. П. Елизаровым, гл. 1 и 4- В. М. Лавыгиным.

Учитывая, что учебное пособие является первым, в котором комплексно рассматривается вспомогательное оборудование ТЭС, авторы с благодарностью примут все замечания и пожелания по содержанию и характеру изложения материала, которые следует направлять по адресу: 113114, Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10, Энергоатомиздат.

4ыторы

-- 5 --

Часть первая
ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ПАРОВОДЯНОГО
ТРАКТА

ГЛАВА ПЕРВАЯ
РЕГЕНЕРАТИВНЫЕ ПОДОГРЕВАТЕЛИ

1.1. ТИПЫ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Подогрев питательной воды и конденсата паром, отбираемым из отборов турбины, осуществляется в р егенеративных подог рев ателях. Эффективность регенеративного подогрева зависит от правильного выбора параметров пара регенеративных отборов, числа регенеративных подогревателей, их схемы включения и типа. По месту в тепловой схеме турбоустановки различают регенеративные подогреватели высокого и низкого давления.

Подогреватели высокого давления (ПВД) располагаются между котельным агрегатом и питательным насосом, используют теплоту пара, отбираемого из части высокого и среднего давления турбины. Давление питательной воды в них определяется напором, развиваемым питательным насосом. Высокое давление воды в ПВД предъявляет серьезные требования к их конструкции и прочностным свойствам применяемых материалов.

Для более полного использования теплоты подводимого пара предусматриваются специальные поверхности нагрева для охлаждения пара до параметров, близких к состоянию насыщен и я (охладители перегрева), и для охлаждения конденсата пара (охладители конденсата).

Подогреватели низкого давлен и я (ПНД) располагаются между конденсатором турбины и питательным насосом. Движение воды в них происходит под давлен и ем конден сат ного и а со са.

К регенеративным подогревателям электростанций предъявляются высокие требования по надежности и

обеспечению заданных параметров подогрева воды — они должны быть герметичны и должна быть обеспечена возможность доступа к отдельным их узлам и очистка поверхностей нагрева от отложений. Для предотвращения вскипания нагреваемой среды и гидравлических ударов в поверхностях нагрева давление греющего пара должно быть ниже давления воды.

Конструкция подогревателей должна обеспечивать компенсацию температурных изменений всех элементов и максимальную скорость их прогрева. Должны быть обеспечены также возможность дренирования всех полостей подогревателя и условия максимального использования теплоты греющего пара.

По принципу организации использования теплоты регенеративные подогреватели делятся на поверхностные и смешивающие (контактные). Последние используются на электростанциях только в качестве подогревателей низкого давления.

Подогреватели смешивающего типа позволяют более полно использовать теплоту греющего пара, что повышает тепловую экономичность турбоустановки. Однако применение такого типа подогревателей вносит ряд существенных усложнений в систему регенеративного подогрева питательной воды (увеличивается количество насосов для перекачки конденсата, повышаются требования к защите от заброса воды в проточную часть турбины, усложняется компоновка подогревателей). Эти обстоятельства сдерживают широкое распространение регенеративных подогревателей смешивающего типа. В

-- 6 --

настоящее время они применяются в турбоустановках большой мощности, где повышение эффективности использования теплоты отборного пара особенно существенно. Эти подогреватели устанавливаются для использования теплоты последних отборов. В этом случае за счет применения вертикальной компоновки удается избежать установки дополнительных насосов, прн всех режимах работы турбоустановки слив конденсата из одного подогревателя в другой происходит самотеком.

Заводы-изготовители в соответствии с требованиями ОСТ 108.271.17-76 используют для маркировки регенеративных подогревателей буквенные и цифровые обозначения: ПН-400-26-7-1 ПН-800-29-7-IA; ПНС-800-1,0-2 или ПВ-1600-380, где первые буквы обозначают место подогревателя и его тип (низкого давления — ПН, низкого давления смешивающего типа- ПНС или высокого давления — ПВ), первое число — поверхность теплообмена, м?, второе и третье число- давление нагреваемой среды и греющего пара соответственно, последняя, римская цифра указывает модификацию, а буква А — применимость для атомных электростанций.

1.2. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ
ПОВЕРХНОСТНОГО ТИПА

Конструктивная схема подогревателя должна обеспечить наиболее полное использование теплоты греющего пара, который может быть перегретым или насыщенным. В зависимости от этого можно выделить две или три зоны передачи теплоты. При охлаждении перегретого пара в подогревателе можно выделить участок поверхности, где температура стенки выше температуры насыщения греющего паро,— охладитель перегрева (ОП). Конструктивно охладитель перегрева может располагаться как внутри подогревателя, так и выделяться в отдельный теплообменник. Основное количество теплоты греющего пара передается в зоне конденсации (СП — собственно подогревателы, В ряде случаев для более полного использования теплоты выделяется зона охлаждения конденсата греющего пара — охладитель конденсата (ОК), который может находиться в одном корпусе с поверхностью зоны конденсации или выделяться в отдельный теплообменник. Во всех регенеративных подогревателях поверхностного типа применяются гладкие трубы из латуни или нержавеющей стали. Движение нагреваемой воды происходит внутри труб, а греющего пара — в межтруоном пространстве.

На рис. 1.1 показана конструкция подогревателя ПН-400-26-2-IV, работающего в системе регенерации блока К-300-240.

Поверхность нагрева этого подогревателя включает 1452 11-образные трубки, концы которых закреплены в трубной доске, установленной между фланцами водяной камеры и корпуса. Внутри водяной камеры размещены анкерные болты для укрепления трубной доски и передачи части веса трубной системы на крышку корпуса. Там же устанавливаются перегородки для разделения потока воды на несколько ходов (рассматриваемый подогреватель имеет четыре хода воды).

Подвод греющего пара осуществляется через паровой патрубок, против которого установлен отбойный щит, связанный с каркасом трубного пучка. Для улучшения условий передачи теплоты в корпусе установлены перегородки, обеспечивающие трехходовое поперечное движение пара. Отвод конденсата греющего пара производится из нижней части корпуса. Из зоны над уровнем конденсата греющего пара через перфорированную полукольцевую трубу осуществляется отвод неконденсирующихся газов и воздуха. Для контроля за уровнем конденсата и его регулирования в корпусе в нижней части его имеются штуцера присоединения водомерного стекла и импульсных трубок регулятора. Обычно уровень конденсата в корпусе ПНД не превышает 1000 мм.

Для блоков большой мощности на закритические параметры пара применение латунных трубок в ПНД приводит к пОпаданию в питательную воду окислов меди и последующему отложению их в проточной части турбин. В связи с этим начали выпускаться ПНД с трубками из нержавеющей

-- 7 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

11

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

.Е -,

4Иоо 10

<!-- картинка -->

Рис. l.1. Подогреватель низкого давления [1Н-400-26-2- IV:

J -- водяная камера; 9 — анкерная связь; а — корпус;

4-- каркас трубн()Я системы; 5 — трубки; 5 отбойный щиток; 7 - патрубок откоса пароноздушно» смеси; 8-- патрубок отвода конденсата гре)ощего пара; 9 —. Dкод пара: 10, II - патрубки подвода и отвода питательной воды; 1' - - подвод воздуха из вышестоящих подогре- вателен

стали (1Х18Н10Т) диаметром 16 Х Х 1 мм. Основные узлы этих обозревателей унифицированы. В отличие от рассмотренных выше трубная доска таких ПНД вваривается в корпус ниже разъема присоединения водяной камеры. Патрубки подвода и отвода воды присоединены к корпусу ниже фланцевого разъема присоединения водяной камеры, что существенно улучшает удобства обслуживания и ремонта. Внутри водяной камеры имеются специальные устройства для установки анкерных связей. Трубный пучок в подогревателях имеет П-образные гибы и выполнен из двух симметричных частей для уменьшения полных длин труб.

На рис. 1.2 показана конструкция 11НД (ПН-1500-32-6-Шнж) для блока К-800-240.

Как видно из рисунка, греющий пар в корпус подогревателя подводится по двум симметрично расположенным патрубкам. Направленное движение потока пара через трубный пучок обеспечивается установкой промежуточных перегородок.,для сбора стскающего по поверхности трубок конденсата на концах этих перегородок имеются бортики, а отвод его осуществляется по трубам каркаса трубного пучка. С этой целью в трубах каркаса имеются специальные окна на уровне прохода их через промежуточные перегородки. Отвод конденсата грек щего пара осуществляется 1ерез патрубок, расположенный в нижней части корпуса. Для отвода воздуха из подогревателя над уровнем конденсата установлена кольцевая перфориро-

-- 8 --

<!-- картинка -->

-10 и 1

А-А
Иоо

<!-- картинка -->

юоо

1

1 ;ь,

~ь:

4 ь ~ +

аг ~~ .ч ЖЪ

ь,,'

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

[

1"

и;',

Б-Б

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

9~(
(

4J

) )

Y

а в В +. е — е- в-+ф

аг4оо

а)

Рис. 1.2. Подогреватель низкого давления ПН-1500-32-6-Шнж:

и — общий вид; б — схема движения воды и пара; 1 — крышка водяной камеры; 2 — отсеки водяной камеры; 3 — вварная трубная доска; 4 —; В —; 6 — трубы каркаса трубной системы; 7 — гидрозатвор; В — кольцевое воздухоотсасывающее устройство; 9 — опорные лапы; 10 — воздушник; 11 — рымы транспортировочные; 12 — вход греющего пара; 13, 14 — вход и выход основного конденсата; 15 — выход конденсата греющего пара; 16 — отвод воздуха; 17.— указатель уровня; 13 — коллектор для присоединения импульсов регулятора уровня

ванная труба. Чтобы исключить возможность отвода вместе с воздухом пара, над трубой отвода воздуха установлен кольцевой гидрозатвор, заполненный конденсатом.

На рис. 1.3 показана конструкция еще более крупного подогревателя ПН-2300-25-7-IV, который использован в регенеративной системе блока К-1200-240.

В конструкции этого подогревателя использованы все технические до- 8

стижения, примененные в ранее выпускаемых подогревателях, и сделан ряд дополнений. Так, на входе пара в трубный пучок организована парораспределительная камера, которая позволяет равномерно распределить пар по высоте поверхности нагрева. Движение пара происходит десятью параллельными потоками. Это позволяет снизить потери давления пара, уменьшить длину свободных пролетов

-- 9 --

труб и повысить их вибрационную надежность. Для повышения эффективности отвода воздуха и неконденсирующихся газов в нижней части подогревателя установлены гидрозатвор и смешивающий воздухоохладитель.

Подогреватели низкого давления, использующие пар высокого потенциала (перегретый), оснащаются охладителем перегрева и охладителем кон-денсата. Пароохладитель выполняется в виде отдельного пучка труб, смонтированного в специальном кожухе, и размещаетСя в центральной или боковой части подогревателя (последнее более целесообразно, так как существенно облегчает проведение осмотров и ремонтных работ).

Греющий пар (рис. 1.4) подводится в нижнюю часть пароохладителя.

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

12

18

l б

ЧЬИ ;4%:Ы

) чз

а

;Ы;Ж'УглЫ'

<!-- картинка -->

15 ~ч

А-А

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

7U

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

"ща~ аиан упп и

гао,

<!-- картинка -->

7 1

,К a)

Рис. 1.3, Подогреватель низкого давления ПН-2300-25-7-IV;

а — общий вид; б — схема движения воды и пара; 1 -- водяная камера; 2 — мембранное уплотнение фланцевого разъема; 8 — рымы транспортировочные; 4 корпус; 5 — трубная система; бгндрозатвор; 7 — лоток (поддон); 8-- трубы каркаса трубной системы; 9 отжимноП болт; 10- опоры; 11, 12 — вход и выход основного конденсата; 18 — подвод пара; 14 — подвод паровоздушной смеси; 78. отвод конденсата греющего пара; 16 — подвод конденсата из подогревателя с более высоким давлением; 17, 18 -- отвод паровоздушной смеси; Умах, Ym(n. гном — максимальный, минимальный и номинальный уровни конденсата греющего пара

-- 10 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

ххб1д7

Е

@

д ж

<!-- картинка -->

Щ

1 1

Г'

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Рис. 1.4. Подогреватель низкого давления блока К-800-240:

1 — корпус; 2 — трубный пучок соГ)ственного подогревателя; 3 — трубный пучок охладителя пара; 4-- кожух охладителя пара; 5 — трубная доска; 6 . крышка; 7 — анкерная связь; 8 — гидрозатвор;

9 -- паровпускное устройство; 10 — поддон; 11 — кожух охладителя конденсата; 12 — трубный пучок охладителя конденсата; 18 — водораспределительная камера охладителя дренажа; патрубки: А — для подвода основного конденсата к собственно подогревателю; Б — для отвода основного конденсата из собственно подогревателя; В -- для подвода греющего пара к пароохладителю; Г, Д — для подвода и отвода основного конденсата к охладителю дренажа; В — - для подвода конденсата греющего пара из подогревателя более высокого давления; Ж — - для отсоса паровоздушн )й смеси; 3 — для подвода паровоздушной смеси нз подогревателя Г)олсс высокого давления; И- для отвода конденсата греющего пара

омывает трубы и через окна в верхней части кожуха поступает в зону конденсации. Устранение протечек пара из пароохладителя достигается устройством кольцевого гидрозатвора в нижней части трубного пучка подогревателя.

Охладитель конденсата представляет собой пучок U-образных труб, заключенных в кожух, размещается в нижней части подогревателя в специальном поддоне и перекрывает все сечение корпуса. Трубы охладителя присоединены к трубной доске, раз-мещенной между фланцами корпуса и водяной камеры. Конденсат греющего пара поступает в межтрубное пространство охладителя через окно в кожухе и отводится через отверстие в поддоне, совмещенное с отверстием в нижней части кожуха, в корпус подогревателя. Уровень конденсата в таких подогревателях поддерживается на уровне верхней образующей кожуха охладителя конденсата.

Для крупных турбоустановок НПО ЦКТИ совместно с ПО «Красный котельщик» разработаны спе-

-- 11 --

циалы1ые подогреватели низкого давления. На рис. 1.5 показана конструкция подогревателя ПН-1800-42-4-I A.

Поверхность нагрева состоит из вертикальных стальных трубок d = 16 )~ 1 мм, концы которых развальцованы в трубных досках с приваркой. Трубный пучок заключен в кожух с окном по всей высоте со стороны входа пара. Поток пара проходит перпендикулярно трубному пучку по восьми каналам, образованным перегородками, которые одновременно исключают вибрацию трубок. Нижняя трубная доска приварена к корпусу подогревателя, а нижняя водяная камера прикреплена с помощью фланца и шпилек к фланцу корпуса. Верхняя водяная камера соединена с

трубной доской фланцевым соединением и может перемешаться вместе с трубным пучком, воспринимая термические напряжения. Плотность разъема между водяной камерой и трубной доской обеспечивается установкой мембранного уплотнения.

Питательная вода поступает в подогреватель через патрубок в нижней водяной камере. Перегородка в камере обеспечивает двухходовое движение воды.

При проходе пара между трубками происходит его конденсация. Конденсат пара собирается на промежуточных перегородках, которые имеют вырезы.

Под вырезами в перегородке установлены лотки с перфорированными днищами. Конденсат пара переохлаждается при движении по перегородке и, соприкасаясь с' трубками, по которым осуществляется

<!-- картинка -->

Г ~~1 ~ф

V V V V V V

1 Адарай ньгй урооень
конденсата

Sн &A Выкад дадим -~1~~ ~~ %~ ~~~~

Вкоо пара

2гренал

1

1(—

) (2

1

Нормальный уровень конденсата

1( Выкад конденсата.

б)

Рпс. 1.5. Подогреватель низкого давления П Н-1800-42-4-1А:

о — общий вид; б — схема движения пара и воды; А — вход нагреваемого конденсата; Б — выход нагреваемого конденсата; В — вход греющего пара; Г.— отвод конденсата греющего пара; Д — вход конденсата греющего пара из подогревателя более высокого давления; Е — отсос паровоздушной смеси; Ж .— опорожнение трубной системы; 3 — отвод конденсата из паровой камеры; I —. нижняя водяная камера; 2 — перегородки трубной системы; 3 — трубки; 4 — корпус; 5 — трубная доска;

6 — верхняя водяная камера

-- 12 --

первый ход воды, в виде струй стекает через отверстия в днище лотка. Контакт пара с переохлажденным конденсатом приводит к интенсивному выделению воздуха и неконденсирующихся газов, которые отводятся в вертикальную перфорированную трубу и выводятся из подогревателя.

Для уменьшения поверхности, затапливаемой конденсатом, отвод его осуществляется из объема корпуса ниже нижней трубной доски.

В подогревателях с большой поверхностью отвод воздуха и неконденсирующихся газов может производиться из центральной части пучка при организации слива конденсата в центре промежуточных перегородок.

Основным недостатком подогревателей низкого давления поверхностного типа является наличие в них высоких значений недогрева воды до температуры насыщения греющего пара. Особенно велик недогрев для подогревателей, работающих при давлении ниже атмосферного. Так, для большинства конденсационных блоков эта величина составляет 8—10 'С, что существенно превышает расчетные значения. Потери экономичности блока К-300-240 от недогрева питательной воды в вакуумных подогревателях по данным испытаний составляют 0,2- 0,3 "о, что равносильно ежегодному перерасходу 2 — 3 тыс. т условного топлива на каждом блоке.

Основной причиной высокого недогрева является наличие воздуха в греющем паре, который проникает в подогреватель через неплотности. Влияние примеси воздуха иа недогрев воды показано на рис. 1.6, где приведены данные тепловых испытаний ПНД блоков К-300-240 [11. Из приведенных данных видно, что при содержании воздуха в паре 0,2 — 0,3 % поверхностный подогреватель практически перестает работать.

Важной причиной высокого недогрева в ПНД является их высокое гидравлическое сопротивление при проходе пара и связанная с этим потеря давления пара. Так, для подогревателей типа ПН-400-26-2-IV блоков К-300-240 потери давления пара за счет гидравлического сопротивления трубного пучка достигали (по данным

У'С
29

20

12

8 Ф О

Q 2

а

02 0,9 G8,%

Рис. 1.6. Зависимость подогрева от содержания воздуха в подогревателс:

1 — - поверхностный подогреватель; 2 — зона фактической работы; 3 — смешивающий подогрева- тель

1.3. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ
СМЕШИВАЮЩЕГО ТИПА

В настоящее время созданы подогреватели смешивающего типа, которые используются в регенеративных системах крупных энергоблоков (300, 500 и 800МВт).

Основное условие эффективной работы подогревателей смешивающего типа — обеспечение равномерного распределения в аппарате взаимодействующих фаз (пара и воды). При

испытаний ЦКТИ) 0,007 — 0,008 МПа, что соответствует снижению температуры насыщения греющего пара примерно на 10"С.

Как отмечалось, система регенерации низкого давления с подогревателями поверхностного типа (особенно ПНД, работающие при давлении ниже атмосферного) является одним из основных источников поступления окислов меди и железа в паровой тракт блока, что является результатом коррозии и эрозии труб.

Эти недостатки могут быть устранены при применении комбинированной схемы регенерации, когда подогреватели низкого давления, работающие при давлении выше атмосферного, выполняются поверхностного типа, а подогреватели с давлением греющего пара ниже атмосферного — смешивающего типа.

-- 13 --

этом необходимо обеспечить как можно большую поверхность их соприкосновения я. Увеличен ие поверх ности воды можно достигнуть путем дробления ее на капли или тонкие струи. Дробление воды производится с помощью перфорированных тарелок, различных разбрызгивающих сопл или насадок. Дробление воды может осуществляться также потоком пара.

Рассмотрим конструкции подогревателей смешивающего типа, ис-пользованных в системе регенерации энергоблока К-300-240.

На рис. 1.7 показана схема установки подогревателей низкого давления смешивающего типа. Подогреватели устанавливаются последовательно один над другим (гравитационная схема), что исключает необходимость применения дополнительных насосов для перекачивания конденсата греющего пара из П1 в П2. В то же время такое включение подо-

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

171

11,В

Й

1а,7

в„'

7,3-

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Рис. 1.7. Схема установки подогревателей низкого давления смешивающего ти11a блока К-300-240: П! — подогреватель № 1; П2 — подогреватель № 2; КИ2 — конденсатный насос второго подъема; 1 — клапан обратный; 2 — гидрозатвор; 8 - . аварийный слив; 4 —; 5 аварийный слив из П1; б — подвод конденсата к П2; 2 — отвод паровоздушной смеси; 8 бак; 9 - - слив конденсата помимо П2; 10 — отвод паровоздушной смеси; 11 — подвод конден- сата

1,2

o,а Ф

<!-- картинка -->

П2

В 110е17ее-

сектор

<!-- картинка -->

л ь

~ф~ит!инич! ~~ииЙИНИФ ~r=em~ У1~=Й=6

<!-- картинка -->

/
КН2

-- 14 --

гревателей требует обоснованного выбора высоты их установки, так как при всех режимах работы необходимо обеспечивать достаточный напор для конден сатных насосов и возможность слива конденсата из верхнего подогревателя в нижний. Водяную камеру нижнего подогревателя целесообразно выполн ять безнапорной со свободным уровнем конденсата, все подводящие и отводящие трубопроводы верхнего подогревателя целесообразно располагать в нижней части его корпуса, а у нижнего присоединять к верхней части его корпуса. Это позволяет уменьшить длину трубопроводов и упростить компоновку подогревателей.

Разность высот между подогревателями должна выбираться по максимально возможной разности давлений в подогревателях с учетом гидравлического сопротивления трубопроводов слива и некоторого запаса высоты.

Для энергоблока К-300-240 разница высот 8,5 — 9 м вполне обеспечивает нормальную работу подогревателей для большинства режимов. Для некоторых режимов работы блока за счет повышенной разницы давлений в подогревателях происходит перегрузка («запирание») нижнего подогревателя. В этом случае конденсат из верхнего подогревателя по линии перепуска поступает на всас конденсатных насосов, минуя нижний подогреватель.

Конструктивные схемы гор изонтальных подогревателей смешивающего типа энергоблока К-300-240 приведены на рис. 1.8.

Первый, по ходу конденсата, подогреватель имеет диаметр 1,6 м и длину 4,5 м. Внутри корпуса последовательно расположены три яруса лотков с отверстиями диаметром 8 мм, между которыми (в центральной части корпуса) имеется канал для прохода пара. Последовательно перетекая с одного лотка на другой, вода дробится на тонкие струи. Установка лотков обеспечивает подвод пара одновременно ко всем струйным пучкам, кроме самого верхнего. Струи конденсата, стекающие с верхнего лотка, обеспечивают конденсацию пара, проходящего по каналу между лотками. Выделяемый в процессе конденсации пара воздух отводится по специальным ка- 14

налам и выводится из аппарата. Верхний лоток является как бы приемной водяной камерой подогревателя, так как на него поступает весь поток конденсата турбины после конденсатных насосов первого подъема.

Пар в подогреватель подводится по трубопроводу диаметром 800 мм. Защита от попадания воды в турбину предусматривается установкой аварийных отводов конденсата в конденсатор или во всасывающий коллектор конденсатных насосов второго подъема.

Конструкция второго подогревателя (П2) не отличается от описанной выше. Для обеспечения нормальной работы насосов подогреватель оснащен конден сатосборни ком. Установка барботажных устройств и подвод к ним пара и дренажа из вышестоящих подогревателей позволяют п проводить в конден сатосбор н и к е де аэрацию конденсата. Конденсатосборник отделен от парового отсека подогревателя перегородкой с обратными клапанами, что позволяет предотвратить попадание влаги в паропровод греющего пара и отказаться от установки на нем защитной арматуры.

Наряду с горизонтальными смешивающими подогревателями разработаны конструкции их вертикального исполнения (рис. 1.9) с напорным водораспределением. Нагревательная секция этих аппаратов выполнена с напорным пленочным водо- распределением. Пар из отборов турбины поступает в верхнюю часть подогревателя, движется вниз и конденсируется на стекающих пленках воды. В центре корпуса размещается воздухоохладитель, куда поступает несконденсировавшаяся часть пара и воздуха. Паровоздушная смесь проходит через воздухоохладитель навстречу струям холодного конденсата и охлаждается. Конденсат после нагревательной секции собирается на горизонтальном лотке, под который может подводиться пар из уплотнений турбины. В нижней части корпуса установлены обратные клапаны, через которые конденсат поступает s водяное пространство.

Организация движения пара и воды в подогревателе не ограничивает скорость пара, что дает возможность

-- 15 --

обеспечить компактность подогревателя и его деаэрирующие свойства. Проведенные испытания подобных подогревателей показали, что при всех режимах работы темпера т~ ра кон-денсата на выходе из подогревателя равна температуре насыщения при давлении пара в корпусе.

Следует, отметить, что при гравитационной схеме включения подогре-

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

— Г — 9

315t0 t t

ФМР

щ Яии

ii wc~Q

а)

УрИень конденсата 77ри cpadamI ibании защиты

на г7стано0

<!-- картинка -->

I 750

7850

1

1

г

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

ф

'ез

1

<!-- картинка -->

1
1
сз, 'са
1 сз

<!-- картинка -->

нз

ф Линия

реза

1 1л!

ния еза

~gt и ыв
под

и, и

+u

,' /

Б5~,~4 1
д)

2445

1

l 1 1

~1

Ф

Рис 1.8. Ск!е!ииваюи1ие подогреватели низкого давления блока K-300-210:

и — конструктивная схема II ИД-I; б — конструктивная схема ПНЛ-2; ы.— обп!ий вид IT НЛ-е; 1- иодвод пара: -' — отвод паровоздугнной смеси; 3 — подвод л онленсата; 4 — отвод конденсата; З —— аварийный слив конденсата: 6 - — аварийный отвод конденсата на всас насоса; 7 — подвод конденсата из подогревателя более высокого давления

-- 16 --

пнд-г

ПНД-7

<!-- картинка -->

Рис. 1.9. Вертикальные смешивающие подогреватели:

а — 11НД 2l 1; б — ПНЛ да 2; 1 — подвод пара из отбора турбины, 2 — отвод паровоздушной смеси; 8 - подвод основного конденсата; 4 — напорный коллектор; 5 -- перегородка; 6 — водяной обратный клапан; 7 - аварийный перелив в конденсатор; 8 — отвод конденсата; 9 — подвод воды из обратного клапана; 10 — подвод пара из уплотнений турбины; 11 — паровой обратный клапан;

12 — слив из уплотнений питательных насосов

вателей и размещении их около турбины более целесообразным является применение подогревателей горизонтального типа.

В схеме с перекачивающими насосами целесообразно использовать вертикальные конструкции.

1.4. ПОДОГРЕВАТЕЛИ ВЫСОКОГО
ДАВЛЕНИЯ

Подогреватели высокого давления предназначены для регенеративного подогрева питательной воды за счет охлаждения и конденсации пара.

Принципиальная схема движения теплообменивающихся потоков в зонах ПВД представлена на рис. 1.10, а..

Через охладитель конденсата проходит весь поток питательной воды или ее часть, ограничиваемая установкой шайбы.

Включение зоны охлаждения пара может быть различным. Например, возможно включение охладителя пара всех или какого-либо отдельного подогревателя параллельно по ходу воды всем или некоторым подогревателям. Смешение потока воды, проходящего через каждый охладитель пара, с потоком питательной воды происходит на входе в паровой котел. Такая схема включения носит название схемы Рикара — Никольного. Может быть использована другая схема, когда охлаждение пара происходит

-- 17 --

<!-- картинка -->

taa=~н

Г

1 tan

сп

а-(

эк

4. (

"8

~а,к,

'кеиаенеап~

Пилап7ельнпя

а) Нпда

р,м)

оя 1

е)

Рис. 1.10. Схема движения теплообменивающихся сред н ПВД, (а), графики изменения температур теплоносителей (б): ОК — охладитель конденсата; СП — собственно подогреватель; ОП — охладитель перегрева

потоком воды, направляемым в паровой котел после всех подогревателей (схема Виолен). Может быть применена последовательная схема включения всех зон, и возможна комбинированная схема.

Во всех случаях через охладитель пара пропускается только часть питательной воды, а другая ее часть, большая, байпасируется помимо ох-ладителя с помощью ограничивающей шайбы.

Конструктивно все подогреватели высокого давления выполняются вертикальными, коллекторного типа. Поверхность теплообмена набирается из свитых в плоские спирали гладких труб наружным диаметром 32 мм, присоединенных к вертикальным раздающим и собирающим коллектор ным трубам (рис. 1.11).

Основными узлами подогревателя (рис. 1.12) являются корпус и трубная система.

Все элементы корпуса выполняются из качественной углеродистой стали 20К. Верхняя объемная часть корпуса крепится фланцевым соединением к нижней части. Гидравлическая плотность соединения обеспечивается предварительной приваркой к фланцам корпуса и днища мембран, которые свариваются между собой по наружной кромке и другими методами. Само фланцевое соединение крепится шпильками.

Конструкция трубной системы включает в себя четыре или шесть коллекторных труб для распределения и сбора воды. В нижней части корпуса устанавливаются специальные развилки и тройники для соединения коллекторных труб с патрубками подвода и отвода питательной воды.

Схема движения потока воды в подогревателе показана на рис. 1.12, б. После входного патрубка поток пита-

<!-- картинка -->

п

Рис. 1.11. Форма навивки спиральных труб;

п — одноплоскостная; д — двухплоскостная; 1 -- коллектор подводи питательной воды; й —. коллектор отвода питательной воды; 3 — спиральный змеевик

17

-- 18 --

тельной воды разветвляется по раздающим коллекторам. Диафрагмы, установленные в этих коллекторах, разделяют потоки в зонах охладителя конденсата и пара. После нагрева части потока в зоне охладителя конденсата происходит смешение сго с основным потоком питательной воды. Весь :поток питательной воды поступает в собирающие коллекторы, откуда одна часа ес поступает непосредственно ы

выходной патрубок, а другая — пройдя через трубы охладителя пара.

Греющий пар подводится в корпус подогревателя через паровой штуцер. При нижнем подводе паровая труба, соединяющая этот штуцер с охладителем пара, помещается в отдельном кожухе, защищающем ее от переохлаждения. Спиральные элементы тепло- обменной поверхности охладителя конденсата п пара располагаются в

<!-- картинка -->

а)

питательной, "' питательной
8о8ы ф 8oAi

Рис. 1.12. Подогрев".Tель вгйсокого давления ПВ-1600;

а - опций вид; б - схема дви «енин воды в трубной системе; 1 корпус; 2 - спиральный змеевик; д перегородки трубной системы; 4 -- охладитель дренажа; 5 — каркас — коллектор трубной системы; о - вход П«THTcл««тi воды: Г - выход питательной воды; Д - вход грекпцего пара;

огво.i «()!I,ii'нс iTQ

-- 19 --

<!-- картинка -->

А Г

Вода

Пар ) flap Г

— — r .— tl-—

1 1

с л

- — — '- ) — 4-- 1- х

— .) Выход конденсата Вода Выход конденсата греюа(его пара В) греющего пара

4 а)

Рис. 1.13. Подогреватель высокого давления Г1В-2000-120-17А:

о — общий вид; б — схема движения теплоносителей; 1 — корпус с трубной системой (левая часты: 2 — промежуточная водяная камера; 3 — корпус с трубной системой (правая часты; 4 — опора подвижная; 5 — поверхность охладителя конденсата; 6 — собственно подогреватель: А — вход питательной воды; Б — выход питательной воды: В — вход греющего пара; Г — выход конденсата греющего пара; Д — вход конденсата из подогревателя более высокого давления; Е — отвод паровоздушной смеси

специальных кожухах, в которых с помощью системы промежуточных перегородок в межтрубном пространстве создается направленное движение потоков пара и конденсата.

В корпусе охладителя пара перегретый пар омывает трубный пучок в несколько ходов и передает питательной воде теплоту перегрева. Из охладителя пара поток пара поступает в подогреватель и распределяется по всей высоте его поверхности. Конденсат пара с помощью перегородок, установленных в межтрубном пространстве, отводится за пределы трубного пучка и вдоль стенок корпуса стекает в охладитель конденсата. Над верхним днищем кожуха охладителя устанавливается специальная перфорированная труба, через которую из подогревателя отводятся неконденсирующиеся газы.

На рис. 1.13 показана конструкция ПВД горизонтального типа (П В-2000-120-17А).

Поверхность теплообмена этого подогревателя представляет собой два раздельных направленных в противоположные стороны U-образных трубных пучка. В центре корпуса расположена общая цилиндрическая водяная камера с двумя трубными досками.

В подогревателе отсутствует охладитель перегрева, а поверхность охладителя конденсата выделена в нижней части трубных пучков.

Греющий пар поперечным потоком омывает горизонтально расположенные трубки и конденсируется на их поверхности. Конденсат пара отводится в кожух охладителя конденсата, где передает теплоту питательной воде при продольно-встречном омывании трубок.

Все подогреватели высокого давления помимо автоматического устройства регулирования уровня конденсата в корпусе, которым оснащены и ПНД, имеют также автоматическое защитное устройство. Назначение этого устройства — защита турбины от попадания воды в случае превышения уровня ее в корпусе в результате разрыва труб, появления свищей в местах сварки и других причин.

поддержание нормального уровня конденсата в корпусе каждого из подогревателей в заданном диапазоне осуществляется регулирующим клапаном путем изменения количества конденсата, каскадно сбрасываемого в подогреватель более низкого давления. При превышении допустимого нормального уровня открывается клапан аварийного сброса конденсата. При дальнейшем повышении уровня сверх так называемого первого аварийного предела приборы защиты дают команду на включение клапана с электромагнитным приводом, закрывающего доступ питательной воды к ПВД и направляющего ее по байпас.

-- 21 --

охладителя пара через них пропускается только часть поступающей в подогреватель воды (10 — 20 "~). I10cле смешения потоков воды за охладителем конденсата температура воды на входе в собственно подогреватель

становится ниже 1,",. Аналогично при принятой схеме включения охладителя пара температура воды на выходе из подогревателя t," „будет ниже t„.„,.

Недогрев воды до температуры насыщения в собственно подогревателе и минимальные температурные напоры в охладителях пара и конденсата выбираются на основании техникоэкономических 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:

Покн затем ь

Стоимость топлива, руб, т...18 — 23 2,5 — 5 Минимальный температурный наи;р. С:

htl и .... 10 15

пнд

18 — 23 2,5 — 5

7 12 2 4 3 (i

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

Aj,,

Его --Лгм

~гз

1и'1гм

(1.6)

Здесь большие и меныпие температурные разности определяются в соответствии с графиками рис. 1.10 для собственно подогревателя At;-, = t„— At„= t„— (, „, для охладителя пара (при противотоке) Д/„- =

= t„— t;'в H ~~» = tо,".„— t; „, для

охладителя конденсата At-„ =- /„— — 1; „и At„, = t",, „— t„'. Для слож-ных схем умывания поверхности нагрева к среднему температурному напору вводится поправка т]', которая определяется из [2]. Тогда

Л( = Фл(прот, (].6 )

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 6 ' с ~ 1 (] 7)

—. 1

~ ст ги а)

Здесь а, и а., — коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке труб и от стенки к нагреваемой среде соответственно, Вт (м'-' К); 6„„6„, л,, и л„— соответственно толщины стенки труб и слоя накипи, м, и коэффициенты теплопроводность 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 F„:

/гл! р d1,'

где значение d„= д„и при а, '.; а; d„=05(d„„+d„) при а, =а и

ар = dH IlpH Rl ~ Rz

Для определения и последующего определения F „необходимо вычислить а, и а . При определении коэффициентов теплоотдачи важным является знание условий теплообмена и состояния теплопереда1о1цих сред. Так, например, в охладителях пара и конденсата теплообмен протекает без изменения агрегатного сос го ян и я вещества. В собственно подогревателе агрегатное состояние пара изменяется. Для всех элементов регенеративных подогревателей характерно вынужденное дви-21

-- 22 --

жение нагреваемо. среды, при этом режим дв](жения, как правило, турбулентный.

Теплообмен . однофазной средой i: )l! .течении вид три грм(5 и в кана IBM

льной формы поперечного сечения (продольное омыван ]е) при 1 ri, ) 40 и гурбу,а(.].п ном р(]жим(. 1R( ) 10') хяракт(ризуе]ся уравне-11 I I е х]

'~ I — --0 021 R(o" Рг" ''(. ", . (1.9)

1, Рг,

ЗДЕСЬ ~(1 =- . ((а i. — Ч]]СЛО НУССеЛЬ-. в состав которо.'о в'о,пп искомый коэффициент i-еплоо;,ьачи: Ii-, — определяющий пазме': при т(чении среды

- рубах используется внутренний ДИЯМе]Р (10„, а ПРИ ПРОДОЛЬНОМ О(тнекании труб и каналов — -эквивале]пный диаметр d, = 4/' Р, где Р — смоченный периметр:,( — Ilлощадь поперечного сечения канала, м2. Число Рейнольдса Pe =- =Н, т определяет режим движения среды, где 10 — скорость, м,с, и i коэффициент кинематической вязкости, м-' с. Число Прандтля Рг =- v (I .' арактеризуеч физические свойства среды, где акоэффициент (с температуропроводности, мв с. Индексы «ж» и «ст» при числе Рг указывают на значение температуры, при которой определяется это число. При нагревании воды или пара температура стенки труб близки к температуре среды и значение Рг,, оказывается близким значению Рг,. Отношение Pr.„Рг,.„. в этом случае принимакуг равным 1

При развитом турбулен гном движении жидкости (Re ( 10') в трубах и в прямолинейных каналах некруглого сечения с достаточной степенько точности можно использовать вместо (1.9) уравнение вида

III 0 023 рео," рго.' (. (1.10)

Коэффициент (:, учитывает изме- 1 ение среднего коэффициента теплоотдачи по длине грубы. Если l Q. ) 50, то в! -= 1, при 7.(J, (;10 значения в, даны в табл. 1.1.

Для определен и я коэффи циента теплоотдачи при движении жидкости в спиральны.'; трубах, применяющих-Т а бл и и а '. 1. Значения коэффициента в формуле (1.10)

l ' 1

ао

чв

1 10« 2 101 5 ]О'

10 1 10"

1

1 .1151 1.5] I,34, l,28i 1 .14

1.50 1.40 1.2

оо I . ]1

1 34 1 o3 I 17 1.27 1,18 1,13 ],i8 1,13 1,10 ;,l5 1,10 1,08 1,08 1,05 1,04

1

I, 13 1,10 1,08 1,06 1,03

1,07 1,05 1,04 I,03 1,02

1,03 I,02 1,02 1,02 1,01

В 1'C:101~II II.; '11311iI((.'H H H жидкости, когда значения числа Re оказываются меньшими 2200 (лам]парное течение), коэффициент теплоотдачи определяется из v pa iII(.» I! II

~п =0,17 p(U"' ((г(1 ' Рг"" у

( ]-11-„, 11 О, 1а

:с ~ — ~ ',. (1.13)

Рг«1

ЗДеСЬ (1Г = [1дГ/а "(t Г' - — ЧИСЛО ГРаС- гофа; ~t разность между температурами стенки и теплоносителя, (;

l t -- коэффицие]п объемного расп]ирен и я, 1

ffр0 зи:ач 'iПi числ(l Ке = 2200 —: 10' (пер( ходи ый режим движения жидкости) коэффициент теплоотдачи определяется из выражений (1.10) или (1.11) с учетом поправки ((, значение

ся в ПВД, в уравнение (1.10) вводится поправка :.а турбулизацию потока за счет его поворот а. Уравнение (1.10) в эгом случая( принимает вид

~ и = 0,023 Rеo '' Pro' (1

1 1,11D„, пв ья l„и), (1.11)

где D „„-- ги]~ ]ре]ший диаметр наименьше]о )tii. спирали, м;

/1 „— ЧИСЛО ВИТКОВ В О;(пой ПЛОСКОС'1'И

спира.ш: п,, — ч1(сло плоскостей у спиральной -. рубы (ог!Инарная или двойная спиралы; 1«и — длина спирали, м.

Входящие в ч1]с.id подобия 'геплофизические парами гры ('ред определяются при ,родней расчетной темпераТур'P(.' 1('IIЛОIIОСII Г('Л Я

-- 23 --

Т а б л и tt а 1.2 Значения поправочного коэффициента a)t
к уравнениями (1.10) и (1.11)

Re

2200

2300

2500

3000

3500

5000

t 000

7000

I O 000

ч

0,22

0,35

0,45

0,59

0.7

0,86

0,91

0 .96

0.99

колорой определяется из табл. 1.2.

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. Прп турбулентном течении пара (Re ) 6 10') уравнение для определения коэффициента теплоотдачи имеет вид

Nu= Се, Rea' Pr"( ' ") . (1.14)

5a — А i

Здесь S, S,„г(„шаги труб в поперечном и продольном направлениях погока и наружный диаметр труб соответственно, м; а, — коэффициент, учитывающий влияние количества рядов 1руб г вдоль потока (для подогревателен ТЭС z) 20; е, = 1).

Значения коэффициента С и показателей степени т, и и )7 принимаются из табл. 1.3.

Т а б л п ц а I 3 Значения коэффициента
С и показателей степени m, n и р
в формуле (1.14)

:ларакгерасгика
пучка труб

с

1

1

D

Коридорный иа глад-ких tlpПuhlx труб

0,2

0,64

0,35

0

Шахллатный или спи-ральный

0,305

0,6

0,35

0,25

Сжиральный при
Ra ) Iол

0.027

0,84

0,4

0

Для гладкотрубного пучка труб, наклоненного к потоку под углом г(, выражение (1.14) дополняется поправкой е = 0,25 sin (2t( — 70)— + 0,75. При смешанном (продольном и поперечном) омывании пучков труб коэффициент теплоотдачи определяег-ся РаЗДеЛЬНО ДЛЯ КаЖдОй Части ПУЧКа
и усредняется:

я — ' ' . П.14а)

Нпрок гпро,л

рбоп город

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 техникоэкономических расчетов. Увеличение скорости улучшает условия теплообмена, что приводит к снижению требуемой поверхности нагрева, т. е. снижению стопмос I lt регенеративных подогревателей. В 1о же время с увеличением скорости возрастает гидравлические сопротивление движению жидкости, что приводит к возрастанию мощности, затрачиваемой на перекачивание Оптимальные значения скорость в значительной степени зависят от стоимости топлива и давления в трубной системе Для ПНД значения скорости принимаются 1,7 — 2,2 лг с прп 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 по и и н неподвижном паре. Главными условиями теплообмена в юом случае являются скорость стекания н толщина пленки конденсата, образующегося на трубах.

Режим tечепня пленки конденсата определяется числом Рейнольдса

Rea 10 ' с( ор, г. il 15)

Здесь ti =- Q F — - средняя плотность
теплового по1ока через поверхность
нагрева, Вт xl; / — высота участка
23

-- 24 --

<!-- картинка -->

труб между соседними перегородками, м; Lt» — коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, н с ме; 1 -- удельная теплота конденсации пара, кДж кг. При пленочной конденсации чистого медленно движущегося пара при Re„. ( 100 определение коэффициента теплоотдачи можно производить из выражения

4'ьс р

.' Рк(Рк Р» О,

Рк -- КОЭффИЦИент ТеПЛОПРОВОДНО- сти и плотность конденсата; о»— плотность пара; коэффициент С для вертикальных труб равен 1,13; сг-- поправка на шероховатость и загрязнение внешней поверхности труб (для латунных и нержавеющих труб в„= = 1, для стальных цельнотянутых труб в„= 0,8); Ati = t„— tc~- средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара; b — комплекс физических величин.

11i и Rе,„) 100 зн а чен ие коэффициента теплоотдачи определяется из выражения

0 16Pr Re», (1 17, ~1в

Re» — 100 — '- 0,63 Рг„

Здесь в — ' ', Рп, учитыl 0,01З (p»w»)

Р."' (О.) "'

вает влияние массовой скорости пара на условия теплообмена.

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

и=и и (1.18)

При определении и, важным является знание температуры стенки поверхности нагрева. Определение ее проводится методами последовательных приближений или графоаналитическим. Сущность последнего сводится и графическому решению уравне- ны

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

ния для плотности теплового потока через стенку трубы.

Выражение для плотности теплового потока можно записать в виде

ч = bAt0.75

1

(1.19)

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

1.6. 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 ч и известных параметрах ее на входе

(q)4 а

Из (1.19) следует, что At =[-)

[,Ь~

и, учитывая, что значение At,, =

6ст

= — q, а ht., = q,a, получаем

гт

At = At!+ Ai„,„+Д4 =
gbj))t~ y "
q -+ — ". (1.201

~-гт и.)

-- 25 --

в подогреватель число труб при одном
ходе равно:

и =- . (1.21)

~~вн 10

Общая длина труб
L — — 1z, (1.22)
F
Ла„н И

где 1 — 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 1Яр — — 2 —:3, где Вр — диаметр трубной доски.

Расположение труб в трубной доске характеризуется коэффициентом ее заполнениЯ т1,р, Равным отношению числа размещенных труб к числу труб, которое можно было бы разместить при полном использовании трубной доски, т. е.

0,866t' N (1.23)

Чт р = П ". /4

тр

Здесь N — общее число труб в подогревателе, определяемое из соотношения

F

N = — = nz, (1.24)

BdH l

а t — шаг труб при размещении их в трубной доске. Значение 1 определяется способом крепления труб в трубной доске и условиями ее ослабления отверстиями. При закреплении труб вальцовкой величина t принимается равной (1,25—1,3) d„„, а при сварном соединении t — — 1,25 d„.

Минимальный диаметр трубной доски при закреплении в ней наибольшего количества труб достигается при треугольной разбивке отверстий для труб, т. е. когда оси отверстий располагаются в вершинах равностороннего треугольника. Для характеристики заполнения трубной доски «используют коэффициент использования ее U,р как отношение площади, занятой трубами, к общей площади:

U, N( — '" 1'. (125)

, 7»тр/

В процессе конструирования по- догРевателЯ значениЯ 11, и U,р пРинимаются с последующим уточнением, исходя из имеющегося опыта проектирования. Диаметр трубной доски в этом случае определяется из (1.25) или (1.23), т. е.

~) р — ~(н — ' = 1, 05

U;p Пт р

(1.26)

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

1.7. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
ПОВЕРХНОСТНЫХ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ
ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Задачей гидравлического расчета подогревателей является определение их гидравлического сопротивления.

Для любого элемента или участка подогревателя гидравлическое сопротивление определяется выражением

AP = (»" Х — — g ~т„,~ — . (1.27)

рщ2

Здесь Zi. — — определяет гидрав-2

лические потери, возникающие при движении теплоносителя за счет треР~шния о стенки труб; Х"'„—" — гидравлические потери при движен ии теплоносителя, вызванные местными сопротивлениями (поворотами, сужениями или расширениями и т. п.).

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

л=0,1(1,46 . j', ,(1.281

Re,

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

-- 26 --

Таблица 1.4. Коэффициент местного сопротивления для различных
элементов подогревателей

Наименование

Значение

Вход и поворот во входной и выходной камерах

1,5

Поворот потока на 180' через промежуточную камеру

2,5

Поворот потока на 180' в трусах

0,5

Огибание перегородок, поддерживающих трубы

0.5 — 1,0

Выход из межтрубного пространства под углом 90'

1,0

Вход потока в спираль

1,25

Выход из спирали

1,0

Влияние кривизны спирали (для и витков)

0,5

Коэффициенты местного сопротивления ~~„ для различных элементов подогревателей приведены в табл. 1.4.

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

Гидравлическое сопротивление по пару встроенного охладителя пара можно определить, используя формулу

аР- бто,1 — "1 —, ((.29)

2р"

где т -- число секций, последовательно омываемых паром; D „— диаметр наибольшего витка спирали; f — сечение для прох,; Вп 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. Теплота, подводимая с паром из отборов турбины к подогревателю, расходуется на нагрев основного конденсата турбины, частично теряется с выпаром и в окружающую среду, т. е.

Q„-Q.- QД (Q„.,

[Потери теплоты от подогревателя в окружающую среду невелики и могут не учитываться в расчетах. Расход выпара может приниматься рав- 26

ным 0,25 % расхода греющего пара, поступающего в подогреватель, или приниматься таким же, как и в деаэраторах вакуумного типа (3 кг на 1 т номинального расхода питательной воды).

Расход пара в подогреватель определяется из уравнения теплового баланса, а для определения нагрева воды в струях при их поперечном омывании потоком пара используется эмпирическая зависимость

1~ " ' =0,053 х

(н (а PГ0,62

х 1/1 — "') — ", (( 30)

где l — длина струй, м; d — диаметр отверстий в тарелке, м; П =- С„'D,.„— отношение массового расхода воздуха, содержащегося в греющем паре, к суммарному расходу воздуха и пара; а~н, w, -- скорость пара и скорость воды в струях,м)с; Pr, o и рп-- число Прандтля, коэффициент поверхностного натяжения для воды и плотность пара, принимаемые при температуре насыщения; t„-- температура насыщения греющего пара, С; t, t — температура воды в начале и конце струи, 'С.

В соответствии с рекомендациями ЦКТИ начальную скорость истечения воды из отверстий в тарелках гс), следует принимать равной 0,6 — 1 м:с. При такой скорости практически исключается эрозионный износ отверстий и сохраняется умеренная высота слоя воды над тарелкой.

-- 27 --

<!-- картинка -->

Длина струй 1 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 'о.

С учетом принятых рекомендаций
число отверстий в тарелке
и= " "', (1.31)

0,785бР ы

где C„— расход основного конденсата, кг 'с.

Определение нагрева основного конденсата в струях производится методом последовательного приближения. Для этого первоначально величина нагрева принимается ориентировочно и определяется количество сконденсированного прй этом пара:

Q~ gfj ( f2 — 1, )

)

(1.32)

где i", ~, энтальпия греющего пара и конденсата, кДж. кг.

С учетом конденсации части пара скорость его на входе и выходе из струйного пучка при поперечном омывании определяется из выражений

ы,,„= В„„о"/LL„-; (1.33)

()п. ср-П. ВХ П. ВЫ\

1П п. Bx iII. ВЫХ

(1,34)

Подсчитанное значен ие скорости пара и принятые характеристики струйного истечения должны обеспечить принятый нагрев основного конденсата, определяемый формулой (1.30). При расхождении принятого

где В„„. = В„+ В„„„. — расход пара на входе в струйный пучок, кг/с; D „,„„- — расход пара на выходе из струйного пучка, кг.с;

L„„,. — развернутая ширина (суммарный периметр всех струй) струйного пучка на входе и выходе пара, м.

Средняя скорость пара в струйном пучке может вычисляться как среднеарифметическая (при г„„-,'ы„„„( ( 1,7) или как среднелогарифмическая из выражения

нагрева от подсчитанного по формуле (1.30), превышающем 0,1 'С, расчет повторяется при вновь принятой величине.

Для определения геометрических характеристик и потерь давления в подогревателе наряду с тепловым выполняется его гидродинамический расчет.

При отсутствии расхода пара высота слоя конденсата над тарелкой (гидродинамический уровены определяется из выражения

h„= ы,'/2ga',

(1.35)

где а — коэффициент расхода (для отверстий диаметром 5—10 мм и толщине листа б — 10 мм принимается равным 0,6).

При нормальной работе над тарелкой устанавливается динамический уровень, превышающий ~„на сумму потерь давления при движении пара через стр~ йный пучок Лр„и потерь давления на преодоление местных сопротивлений при движении пара из одного отсека в другой Лр„. Bem

личина Лр„= ~ 60. про где ~~~-

8 sin 60'

глубина струйного пучка; 5 — шаг отверстий в тарелке; Лр, — гидравлическое сопротивление одного ряда струй (примерно 2 мм вод. ст.). ~ для

2

p~'п

определения ~р„= „— при-Ы

нимается, что Х,"„= 3.

Высота переливных бортиков тарелок принимается обычно на бО- 70 ",о выше динамического уровня с учетом загрязнения и возможности перегрузки подогревателя.

При применении в подогревателе барботажных тарелок должна быть обеспечена гидродинамическая устойчивость их работы. Надежное поддержание слоя воды над тарелкой обеспечивается при скорости пара в отверстиях, большей или равной минимальной и определяемой из вы- ражения

г.,ы —— 1,41 1 g р"1 а(0' — о") g

dР ' h'''9, {1.3б)

go

-- 28 --

где d и h — диаметр отверстий и высота пере lИBHblx бортиков над тарелкой.

Максимальная скорость пара, при которой обеспечивается надежное сохранение барботажного слоя, может быть определена из уравнения

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1,26 10' х ) o0 (p — p")

h О,"4

i

о о (р — р") 1,66

(1 37) r ~ ~ ~l t ~i i гП~ ~З r ~~ ~ ~~ ~ 1

з

о'' р'

В формулах (1.36) и (1.37) все значения физических параметров принимаются при температуре насыщения пара. Высота переливных бортиков принимается равной 60 — -80 мм, а диаметр отверстий — 6 — 8 мм.

1.9. ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА
ПОДОГРЕВАТЕЛЯ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

Общие данные

В качестве примера рассмотрим расчет регенеративного подогревателя № 8 блока К-500-240. Порядок расчета изложен в соответствии с [5[.

Исходные данные приняты в соответствии с [6].

Параметры греющего пара: давление р« = 3.89 МПа; температура t„= 295 'С; энтальпи я i 2945 кДж/кг; давление пара в собственно подогревателе р„' = = 3,84МПа; температура насыщения t," = 248 'С; энтальпия конденсата пара за собственно подогревателем i," „= 1076,1 кДж кг; энтальпия пара, поступающего в собственно подогреватель, i„' = 2802 кДж кг; температура пара t„' = 262,2 'С.

Параметры питательной воды: давление р« „= 32 МПа; температура на входе в охладитель конденсата /„= 195,6 "'С; энтальпия воды на входе в охладитель конденсата i, = 834,4 кДж. кг; температура конденсата на выходе из охладителя /др —— 210,1 С; энтал ьпи я i„p — — 897,7 кДж кг; энтальпия конденсата ПВД-9

106,9 С; расход его 28,841 кг с.

Расчетная схема подогревателя показана на рис. 1.10, а. В охладитель конденсата поступает часть питательной воды с расходом 60 кг с(14,3 "о). Через собствен- 28

но подогреватель проходит 420 кг.'с воды. Расход воды через пароохладитель принят равным 70 ',о расхода пара, поступающего в подогреватель.

Расход пара в подогреватель обычно известен из расчета тепловой схемы или определяется из уравнения теплового баланса при заданных параметрах:

~1п ('п 'др) г)п= ~«.в ('с.п 'в) Энтальпия воды на выходе из собственно подогревателя определяется при р =- = 32 МПа и температуре

— О. При значении О = 4,5 'С имеем lg „= 248 — 4,5 =-- 243,5 'С и /с,« =

1051,9 кДж кг.

Расход пара в подогреватель

420 (1051,'.1 — 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 собственно подогреватель и на выходе из охладителя пара. Из уравнения теплового баланса для охладителя конденсата (дренажа)

п ( с,«др)" «.Д (i«P9 ДР)

1/n„

= ~о.д (10.д /в)

имеем

под = 'о —.—

D„( ic.п др)+ «q ( дро

47,491 (1076,1 — 897,7) -, '—

= 834,4

60

',-28,841 (1065 9 — 897,7)
60

=1056,5 кДж кг и t„«=244 "С.

Энтальпия воды на входе в собственно подогреватель

0о.д ('о.д is)

i в

о.д

оп,в

60 (1056,5 — 834,4)

=- 834, 4 -(- 420

=866,1 кДж кг.

Температура воды на входе в собственно подогреватель / ' = 203 'С.

Энтальпия воды на выходе из пароохладителя (при расходе G«0 — — 0,7D =— = 33,24 кг: с)

Dn (tn 1«) 11
по — с «
б«о
47,491 (2945 — 2802) 0,99
= 1051,9
33,24
= 1254,17, а температура /«, = 283,5 -С.

-- 29 --

По балансу теплоты (1.3) — (1.5) тепловая нагрузка охладителя конденсата Qn» = 13 326 кВт, охладителя пара Q»o =- = 6723,5 кВт и собственно подогревателя Q„» = 81964,? кВт.

Расчет собственно подогревателя Среднелогарифмическая разность температур в подогревателе (1.6)

(248 — 203) — (248 — 243, 5)

248 — 203

1п

248 — 243,5

= 17,6 С .

Для определения коэффициен га теплоотдачи от стенок труб к воде необходимо установить режим движения ее. Скорость воды в трубах подогревателя принимается в пределах 1,3 — 1,8 м/с. Для скорости 1,5 м'с и соответствующих средней темпе-243,5+ 203

ратуре воды AtT — 2 — 223,25' С параметрах [v =- 0,147 10-' м2/с;

= 64,110 — 2 Вт/(м с); Рг =-- 0,885] значение числа Re равно 32,65 104.

Коэффициент теплоотдачи а2 для этих условий определяется из зависимости (1.11), где сомножителем, взятым в скобки, пренебрегли из-за его малости:

ОS О4

а, Re Pr '

d

0,023 64,1 10

0,032

(32,65 10') ~'~;;

Х 0,885~'~ = 17 632 Вт (м2 К)

Термическое сопротивление стенки труб R„= 6„/k„= 5 36' 10

Значение коэффициента Ь в формуле (1.19) пpn t",~,' = 1/2 (tн (- tT) = (248 + 223,25)Х

1/2 ==. 235,6 'С равно 7932, т. е. а, =- =- 7932At~ ~' Вт/(м" К). В соответствии с (1.20) и полученными значениями а, Р„, и а1 имеем

At ==-At, +Д(,— , 'At; 6.5 10 q

-', 5,36 10 (/-1-5,67 10 ~q.

Принимая различные значения q, строим зависимость Д/ = f (q) по типу кривой на рис. 1.14, из которой следует, что при At = 17,6 'С q = — 52 10' Вт:м'.

Коэффициент теплопередачи в собственно подогревателе в этих условиях

52 10з

k = — 2954 Вт/(м2 К).

17,6

Поверхность нагрева собственно подо.-ревателя

81964,7 10'

— 1576 м'.

2954 17,6

Тепловой расчет охладителя пара Тепловая нагрузка охладителя пара Я „ —- 6723 5 47 491 кг/с, а расход питательной воды G„ = 33,24 кг/с.

Если размеры спиралей охладителей пара такие же, как и в собственно подогревателе, тогда сечение для прохода пара F =- l0,004P — - 18.0,004 0,98 = 0,071 З'-'. (десь р — 0,98 учитывает часть длины труб, участвующей в теплообмене. а 0,004 — расстояние между трубами.)

При двух потоках скорость пара в охладителе

F7» v 47,491 0,05889

ы» — 19,7 )!

2F 2 0,071

где v — средний удельный объем пара при
его средней температуре.

Эквивалентный

4F
диаметр

4 0,071

— 0.142 м. Число Рей»ольдса

w»d» 19,7 0,142

Re --, — 8 37 10 — 3,34 10', т. е.

»

значение коэффициента теплоотдачи от пара к стенке труб следует определять из выражения (1.14):

7.»
а,=0,02( — R(. ' Pr
d;,
О 0548. (3 34, 10о 1 ", 1 15-,
=О,027
0,008

=5260 Вт, (м'-' K).

Практически поверхность нагрева должна быть несколько выше за счет возможности загрязнений поверхности, коррозии и т. п. Принимаем F«» - 1584 м'-'.

При принятой скорости воды в трубах число спиралей собственно подогревателя

Л'—

0,785иd2„

420 0,001215

895 шт.

0,785 1,5 0,022'-'

Практически число спиралей принимается кратным произведению числа секций и числа рядов в каждой секции, т. е.

6 12 = 72. Тогда (V = 864 шт. Длина каждой спирали в этом случае

1584

1 — 18 м.

864 п 0,032

В заключение теплового расчета собственно подогревателя рекомендуется уточнить температуру, при которой были определены физические параметры:

Дtcт =/н — -Atm =248 12 26 =235 74 ' С

Отклонение от принятого значения (t',~,'
равно 0,14 'С, что вполне допустимо.

-- 30 --

Коэффициент теплоотдачи от стенки груб к воде определяется из выражения (1.10).

Физические параметры при этом опре-283,5 + 243,5 делаются при гср

=263,5 С и рпв =32 МПа.

Скорость воды в трубах при двухпоточной схеме принимаем равной 1,5 м'с, а диаметр трубок 32 )'. 6 мм. Тогда Re =

1,5° 0,02

0 63 10 о .— — 1 84 040 и по (1.10)

1

аг2 =-0,023 (184040) '" 1,032 '

О,599

0,в ° 0,4

0,02

=11 580 Вт (м'-' К).

Коэффициент -теплопередачи [со!. (4.11)]

Сечение для прохода конденсата в охладителе принимаем таким же, как и в охладителе пара, т. е. 0,071 м'-. Тогда скорость конденсата в межтрубном пространстве

76,332 0,001302

w — 1 39 и с.

0,071

Значение числа Рейнольдса при найденной скорости равно 84 859, а коэффициент теплоотдачи по (1.10)

а, = 0,023 84 859 ' 0,87 ''

- 0,В

О,008

=11459,68 Вт (мг К)

Средняя разность температур воды

в трубах охладителя

195,6 -'- 203

1 0,032 32
"о=1

( 25260 246,6 20

1 32
11 580 20,
) =1336 Вт (м"- К),

32 d„

где — = — учитывает вид теплопере-20 d»,

дающей стенки — стенка цилиндрическая.

Средний температурный напор в охладителе пара по (1.6)

(262, 2 — 239,2) — (295 — 283, 5)

Д!

262,2 — 239,2
1п

295 — 283,5

=18,1 'С.

Поверхность нагрева охладителя пара
по (1.8)
6723,5 10
~оп, — 278м
]8,1 1336

Число змеевиков охладителя пара по

(1.24) с учетом

F 278

182.

Р!пг1н О 98 18 3 14'О 032

Расчет охладителя конденсата

Тепловая нагрузка охладителя конденсата Q0, = 13 326 кВт. Средняя температура конденсата в межнрубном прос транстве

2

8,841 245,8--47,491 248

t

ср

76,332

210,1 0,5=228,6 С,

Значение коэффициента теплопередачи от стенки к воде определяем при скорости ы„= 2 м с, и физических параметраx, соответствующих t'1' = 199,3 С,

а, =0,023 — Re ' Pr '

А О,В 0,4

гг

, 0,601 ( 2 0,002
=0023 ( х

0,022 (0,158 10 0 /

930 4 =13 828 Вт (м'-'. К)

Расчетное значение а,, =- 1,132 Х Х 13 828 = 15 654 Вт. (и"- К).

Коэффициент теплопередачи в охладителе конденсата

(( 1 0,032 32

1 (11 459 ' 246,6 22

1 32 1

+ ) =3152 Вт;(м' К).

15654 20 )

Средний температурный напор в охладителе

(247,1 5 195,()) (210 203)

~гср-247, 15 — 1%,6

210 — 203

=22,3 -С.

Поверхность теплообмена охладителя
конденсата

13326 10

г од-3152 22,3

Таким образом, в результате расчета полу-чено

F11„ — 278 М' Рс.п= 1584 м' и Род= 189,5 м-'.

-- 32 --

Число Рейнольдса в этом случае

а'в dнн 0 8'0 0145

Реж — — — 29 591. ~'ж 0,392 ° 10

Re,„. ) Re„~, т. е. режим движения конденсата турбулентный. Г1ри t„( - -/ст = =75 С Ргст=Ргьк=2,37, а вв= 1, тогда

=0 021 29591о 8 2,37о,43= 114.88.

Средний коэффициент теплоотдачи or
стенки труб к конденсату

Хцж )ж I14 88'0 672

d 0,0145

=5324 Вт (м-' С) .

Ко эффи циент тепло переда ч и

<!-- картинка -->

отсек

Выход
' — ' l конденсации

А=
1
1 , 0,00075 , 1
5786 107 5324

= 2732 Вт/(м' - С) .

Отличие полученного значения k от

принятого составляет 1 ~в, что допустимо.

1.11. ПРИМЕР ТЕПЛОВОГО И

ГИДРАВЛИЧЕСКОГО РАСЧЕТА
ПОДОГРЕВАТЕЛЯ СМЕШИВАЮЩЕГО ТИПА

В качестве примера рассмотрим расчет подогревателя низкого давления № 1 турбины К-300-240.

Исходные данные к расчету:

давление пара в подогревателе р=

=0,0167 МПа;

энтальпия пара i„=2495 кДж/кг;

температура основного конденсата на входе tвх =-29,1 'С;

энтальпия конденсата на входе i„x =121,8 кДж/кг;

расход конденсата 6,=186,1 кг/с,

Расчетная схема подогревателя приведена на рис. 1.15. Количество теплоты, воспринимаемое основным конденсатом,

Qn — '= Ск (1вых 1вх) =

=186,1 (235,7 — 121,8).10

=21.196 МВт,

где значение 1вы принято при условии полного отсутствия недогрева конденсата до температуры насыщения пара.

Расход пара на подогреватель определяем при условии, что выпар его составляет 0,5 кг/т основного конденсата, при этом теплота выпара ПНД № 2 используется в ПНД № 1.

Из расчета Г1НД № 2 теплота выпара равна 11вв = 0,253 МВт, а теплота выпара 32

Рис. 1.15. Расчетная схема подогревателя
смешивающего типа

ПНД № 1 составляет

Q„, =0,0005 18Г),1 2495 10 з =0,232 МВт.

Тогда расход греющего пара на подогреватель

21,196-'.,- 0,232 — 0,253

D„— ', „— 9,373 кг/с.

2495 — 235,7

При принятой конструктивной схеме подогревателя принимаем расстояние между тарелками t~ = 0,38 м, 12 = 0,5 м и /в = — 0,48 м, высоту подпора воды на тарелках при расчетной нагрузке h = 0,125 м и диаметр отверстий 8 мм.

Скорость истечения воды из отверстий вер хней тарелки

w„,=a ~' 2gh =О,бф 2 9,81 0,125 =

=0,94 м/с.

Необходимое число отверстий в тарелке
~к "н 186,1 0,00101

0,785dx ив, 0,785.0,0082 0,94
=3980.

Г1ри шахматном расположении отверстий с шагом S = S =2 5d = 0,02 м необходимая площадь тарелки составит

F =nS, S, sin 60'=3980 0,02' х

х 0,866=1,38 м'.

Из конструктивных соображений принимаем, что ширина струйного пучка первого отсека на входе и выходе потока пара одинакова и равна L» L»» — — 4,0 м.

Предварительно принимаем, что нагрев конденсата в первом струйном отсеке составит 13,1 'С. Тогда температура конденсата на входе во второй отсек равна t, = 29,1 — '' 13,1 = 42,2 'С(энтальпия 1, = = 176,7 кДж/кг).

-- 33 --

Средняя скорость пара в струйном отсеке

'"п.вх ~~п.вх
к~п,ср =

Г4~п . вх

vvn.вых

26,64 — 6,55

26,64

—:6,73 м/с.

1n-0,55

С учетом опыта эксплуатации принимаем, что расход воздуха в первом отсеке составляет 0,0055 кг/с. Тогда расход паровоздушной смеси на входе в отсек Dом.в = Опт + D9~ + 0,0055 = 4,5055 кг/с, а на выхоДе из отсека DcM вь,х = Овг + 0,0055= = 0,0985 кг/с.

Относительное содержание неконденсирующихся газов в паровоздушной смеси на входе и выходе из отсека будет равно:

свозд Пвх/~см.вх

овозд ПвыхDcM.возд

0,0055

4 5055 — 0,001 2;

0,0055

0,0985

— 0,0558,

а среднее относительное содержание неконденсирующ ихся газов

Пвых Пвх

П.рПвых

IпDBX

О, 0558 — О,00122

0,0558

0,0143.

Iп

О,00122

При значении t = 29,1 'С число Рг равно 5,6, а коэффициента поверхностного натяжения о = 0,00727 кг,'м. Тогда из уравнения (1.30) находим значение /з = 42,3 'С, что весьма близко к предварительно принятому значению.

2 зяк. 1499

Количество сконденсированного пара

в первом отсеке в этом случае составит

G (t2 Свх)

~п1

4п — Ез

186, 1 (176,7 — 121,8)

— 4,407 кг/с.

2495 — 176,7

Скорость пара на входе в струйный отсек

Рп1+~)в1) V

ц'п. вх

11 ~вх

(4,407 +,0,0005 186,1) 9,0 » 26 64 ,/

0,38 ° 4,0

а на выходе из отсека равна wn. вых =

Ов1о 0,0005 ° 186,1 9,0 0 55

— 0,55 м1с.

lt Двых 03840

Расход конденсата, поступающего во
второй отсек,
0„,= 6„+0пг = 186,1 + 4,407=
= 190,507 кг/с.

Скорость истечения воды из отверстий

второй тарелки при высоте подпора 0,065 м

ц~вз=-a +2gh =О 6 ) 2'9 81'0~065 =
=0,678 м,'с.

Число отверстий в тарелке

GBQ vn
О 785dР жвз
190,507 0,00101
— 5649.
0,785 0,008' 0,678

Необходимая площадь тарелки

F, = nS, S~ sin 60= = 5649 О, 02' х
Х 0,866 1,95 мз.

Предварительно принимаем подогрев основного конденсата во втором отсеке равным 12,5 'С. Тогда температура конденсата в конце второго отсека t„, = t, --; + ЛГ, = 42,3 + 12,5 =- 54,8 'С. (Энтальпия конденсата i з = 229,4 кДж/кг и Люкс =: 52,7 кДж/кг.)

Количество пара, сконденсированного в отсеке,

Скз Л4кз

~П2

tn — (кз

190,507 52,7

2495 — 229,4

4,43 кг/с.

В соответствии с рекомендациями ЦКТИ расход пара на выходе из отсека следует принимать равным 30 расхода пара в первый отсек, т. е.

D'"'"=0,3D'~ =0,3 4,5=1,35 кг,'с.
Расход пара на входе в отсек
0~п, =1,35+4,43= 5,78 кг/'с.

Скорость пара при ширине струйного

пучка на входе /.вхз = 5,2 м

5,78 9,0
кР~2 20,0 м/с.

12 / вхз 0,5.5,2

Ширина струйного пучка на выходе пара из отсека равна 3,6 м. Тогда скорость пара на выходе из отсека

~вых

,вых п2

~п2

i2 Е2 вых

1,35 9,0

6,8 мс.

0,536

-- 34 --

.,в:
.,ср
п'

...вых
п2

„,вх

вых
п2

20 — 6.8

— 12,23 м с.

20

1п

6.8

Средняя скорость в отсеке

Количество пара, сконденсированного в третьем отсеке.

G»»'» '~~ кз

~/»»:»—

~п ~»»з

194,947 (235.3 — 229.4)

0,51 кг с.

2495 — 235,3

Расход пара на входе в отсек

пз»»з + пз

Используя выражение (1.30). находим

расчетное значение

/к /к» / (1 —t7)'
1g == 0.053

/»в ' P Об

где расход пара на выходе принимается равным 70 "0 расхода пара на входе в первый отсек:

D" = 0,70~~ = 0,7 4,5 = 3, 15 к г,'с.

56,3 — 42,3 0,5

= Ig — 0,053 Х 56,3 — t», 4 1в,в2

Тогда D" = 0,51 + 3,15 = 3,66 кг/с.

Из конструктивных соображений принимаем ширину струйного пучка третьего отсека на входе L»»-3 = 5,2 м и на выходе L»»b»X 3 = 3,35 м. В этом случае скорость пара на входе в отсек

,/ 12,23 ~- О,11 1
( 0,678 ) 0,00706 0.008

Значение отношения П для второго и третьего отсеков может быть принято равным 1, а значения Pr и о определены при температуре i„.,: t~ = 56.4 — 1,6 = = 54,8 'С (энтальпия it„2 = 229,4 кДж. кг).

С учетом конденсации пара во втором отсеке расход конденсата через третью тарелку составит

D»»з ' 3,66 9,0 /„ 1.»»х„ О. 48 5,2

Скорость пара на выходе

— 17,6.
/з Евыz» 0 48 3 35

Средняя скорость пара в струйном пуч- ке

6кз =~кз — Dn = 190 507-. 4 43=

194,947 кг 'с.

»2'

,ср

п

., вл,,вых
Ьэпз Ьап 3

Принимаем высоту слоя воды над третьей тарелкой h = 0,060 м, тогда скорость истечения конденсата через отверстия

ц»вз — — а V2gh =0,6 Х

х 1' 2.9,81.0,06=0,65 м/с. г

13 ° - -г

— 15,4 м/с.

2

Расчетное значение температуры конденсата на выходе из отсека

56,3 — 54,7 0,48
1g, — 0,053 к'
56,3 — /кз 3 3в в2

Число отверстий в тарелке

икз ок
0,785»/21»''вз
194,947.0,00101
— 6029.
0,785 0,008 0.65

' /' 15,4 ~~ 0,111 1, 0,65 ) 0,00683 0,008

=56,202 .С.

Общий нагрев конденсата в подогре- вателе

Предварительно принимаем, что подогрев основного конденсата в подогревателе 0,1 'С, т. е. подогрев в третьем отсеке составляет 1,4 'С. тогда

— »л/кз = 54,8 -' 1,4 = 56,2 'С (/»»з —— = 235,3 кДж/кг).

At = t 3 /вх = 56,202 — 29,1 = 27,102 'С.

Общий расход пара

D„=- ь»п» + D» + D»»3+D»» =4,407+
+4.43-',-0,51+0.093=9,44 кг/с.

-- 35 --

ГЛАВА ВТОРАЯ
СЕТЕВЫЕ ПОДОГРЕВАТЕЛИ И ВОДОГРЕЙНЫЕ КОТЛЫ

2.1. КОНСТРУКЦИИ СЕТЕВЫХ
ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Сетевые подогреватели служат для подогрева паром из отборов турбин сетевой воды, используемой для отопления, вентиляции и горячего водоснабжения тепловых потребителей. Небольшие сетевые подогревательные установки с теплопроизводительностью порядка 10—20 МВт имеются практически на всех ГРЭС, где они служат для отопления жилых поселков. Значительно более крупные подогревательные установки применяют на отопительных ТЭЦ, снабжающих теплотой города и городские районы. На ГРЭС сетевые подогреватели питаются паром из нерегулируемых отборов турбин конденсационного типа, а на ТЭЦ для этой цели используют регулируемые отборы пара с давлением 0,05 — 0,25 МПа для турбин типов Т и ПТ.

Сетевая установка ГРЭС обычно состоит из двух подогревателей - основного и пикового (рис. 2.1). Основ-

<!-- картинка -->

Рис. 2.1. Схема сетевой подогревательной установки v конденсационной турбины на ГРЭС:

ОСП и ПСП — основной и пиковый сетевые подогреватели; CB — сетевой насос; Кгг'СП — конденсатный насос сетевых подогревателей; КО - - конденсатоотводчик;

ТП - тепловой потребитель

о»

ной подогреватель питается паром с давлением 0,05 — 0,15 МПа, пиковый — 0,4 — 0,6 МПа. Основной подогреватель используется в течение всего отопительного периода, а пиковый — только в наиболее холодные дни.

На современных ТЭЦ применяется преимущественно многоступенчатый подогрев сетевой воды (рис. 2.2), обеспечивающий максимальную выработку электроэнергии на тепловом потреблении, высокую тепловую экономичность электростанции и улучшающий регулировочные возможности схемы.

Рассмотрим многоступенчатый подогрев сетевой воды на примере турбо- установки Т-100-130. Подогрев сетевой воды может осуществляться в теплофикационном пучке конденсатора турбины, в нижнем и верхнем сетевых подогревателях и в пиковом водогрейном котле. Нижний и верхний подогреватели здесь питаются паром из двух соседних совместно регулируемых отборов турбины. Давление в нижнем отборе может поддерживаться постоянным в интервале от 0,05 до 0,2 МПа, а в верхнем — от 0,06 до 0,25 МПа в зависимости от температурного графика сетевой воды. При использовании для теплофикации указанных отборов пара регулятор давления в отборе подключается к верхнему отбору, и тогда давление в нижнем отборе будет изменяться в зависимости от пропуска пара через ступени, разделяющие эти два отбора.

Близкие к этой схеме сетевые подогревательные установки применяются в других крупных современных теплофикационных турбоустановках (ПТ-60-130, ПТ-80-130, ПТ-135-130, Т-175-130, Т-250-240). В более старых теплофикационных турбоустановках (ПТ-50-90, IIT-25-90, Т-25-90 и др.) применялся двухступенчатый подогрев сетевой воды в основных и пиковых сетевых подогревателях (позднее

-- 36 --

вместо пиковых подогревателей начали использовать пиковые водогрейные котлы).

Качество сетевой воды, прокачиваемой через поверхности нагрева сетевых подогревателей, значительно ниже конденсата турбин. В ней могут присутствовать продукты коррозии, соли жесткости и другие примеси. Попадание сетевой воды в конденсат греющего пара недопустимо, поэтому обеспечение высокой плотности сетевых подогревателей является важной задачей конструкторов. Греющий пар омывает трубки снаружи, а сетевая вода циркулирует внутри трубок. Наличие примесей в сетевой воде и возможность их отложения на поверхностях нагрева исключают применение в сетевых подогревателях гнутых трубок, не допускающих их внутреннюю чистку.

В зависимости от температурного графика теплосети подогрев воды в сетевых подогревателях осуществляется от 40 — 70 'С до 70 — 120 'С и для этого используется пар отборов с давлением в большинстве режимов ниже атмосферного. Это усугубляет требование к высокой плотности сетевых подогревателей и вызывает необходи-мость применения воздухоотсасывающих устройств — эжекторных установок — для удаления воздуха и неконденсирующихся газов из зоны теплообмена.

По конструкции различаются сетевые подогреватели вертикального и горизонтального типов. В соответствии с отраслевым стандартом ОСТ 108.271.101-76 первые обозначаются буквами ПСВ, а вторые — ПСГ. Вертикальные сетевые подогреватели выпускаются Саратовским заводом энергетического машиностроения и используются на сетевых подогревательных установках небольшой и умеренной теплопроизводительности — на ГРЭС и на теплофикационных установках Т-25-90, ПТ-25-90, а также на теплофикационных установках ПТ-60-90, ПТ-60-130 и ПТ-80-130 изготовления ЛМЗ — и имеют поверхности теплообмен а 45, 63, 90, 125, 200, 315 и 500 м'.

Сетевые установки современных крупных теплофикационных турбин изготовления Уральского турбомоторного завода (ТМЗ) оборудуются горизонтальными сетевыми подогревателями изготовления этого же завода:

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

КУ

пн

Щ,

лвк

ь"

дпп

еа

кус

сч3.

8 всп

кнс нсп

1

— П-Рис. 2.2. Принципиальная схема сетевой подогревательной установки на ТЭЦ с многоступенчатым подогревом сетевой воды:

Е» -- котельная установка; Т — турбина; Г — электрический генератор; ПВК — пиковый водогрейный котел; ТП —. тепловой потребитель; CHl и СН2 — сетевые насосы первого и второго подъемов; ВСП и НСП — верхний и нижний сетевые подогреватели; KHC — конденсатный насос сетевых подогревателей; ТПК — теплофикационный трубный пучок в конденсаторе турбины; ДПП — деаэратор подпиточной воды; ППН — подпиточный насос; ХВО — химическая водоочистка; Gc — расход сетевой воды; to.(, /ь..п, t».с, /вль /п.с — температуры сетевой воды по тракту

-- 37 --

-ом aamgp кгaleaaaJoLOU BJauuurr ьимоп, одончге1носи401 HnemoL'U {чниаогои ээг -og 01онкэн 1аеа{ч4мэ4аи х{ч4о1ом EH кег -жем 'могodoJadau хитпо{кгае4иен х{чнчге1 -HoEHdoJ иомноне1эл кэ1эенилаиоа9о емлли OJOH9fid1. wodBU 3HHBHaIg0 30HhadaUoIJ

aL аIeaa4JoLoU а ежена4Г внао4л HHHeaodHL'fiJаd 01омэ -оли1еко1ае кгг Рн1эио413( 01онэчглики кинониГаоэи4п в1Г 43Пл1{п кэ1эаки кин э ко1H4 еженэ4г Huaodfi HHHadawEH кгг ог -ма13 аончга1всвм (01oa ealaeaHLяене1эл кга1еао41огои еэли4ом и1эел ианжин е41аКОНеК КИН3НИГООЭИ4{{ Клгг 4ЭПfilm КЭ1Э -эки вм9л41еи 01оно4вп л в ао41ако{м4а1 в1Г IRERL'HJ кэ10{ваигaeHBlaл {чГоа иояо133 еГоа1о и е1оаГou 'edeu OJamo{adJ e1ояГоu хвм9(41ви е)1 edeu OJamoradJ еГонн о13 -ак а и{чкэени1авне1эл 'Holam и{IUI{0910 1ижлгэ 'е4о91о EH ко4еп к{чнже{;а а икитп -oIBUfiIaoU '{чгон иквгиеч HHEodE lo HHn -маэ Hamo{adJ 9л4 киноне4\о1э4и кг3

вгэ1eaadJOГOU еи exлгеон eooalo вгг dan -л1{п нээкогопэв4 {ч4оквм понк1оя Iranrorea -BL'U опичн к1.31внэЖогоп ээ(udoH в).1 ежен -34L' е 'Oalo I{L'c PIIHPLф 10 лмо93 кгэ1ено4.{ -огои еэ.(и4ом этпинг конжин ен л4ап.(lm м кэ1авнигэоэи4и '8 0 эи4 ен HOHHaH.edgoEH эн 'им9л41иом9и1 HmowoU и4п 4эп 'iIITI 101~ 'ко1нокэ4 Го4эп {чГоа ион,хпоэ .{о {чка1эиэ ион9л41 к инанжо4оио в гг 4эп (Im в э1оэк и IadaweH IramoIeaeL U и1эеь I{3HH.HI» 11 эяигэ конгвмэем и4{{ кга1внэ41ого{»oнэ133 (oJoaoHHU) oJaHxdaa 1о edeu OJamo{adJ el -еэнаГном вГонГоп вьГ ииТпежлгэ 'мо9(41ви ио1л4Г кэ1аа{чи {ч4окем ионк1оа I{amo{eaeL п aHaod( ен вга1еяэ41огои аэли4ом ен о1ан эп{{ч{т (е4еп oJatnoradJ е1еэнэгном) etaeH -avt егоя1о егоао4ио9л41 кинонигаоэи4п кгГ Понегф кэ1аоки вга1еаэ4но1o{r еэлп -4ом (EHI{ кожей 81 вэ10{ееэ43 atael.uow oJa Hdu и в1е4еппе {чка1эиэ ион9л41 имяоээо4 "lro иомэаьилaedLИJ кинаГэао4и кг1' Ialr:Ht -ох9оэн имп{л1эе8 кат{нвгф э кому(dIBU енэж9енэ х{ч4о1ом EH енго 'икем{п (L'JBE икимоали4афэо4о1 а наже49оеи {чгон иоя -о1ээ еГоа1о и еГояГou кгГ э4акем понкГоа ианх4оа ен хо9л41еп и{чннэояГэ (8 Q эи4) эжа14эл рП хкипм (41эномоггв1э{х е» lILaleaadJoLoU винагиа4м вгг {чиег ожмв1 вэ1о{еаи4ени4и лкон Я иомгегмен вэ1авя -игиэл ем9.(41еп oJoaodeu им4еяи4п э1эок а кго1енэ41огои afiudog 4а{хем х{чнкгон икем{п{ч4м э имэог а{чн9л41 аитпо{книгэоэ '(ч1ээгп онл{ч90 хи) иекяэ 3{чн4амне кэ1сн -(счгоиои 'е4еи OJamo{adJ к {ч1он иояэ133 иина "ae1' 0{ч1эоняе4 ионнеяс{чн 'Hlr efd J -ен 10 моэог х{чн9л41 ихелЖев4 HL)", иин -ожк4иен и иигиэл х{чнноипеанаиком хе9 -.(41 а аиногакои 1о{вло{гмэи кпчкеэ ка1 и HL"aIeaadJoL'ои еэли4ом и 9(dl. IIHI{aHHLL'л х{чн4л1е4эика1 ч1эоняе4 10{л4иэнэи{чом вин -атпакэ4ои э{чнчгвми14ая аа 'ио4экем иатп -oIeaeLU ч1ея{чеен о1кни4и (dawex 0{лнкг -oa о{о{нжи{{ хв9.(dl ен 0{л{{нап{эягоЦ -{, p8 — p0 aIBJH1a0L' 1эжок 0HHL'Bwиaeеw ке4о1ом ' H Laleaad JOLOU H weg.(41 и коэ -.(и4ом лгжак 4л1е4оика1 ч1эонее4 веннак

1-8-(с'8 иси)
Л 0000 JVIJ
(11 Hlnr) 1-8-(8 нги}
о ООСс J311
аж о{
аж 04
(11 иги)
1-8-8 0081- J31J
8-8- 008 J 31J

нгэ{.енаа.{ойоп
озона.{эv vмdv(q'

С-03(-008 09г 8-081 Оы/00 I ".I/081 991 981 J

9-081 09/09

9-081-Ос

л/081-09/09 J лнно(1 %J нмае{л{

-ээ {ч4(1в4оика1 amlaa еГдаон ве4о1ом 'ed -oglo е4еи oJamoradJ кинатп{чэен 34л1е4оп -ко1 м Olfi)IEHL9 'л4.(ledaUw31 laelad90Hdu a10ged HdU к 'aleaadJOLOU э(и40Ы кгэ1ея -341огои eaadJeH и1эонх4аяоп 9.(dl edfiled -аик31 и кэ1акно{хси иипе е(lиэма аааап -odu а оннэн131он1оот g, 03 — Po 1овгЯе1ооэ 3LaIeaadJoLoU я lst{oa иоао1оэ aadJot;ou он -чгв{{иэмв1,{ имяоне1эл ионноипемифогиэ1 {ч1о9е4 екижэ4 и и1ээогио1 екижэ4 oJoH -4(ledauwal 1о Hlaowaaaaee а Haloraaawea aadJoLoU ээ и чгэ1еяо41огои я эпоха ен {чпон иоаа133 е (ledauwaJ w 9'3 — y 13кгае13 -оэ 9 (dl В И и13 еэ.({{4ом и ге13 1{{ а ипиффе -ом эж иомв1 кал кинонигул одон4,(1в4ои -w3l 1наипиффеом иимоэ{ча эаго9 ио{по{оки ' H H ileL' Еи кэ1{мк1 яоlо IEH {ч9(41 'Иинал04 -омл HL"и иинаниггл woHdл1е4апкэ1 хи и4п вина иги х4эая кэч1в\па{хо43{{ 1эжок и ея -3dJBH и1эонх4эноп хР9л41 Рн euamaaLou е4акем ккнжин 'woeedgo {химв { lsdaweH ионкгоя ианжин Рм{п{ч4м кэ1эвни1эоэи4и 3tIHBLф ен ио4о1ом м 'эмоог ион9л41 HQJ -л4г а Iar{eaonaLeaeed g(dl {чином эинжин {ч4окем ионк1оя Hauxdaa по{{вгф кэ1ииа4м хемчгип{п еп эмэоГ ион9л41 q еэ.(п4ом 'iTIHBLф м икемчеИUm ио1ежи4п 'омэог ион -9л41 а Isueaonsveaeed Hwenuoe Hwauxdaa {ч9л4 { .кк 1 .; 01 ко41океи1| g,(41 х{чк -к4и емлли аГиа н ено4нен ч{эонх4оаоп к= -13emawEed еэ(и4ом Hdl(»H {ч1он Hoaalar е1он1о и егояго п к г1' wo)rgf 41 B U к {чин; -оагэ оэ {ч4акем ионкгоа иэнх4ая Ir'oafiudo) 1ен ионнэжого{{эР4 и Bdeu оэотпсма41 егоя{ вгГ ком9л41еп ки{пчго9 э еэ.(п4ом о.{омэо{ -Hdt.'HIrL'Hn EH lHoIzoa {гэ1ваа4.{01oU

епи1 о|онч1еми14эя IL"а1еяа4.{о) -оп иояэ1аэ нэже4ооеи g 0 эи4 ен

edeII яо4оо1о яогояо4{{о{ -.Ы1 x HtttsLOHLorr {чни1Г эинэТпе4жо и а1ее {хонниппек я Куяоноилон xl о{ л {90L'( ээ""о9 1(мея"hauээ9о

-э41ого{1 а!чяэ.1ээ а!чнч{ге11{ояи4о1

e1edeItH кит{емифи?.'о{( — е4фип (кемоки4) ке -4ая1эь '(,кэ э.{м) {чгоя иояа1ао и е -еп кина1вяег аиьо9е4 а!чнчьекионе — {ч4фит{ кч1а41 и ке4огя '( г() е -aK9ooL"Llа1 H1aoHxdaItoH 1эля1э1эя.l -0a к1нэleGodJQLot{ ииноьенеооо я е -фип кея4эп 1-){т э и{{я1о1эя1ооо д

-- 38 --

)5

4

Il

1

тр. szO»

о)

((

(
0,
1

о

"М'

ч~

<!-- картинка -->

— — --« — .Вз
r",

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

о1' '"(1

А

e 1ZO» 10

(., 1 1

( 1
о)

<!-- картинка -->

+

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

'дга

о кч

оч) х 1

1

)

1

1

1 )

к

ф1ГЧп» И

<!-- картинка -->

1 л

о о

(х(

1 фЩ-«

<!-- картинка -->

Вид Б

г к +ч
« ч

к
«
*
ч

х

х и (Ч

*
-(а~

/

T

')1.''

J

++ «~1

1
ч

ч

L

с «Ъ

1-

~Г'.

E)!

в~

ч

х

й

«

-

-

х

Ш «х

'I


х
4.

(
° о о

ч

«

+

.(
1

в

Рис. 2.3. Вертикальный сетевой подогревате.(ь Г1СВ-315-14-'23:

Л и Б — патрубки подвода и отвода сетевой волы; В" подвод греющего пара; Г . подво нажа (конденсата греющего пара) от подогревателя с более высоким давлением греющег при каскадном сливе; Д . отвод дренажа из подогревателя; Е — отсос паровоздушной смесь ШТУЦеР ЛЛЯ СПУСКа СеТеВОй ВОДЫ ИЗ НИЖНей («ПпаваЮШейх ) ВОДЯНОй КаМеРЫ; /1 .. ШТУЦе еП) c('Q сетевой воды на нижнем IHHIU( корпуса подогревателя; К . датчик днстанцнонног( рителя уровня дренажа в корпусе подогревателя; ) — верхняя водяная камера; а — корпус ревателя; 3 трубная система; 4 — анкерные трубки каркаса трубного пучка . «права

анкепные связи трубной лоски

-- 39 --

лич«ство горизонтальных перегородок по высоте корпуса подогревателя может достигать шести. Горизонтальные перегородки и вертикальный отбойный щиток крепятся электросваркой на анкерных трубах, соединяющих верхнюю и нижнюю трубные доски (у подогревателя. изображенного на рис. 2.3, имеется восемь таких трубчатых связей).

Верхняя и нижняя водяные камеры снабжаются перегородками, обеспечивающими двух- или четырехходовое движение воды в подогревателе. Увеличение числа ходов воды приводит к увеличению скорости воды и коэффициента теплоотдачи, что позволяет получить экономию на капиталовложениях (меньше поверхность нагрева и затрата металла на подогревателы. Одновременно увеличивается гидравлическое сопротивление подогревателя по с't«ttn(i вод«и это приводит к перерасходу электроэнергии на привод сетевых насосов, а следовательно. и к росту эксttлуатапи0нньt~ расходов. Оптимальное решение находится T«xtt ttt'o-экономическими рас ч«тами.

Коистрх кция горизонтального се(евого l(010('р(- вателя изображена на рис. 2.4.

Подогрева г«ль имеет повер.юность теплообмена 1300 ме. горизонтальный цилиндрический корпус с внутренним диаметром 2500 мм и толщиной стенки 10 мм и две водяные камеры на концах. отдаленные от корпуса трубными досками. В трубных досt'ax на вальцовке закрепляются латунные трубы поверхности нагрева диаметром 24 Х 1 мм и длиной 5180 мм. Возможно также применение труб из нержавеющей ciaли такого ж«диаметра. В последнем случае грубь закрепляются в трубных досках на сварке. Г10 длине подогревателя в его паровом пространстве установлены промежуточные перегородки, являющиеся дополнительными опорами для труб, исключающими опасные с точки зрения повреждаемости вибрации. Поскольку обе трубные доски жестко соединены с корпусом подогревателя, для компенсации разности температурных удлинений системы корпус-- грубки на нем вблизи трубной доски у поворотной водяной камеры имеется линзовый двухволновой компенсатор.

Поворотная водяная камера (на рис. 2.4 слева) имеет сравнительно небольгцук) глубину, равную 700 мм, и служит для переписка потока сетевой воды из одного пучка труб в другой. У двухходового подогревателя поворотная камера перегородок не имеет. У четырехходового она имеет одну наклонную под углом 22 30' к вертикали перегородку с выгибом в средней части соответственно форме трубного пучка на входе греющего пара. Плоского соприкосновения ч«регородки с грубнои ..оской уплотня«гся асбестовыми

или свинцовыми прокладками. В днище поворотной камеры имеются два лаза для чистки труб. расположенных по разные стороны от перегородки.

Греющий пар из отбора турбины поступает в подогреватель через два патрубка А, расположенных в верхней части корпуса подогревателя под углом 22=30' к горизонтали. Внутри патрубков имеются концентрические рассекатели, обеспечивающие равномерное распределение пара по поверхности теплообмена. Гля защиты поверхности нагрева от эрозии со стороны входа пара в первом ряду пучка по его периферии устанавливаются стальные трубы — отбойники, в которые сетевая вода не поступает. Оси водяных камер смещены относительно оси корпуса подогревателя на 80 мм вбок под т«м же углом 22'30 в сторону, противоположную патрубкам .4 подвода греющего пара. Соответственно этому трубный пучок в корпуса подогревателя расположен эксцентри tHo, что позволяет создать внутри подогревателя в зоне, примыкающей к месту ввода пара, симметричный клиновой раздающий проход, охватывающий:~учок. Это обеспечивает лучшее распределение парового потока по наружному контуру трубного пучка и облегчает доступ пара в глубину пучка через предусмотренные в нем проходы. ГIоток пара движется в подогревателе от периферии и центру, откуда осуществляется отсос воздуха.

Внутренний диаметр водяных камер меньше, чем в. утренний диаметр корпуса подогревателя, и составляет 2100 мм при толщине стенки I() мм, большей, чем у корпуса. f10ct'oльку расчетное давление воды больше, чем пара, и составляет 0,8 МПа против 0,3 Л!Па для пара. Входная (передняя) водяная камера (на рис. 2.4 справа) служит для подвода и отвода сетевой воды от подогревателя и имеет глубину около 2200 мм. Она имеет в нижней части на осевой линии под углом 30 к горизонтали патрубок Щ для подвода сетевой воды, а tt верхней части с противоположной стороны на водяной камере под таким же углом к горизонтали расположен патрубок В для о-.иода сетевой воды. Перегородки во входной водяной камере имеют .'х-образную форму, их ось симметрии имеет наклон к горизонтали в 22 30' соответственно наклону паровых патрубков 4. Для чистки трх о поверхности нагрева во входной водяной камере имеются четыре лаза соответственно количеству отс.ков между перегородками. Два лаза расположены на днище входной камеры, а два — на цилиндрической стенке. Крышки всех лазов подве:пены на петлях и кронштейнах. Центральный отсос воздуx;t из подо:ревателя к эжектору осуществляется через патрубок 7,

В нижней части корпуса нодогревагсля имеются два патрубка К для отвода дренажа в сборник конденсата греющего

-- 40 --

пара. В трубах, соединяющих корпус подогревателя с конденсатосборником, установлены специально спрофилированные сопла (воронки), имеющие высокий коэффициент расхода при стоке конденсата из подогревателя в конденсатосборник и низкий коэффициент в обратную сторону. Этим ограничивается поступление в )(ор-пус подогревателя и в отбор турбины вторичного пара, который может образоваться в конденсатосборнике от вскипания находящегося в нем конденсата при сбросах нагрузки турбины, чем предотвращается возможный ее разгон этим паром. Сборник конденсата имеет диаметр 1000 мм и длину 3000 мм. Двойной штриховкой на нем

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Я % И а

<!-- картинка -->

1 2 3, 1250

( -А

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1250

1 А / /)1 (,)1 lI ()) 1)

1[

сз

Ь'~

Ь~

Ъ

1

700

с,'Б

50 650

3100

6700

8190

3600

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

доп

лм ico

Рис. 2.4. Горизонтальный сетевой подогреватель типа ПСГ-1300-3-8-П:

.4 — ввод греющего пара (два патрубка); В — выход сетевой воды; Д — отсос паровоздушной смеси; Е — подвод паровоздушной смеси из подогревателя с более высоким давлением пара; Ж — вход сетевой воды; К — патрубок отвода конденсата греющего пара нз корпуса подогревателя в сборник конденсата; 1 — поворотная (задняя) водяная камера; 2 — линзовый компенсатор на корпусе; 3 — корпус подогревателя; 4 — входная (передняя) водяная камера; 5 — сборник конден- сата

-- 41 --

показаны пределы регулирования уровня конденсата. В нижней части сборника конденсата имеется патрубок для отвода конденсата греющего пара на всас конденсатных насосов сетевого подогревателя.

Около трубных досок горизонтальных сетевых подогревателей предусмотрены солевые отсеки для сбора и отвода засоленного присосами сетевой воды конденсата греющего пара. Основной поток конденсата греющего пара отводится из средней части корпуса подогревателя.

Для защиты корпуса сетевого подогревателя от повышения давления греющего пара предусмотрен предохранительный (атмосферный) клапан, который присоединяется к специальному патрубк) и имеет выхлоп в атмосферу.

В целом конструкция подогревателя обеспечивает его хорошую герметичность, удобство ремонта, компенсацию температурных удлинений трубок и дренирование водяного и парового пространства.

На рис. 2.5 изображен более крупный горизонтальный четырехходовой сетевой подогреватель ПСГ-2300-3-8 с поверхностью нагрева 2300 м-, рассчитанный на давление греющего пара до 0,3 М11а и на давление сетевой воды 0,8 МПа.

Подогреватель имеет цельносварной корпус и предназначен для работы в качестве верхнего сетевого подогревателя турбоустановки Т-100-130 при рабочем давлении пара от 0,06 до 0,25 МПа и при номинальном расходе сетевой воды 970 кг.с с максимальной температурой ее подогрева 120 С.

Поверхность нагрева подогревателя выполнена в киде прямых латунных труб диаметром 24;; 1 мм, длиной около 6000 мм, концы которых развальцованы в трубных досках. В конструкции этого подогревателя узел ввода пара из теплофикационного отбора лучше отработан аэро- динамически: подходящие паропроводы присоединяются к корпусу через сгециал ьные диффузоры, что обеспечивает более равномерное распределение пара по длине поверхности теплообмена. Трубный пучок в кор пусе подогревателя, как и в предыдущей конструкции, расположен эксцентрично. что позволяет создать внутри подогревателя симметричный клиновой раздающий I:рооr, охватывающий пучок.

Конструкция подогревателя обеспечивает герметичность, удобство ремонта (возможность доступа к отдельным узлам и замены деталей с минимальными трудозатратами), компенсацию температурных удлинений труб поверхностей теплообмена,

отвод неконденсирующихся газов из парового пространства и воздуха из водяных полостей, возможность чистки труб с водяной стороны и дренирования водяного и парового пространства.

Охладители выпара предусматриваются на отсосах паровоздушной смеси из нижних сетевых подогревателей в эжекторные установки.

Расчет теплообмена в сетевых подогревателях не отличается от расчета, рассмотренного выше для регенеративных подогревателей. Теплоотдача к трубному пучку происходит при конденсации пара на вертикальных или на горизонтальных прямых трубах. Передача теплоты от поверхности труб к нагреваемой воде происходит при вынужденном движении сетевой воды и физически не отличается от теплоотдачи от стенки трубы и основному конденсату и к питательной воде в регенеративных подогревателях. Передача теплоты от конденсирующегося пара к стенке вертикальных труб также уже была рассмотрена выше применительно к ПНД.

11ри определении коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к пучку горизонтальных труб может быть использована формула (1.16), но значение коэффициента С в ней следует принять равным С = = 0,725. Среднее значение коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке может быть определено по формулам (1.16) — (1.18). При этом в качестве определяющего размера должен приниматься наружный диаметр труб, а значения физических величин должны определяться при средней температуре пленки конденсата

~к ' ест

(2.1)

сp о

где температура стенки для предварительной оценки может быть принята

,, н — Пвх- - Bblx) 2 2

По данным тепловых испытаний
коэффициент теплопередачи в гори-зонтальных сетевых подогревателях

-- 42 --

для различных режимов работы находится в пределах 3 — 4 кВт/(м' К).

При проектировании сетевых подогревателей большое значение имеет правильный выбор недогрева сетевой воды до температуры насыщения греющего пара в сетевом подогревателе. Эта задача является технико-экономической, поскольку уменьшение недогрева повышает тепловую экономичность установки, но приводит к росту металло- и капиталовложений в сетевые подогреватели.

Технико-экономические расчеты показывают, что при недорогом топливе оптимальный недогрев составляет около 5'С и уменьшается до 3'С при дорогом топливе. Недогрев воды в подогревателе увеличивается примерно линейно с ростом расхода пара и скорости воды в трубах и несколько снижается с повышением средней температуры сетевой воды.

Количество теплоты, передаваемой в сетевом подогревателе от конденсирующегося пара сетевой воде, опре

740

1

' 1

<!-- картинка -->

3050

Г' I I 1 1 I I

9130

1525

<!-- картинка -->

1350 740

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

/ 1
1

1
I

1

15 II

I

I
I

1

I

1

Э

— I
; баа Каа,
1

1
гоо -г
400

5

<!-- картинка -->

1550

-~,3100-

: 1500

1000,

6-Б (побернугпо)
2400 2400

3о 50

ф

50 гупп

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

120

ио 1го

<!-- картинка -->

1SeO

1Seo

100

20

1510 20 1510 И 1510

6100

100

а)

Рис. 2.5. Горизонтальный сетевой подогреватель типа ПСГ-2300-3-8 турбоустановки а — главный внд и разрез по подводу пара; б — поперечные разрезы; 1 — выход конденсата грею (два патрубка); 3 — трубка для отсоса паровоздушной смеси; 4 и 5 — соответственно вход и выход

-- 43 --

делается из уравнения теплового баланса подогревателя:

~с..п ~п ('и Ln.H I Чн '—

где О „и G„— расходы пара из отбо-ра и сетевой воды, кг/с; i, и i„" энтальпия пара отбора, поступающего в подогреватель и конденсата грею-щего пара при температуре насыщения

~50

4а,'

2'~
/

I

ф
сн '

:--~с- -х —:.' -=

К,41 Ф~д-

тг

х

соответственно, кДж: кг,

.в .в

и i„„„„— энтальпии сетевой воды на выходе и входе сетевого подогревателя, кДж'кг. Значения расходов и энтальпий пара и сетевой воды определяются из расчета тепловой схемы турбоустановки при соответствующем режиме работы.

Потери давления в паропроводе от турбины до подогревателя обычно составляют 2 — 8 'o давления пара в патрубке отбора.

=--У -'.
[ 1
1

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

И 5Д7 1

'1220 '',

" ' ',"'."З '

858

22аа

858

Т-100,'123-130-3 ТМЗ

щего пара на конденсатосборника; 2 — вход греющего сетевой воды в передней водяной камере

пара

2.2. ВОДОГРЕЙНЫЕ КОТЛЫ

Водогрейные котл ы, как и пиковые сетевые подогреватели, используются на ТЭЦ в качестве пиковых источников теплоты при тепловых нагрузках, превышающих обеспечиваемую отборами турбин. Из технико-экономических соображений максимальную тепловую нагрузку отборов теплофикационных турбин (атэц) выбирают из расчета покрытия 50 — 65 "о максимума отопительной нагрузки, а остальное принимают на себя пиковые источники теплоты. Водогрейные котлы устанавливаются также в районных отопительных котельных, где используются в качестве основного источника централизованного теплоснабжения при отсутствии ТЭЦ. Водогрейные котлы могут также служить в качестве резервного источника теплоты для отопления при выходе из строя теплэфика-

-- 44 --

ционных турбин и как замыкающий источник теплоснабжения в случае привлечения ТЭЦ к покрытию пиков электрической нагрузки путем получения дополнительной мощности за счет сокращения теплофикационных отборов и увеличения пропуска пара в конденсатор.

При разработке конструкций водогрейных котлов за основу принимается температурный график систем теплоснабжения (150 — 70 'С), но при теплопроизводительности выше 35 МВт (30 Гкал/ч) предусматривается возможность повышения температуры подогрева воды до 200'С. Температура сетевой воды на входе в котел на различных режимах обычно составляет 70 — 120 'С. Во избежание низкотемпературной коррозии металла даже при малосернистом топливе температура воды на входе в пиковый водогрейный котел ограничивается значениями 56 — 60'С, что в необходимых случаях обеспечивается рециркуляцией подогретой сетевой воды. При сернистом мазуте температура на входе должна быть не менее 110 'С.

Ввиду малого использования в течение года водогрейные котлы должны быть недорогими и по возможности простыми по конструкции. Поверхность нагрева состоит из топочных экранов и коллективного пучка труб, расположенного вне топки. Для котлов на твердом топливе при слоевом и камерном сжигании устанавливается трубчатый воздухоподогреватель с трубами О 40 х 1,5 мм. Подогрев сетевой воды происходит при принудительном прямоточном ее движении.

Разработана унифицированная серия водогрейных котлов теплопроизводительностью 4,6; 7,6; 11,6; 23,2;

34,8; 58,2; 116 и 209МВт (4; 6,5; 10;

20; 30; 50; 100 и 180 Гкал/ч) для работы на природном газе, мазуте и на твердом топливе. Котлы могут иметь башенную, горизонтальную, П- и Т- образную компоновки поверхностей нагрева и рассчитаны на две группы параметров: при температуре подогрева воды 150 'С давление за котлом 1,6 МПа, а при 200 'С — 2,5 МПа. Специализированным предприятием

по выпуску водогрейных котлов является Дорогобужский котельный завод. Водогрейные котлы для газа и мазута изготовляются также Белгородским (Бел КЗ) и Барнаульским (БКЗ) котельными заводами, а котел ПТВМ-100 выпускался ПО ТКЗ.

Принятая шкала теплопроизводительности трех наиболее крупных водогрейных котлов соответствует тепло- производительности теплофикационных отборов турбин мощностью 25, 50 и 100 МВт, что обеспечивает их блочную установку при атэц = 0,5.

Водогрейные котлы башенной компоновки работают с естественной тягой с индивидуальными металлическими дымовыми трубами на каркасе котлов для работы на газе и с отдельно стоящей для работы на мазуте. При установке на ТЭЦ применяется также отвод продуктов сгорания в дымовую трубу энергетических котлов. Котлы типов КВГМ (котел водогрейный газомазутный) и КВТК (котел водогрейный твердотопливный камерный) с П- и Т-образной компоновками снабжаются дымососами.

Котлы башенной компоновки (типа ПТВМ — пиковый теплофикационный водогрейный мазутный) оборудовались индивидуальными на каждую горелку дутьевыми вентиляторами (до 16 штук на котел) с регулированием теплопроизводительности отключением горелок и вентиляторов.

Такая система оказалась нерациональной из-за разброса характеристик вентиляторов, отражающегося на их параллельной работе. Котлы типов КВГМ и КВТК оборудуются одним общим дутьевым вентилятором

на котел. Башенные котлы на естест-венной тяге при работе на мазуте из-за загрязнения и коррозии поверхностей нагрева обеспечивают не более 80 'о номинальной теплопроизводительности. При работе на газе с естест-венной тягой и индивидуальными дымовыми трубами номинальная тепло-производительность может быть достигнута только при расчетной температуре наружного воздуха, когда

обеспечивается устойчивая самотяга при имеющейся высоте дымовых труб.

-- 45 --

Несмотря на принимаемые меры (рециркуляция воды, ограничение минимальной температуры на входе) поверхности нагрева водогрейных котлов типа ПТВМ подвергаются интенсивной низкотемпературной наружной коррозии. Межтрубные пространства конвективных пучков при работе на мазуге забиваются вязкими отложениями, против которых дробеочистка неэффективна. Из-за расположения верхней части газоходов башенных водогрейных котлов на открытом воздухе при их остановке в зимнее время существует опасность замораживания воды в трубах и их разрыва. По этой причине ремонт котлов типа ПТВМ в периоды отрицательных температур наружного воздуха невозможен.

При выявленных недостатках башенных водогрейных котлов их дальнейший выпуск прекращен, и взамен разработана серия котлов новой конструкции с П- и Т-образной компоновками поверхностей нагрева.

На рис. 2.6 изображен газомазутный водогрейный котел типа КВ-ГМ-180 теплопроизводительностью 209 МВт (180 Гкал. ч) изготовления БКЗ.

Котел имеет Т-образную газоплотную двухпоточную конструкцию. Топочная камера объемом 612 м' переходит в две опускные конвективные шахты. Радиационная поверхность нагрева 535 м', а коллективная 4940 и'. Топочная камера отделен а от конвективных шахт газоплотными экранами из труб ~60 Х 4 мм. Коллекторы экранов выполнены из труб 273 Х 16 мм.

<!-- картинка -->

Рис. 2.6. Общий вид газомазутного водогрейного котла типа К13-ГМ-180 теплопроизво-днтельностью 210 МВт (180 Гкалгч):

u — вид с фронта и поперечный разрез; б — продольный разрез по топке н по коллективной шах-те; 1 — струйный аппарат для транспорта дроби; 2 — бункер дроби; 3 — одна из коллективных
шахт; 4 -" газоплотная разделительная стенка с экраном; 8 — поворотная камера; 6 — сборник
дроби для дробеочистки; 7 — топочная камера; 8 — коллекторы; 9 — газомазутные горелки

-- 46 --

Змеевики коллективной поверхности нагрева из труб g32 Х 3 мм состоят из верхних и нижних полусекций, размещенных с разрывом около 600 мм. Материал труб всех поверхностей нагрева — сталь 20. Бескаркасная облегченная обмуровка толщиной около 110 мм крепится на экранных трубах. Газомазутные горелки механического типа расположены на боковых сторонах топочной камеры ниже конвективных шахт на одной высоте по три с каждой стороны.

При работе на мазуте удаление золотых отложений с коллективных поверхностей нагрева производится дробеструйной установкой. Внизу конвективных шахт имеются бункера для сбора дроби. Подача дроби из бункеров в сборники над котлом осуществляется сжатым воздухом от ротационной воздуходувки.

Котел оборудован одним дымососом с напором 1100 Па и мощностью привода

366 кВт и одним дутьевым вентилятором с напором 5200 Па при мощности электродвигателя 630 кВт.

При работе на газе fzx = 175 'С и тока = 91 5 9оо при работе на мазуте = 195 'С и т)„а = 91)0 оно. При установке на ТЭЦ для работы в пиковом режиме (110 — 150 'С) применяется одноходовая схема движения сетевой воды (рис. 2.7).

Сетевая вода с номинальным расходом 1225 кг/с (4420 т/ч) поступает во входной коллектор И 720 Х 12 мм и разделяется на два параллельных потока. В каждом потоке вода проходит параллельно через экранные и конвективные поверхности нагрева и собирается в выходной камере котла.

В основном режиме (70 — 110'С) расход воды вдвое меньше и применяется двухходовая последовательная схема движения воды через поверхности нагрева левой и правой сторон котла.

<!-- картинка -->

Задняя панель (леВая)

<!-- картинка -->

Пплусекц

нижние йплусекции Верхние —+-

I

Ранняя / панель (праВая)

il

БокоВой экран

<!-- картинка -->

п~

m

эк

БокоВой
экран

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

ФрпнгппВая
панель

(леВая)

г
/)плусекции
нижние

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

/)плусекции + I I Верхние

Камера

- ФрпнгпоВая

панель
(правая)
/)плусекции
нижние

Выхой

Рис. 2.7. Гидравлическая схема газомазутного водогрейного котла КВ-ГМ-180 при работе в пиковом режиме

-- 47 --

<!-- картинка -->

6'17 5
,11,40 1

жАбО.

т

-=:- 5k==- ==4@

пп! о н!п -з=т! ьнэ . н4н

г 11 1

„01gg'. П

2~ гU Д=а Ы Е='й 13000 5610 67ВО 5610

50000

15000

20000

1

0m гнергетичес' кцх котпоб

А ' и)

11 11 (1 )! н '

<!-- картинка -->

77одорния секция тогпяи бекцця постоянного торги, секция,КВ-ГМ-180 опзкрыгпия сгеми бодори„дори

гд +10 1 ( g 1 1,87, 7.: ',61 5 ' i~t~ ~5) ',2 1

5г100 , 6000 6000 b'000 6000 6000 6000 6000 бООО 6000 1 : 3350 -а=-1Б ' ~'" OM ~К

1 'вн' И r'/

1Ц Я

11

1

11

11

11'

11

1
11

и

оо

оч-~п 1 итпз сттегоД

1 1 50000 6ggg 1 5000 1 1

1 1

„"OOg

1 1 г А г

<!-- картинка -->

Рис. 2.8. Компоновка пиковой водогрейной котельной для ТЭЦ с водогрейными котлами КВ-ГМ-180:

а -- поперечный разрез; v. план;,' — водогрейный котел типа KB-ГМ-180; и — калориферы для подогрева дутьевого воздуха; 3 -- л тьевой вентилятор: 4 — дымосос: 8 — репнрк~ля:гнон (1»е насо. сы; 8 — сетевой насос первого I:оллъез а; 7 — с тевой насос второго п элъема! 8 н 9 — резервные сетевые насосы; 10 -- подпиточные насосы; г! . поло:.реватель сырон воды; г' конлсн атный н.- сос эжекторов вак) умных деаэраторов; i 1 — промекчуто пые бакн полпи-.очной водьп 14 -- воз",у- ходувка; 18 -- кондиционер; 1 — расп:нрптель дренанчей; гт — подвесной кран; 18 — - дымовая труба

-- 48 --

Компоновка пикового водогрейного котла для ТЭЦ с котлами КВ-ГМ-180 представлена на рис. 2.8. Пиковая котельная размещается параллельно главному зданию ТЭЦ по другую сторону дымовых труб энергетических котлов и включает два пролета шириной 18 и 12 м. В пролете 18 м полуоткрыто размещаются ПВК, в пролете 12 м на отметке 3 м — на-сосы. Насосное отделение оборудовано подвесным грузоподъемным краном. На открытом воздухе со стороны главного здания установлены дымососы, дутьевые вентиляторы и калориферы дутьевого воздуха. У постоянного торца пиковой котельной на открытом воздухе расположены подпиточные баки.

ГЛАВА ТРЕТЬЯ
ДЕАЭРАТОРЫ

3.1. КЛАССИФИКАЦИЯ И ТИПОВЫЕ
КОНСТРУКЦИИ ДЕАЭРАТОРОВ

Термические деаэр ат о р ы воды выполняют на ТЭС несколько функций, основной является удаление из воды растворенных агрессивных газов (кислорода и углекислоты). Деаэраторы служат также для регенеративного подогрева основного конденсата и являются местом сбора и хранения запаса питательной воды. Известно много типов деаэраторов, их можно классифицировать по рабочему давлению и по способу создания поверхности контакта деаэрируемой воды с греющим паром.

В зависимости от рабочего давления термические деаэраторы согласно ГОСТ 16860-77 делятся на вакуумные (тип ДВ, рабочее давление 0,0075 — 0,05 МПа, температура насыщения 40 — 80 =С), атмосферные (тип ДА, рабочее давление 0,12 МПа, темпер ату р а н а сыщен ия 104 'С) и повышенного давления (тип ДП, рабочее давление 0,6 — 0,7 МПа, реже 0,8- 1,2 МПа, температура насыщения 158 — 167 =С и соответственно 170- 188 'С).

В вакуумных деаэраторах давление ниже атмосферного и для отсоса выделяющихся из воды газов требуется эжектор. Имеется опасность повторного «заражения» воды кислородом из-за присоса атмосферного воздуха в тракт перед насосом. Вакуумные деаэраторы применяются, когда требуется деаэрировать воду при

температуре ниже 100 'С (подпиточная вода тепловых сетей, вода в тракте химической водоподготовки). К ним относятся также деаэрационные приставки конденсаторов.

Атмосферные деаэраторы работают с небольшим избытком внутреннего давления над атмосферным (приблизительно 0,02 МПа), необходимым для самотечной эвакуации выделяющихся газов в атмосферу. Преимуществом атмосферных деаэраторов является минимальная толщина стенки корпуса (экономия металла).

В настоящее время атмосферные деаэраторы применяются главным образом для добавочной воды ТЭС, питательной воды испарителей и подпиточной воды тепловых сетей.

Деаэраторы повышенного давления применяются для обработки питательной воды энергетических котлов с начальным давлением пара 10 МПа и выше, Применение деаэраторов типа ДП на ТЭС позволяет при более высокой температуре регенеративного подогрева воды ограничиться в тепловой схеме небольшим количеством последовательно включенных ПВД (не более трех), что способствует повышению надежности и удешевлению установки и благоприятно сказывается при эксплуатации ввиду меньшего сброса температуры питательной воды при отключении ПВД.

По способу создания поверхности контакта фаз деаэраторы подразделяются на струйные, пленочные и барботажные. Правилами технической экс-

-- 49 --
(
(
1
1

ЕЫ
С:"':":Б
Г — 1

»
— з» — »—
)

Х
1
1
1
(

с:':д
г" ь

7000 t'

Г71 Ч

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

плуатации электрических станций и сетей (ПТЭ) формируется содержание в воде растворенного кислорода:

Bo;,а

Питательная вода энергетических

котлов на рабочее давление до

10 МПа

То же более 10 «'[Па,
Питательная вода испари-.елей и

паропреобразователей
Подпиточная вода тепловых сетей

Содер,»ание растворенного кислорода.

мкг кг

20 10

20 50

гл

-1

Рис. 3.1. Схема деаэрационной установки: 1 — деаэрированная вода к питате.-.ьном) насосу;

2 —.холодильник отбора проб питательной волы: 3 — аккумуляторный бак деаэратора: 4 — волоуказательное стекло; 5 — гидравлический за-.вор и перелив (при деаэраторе атмосферного давления); б — предохранительный клапан (при деаэраторе повышенного дав-,ення); 7 —- .-орячпе дренажи из ПВД; 8 — добавочная вола: охладитель выпара; 10 рег)лятор уровня воль. в деаэраторе; 11 -- линия выпара; 13 — колонка деаэратора: 13. - водораспределителен 14 -- »оновной конденсат; 18 —. парораспределитель: 1o — — регулятор лавлепия пара в еаэраторгм 17 . греющий пар; 18 — регулятор .-.ереливг l) деаэратора повышенного давления); 19 - hлoпан регулятора перелива: 30 -- слив в ~лы из .-.еаэра- тора

Свободная углекислота в воде после деаэратора должна отсутствовать, а показатель рН (при 25 С) питательной воды должен поддерживаться в пределах 9, 1 +- О, 1.

На рис. 3.1 показана общая схема деаэрационной установки. Основными элементами деаэратора являются его колонка, где происходят основной по-догрев и деаэрация воды, и аккумуляторный бак для хранения запаса деаэрированной воды.

В верхней части деаэрационной колонки располагается водораспредели-,ель для смешения потоков поступающей волы и равномерного распределения ее по cepe)! ию. 1 орячие потоки воды, подверженные вскипанию при вводе в деаэратор. и дополнительный пар подаются на прох)ежуточные ступени колонки. В ниж:)ей части колонки размещается парораспре„-ели-.ель для равномерного раcпределениB поступающего в нее греющего пара.

Констрх кции водо- и парораспределителей могут быть разли )ные. Между ними размещается активная зона колонки, которая в зависимости от типа деаэратора выполняется также по-разному. Здесь происходят подогрев воды и ее деаэрация (массообмен).

В самой верхней liBclи колонки имеется штуцер. к которому -.Р исоел)) и я ется линия выпара. Выпаром называется смесь выделившихся из воля газов и liебольшого количества пара, подле'какая эвакуации из деаэратора. Выпар обеспечивает вентиляцию колонки и для нормальной работы деаэратора его расход (го пару) должен составлять нс менее 1 — 2 кг, а при наличии в исходной воде значительного количества свободной или связанной углекиc,-.оты —— 2 — 3 кг на 1 т дсаэрирусмон волы.

Для lх)еньшения потерь теп Хоть! и теплоносителя выпар деаэратора liоступает в охладитель выпара, где большая часть содержавшегося B нем пара конденсируетс)I li возвращаетc B Ilif h i тЭС.

ТеПЛОТа КОЧдс НСB[[И)I ВЬН!ара IIC:[0.1Ь-зуется для подогрева од: о.-о;[з по-,оков поступающей в деаэратор волы, температура которой на вхо1е в о: водитель выпала не дол)кна превышать 60 — 70 С. В противном случае не буде-. обеспечена эффективная конденсация выпара, госко.-.ьку его o« IB- ди-.сль имеет свободный выход в атмосферу и давление в его корпусе лишь немного превышает атмосферное.

1«олонка деаэратора струйного типа с дырчатыми тарелками изображена на рис. 3.2. Вода через вер«ний ряд боковых штуцеров поступает в смесительную камеру, совмещенную с водосливом. Дробление воды на струи осуществляется с помощью дырчатых тарелок, площадь отверстий в котоpb!«СОС-,аВЛяеТ ОКОЛО 8 "о ООщей II;10- щади тарелки в плане. Приведет(ая плотность орошения (количес(во воды, поступающей в епипицу времени на 1 «(а площади горизонтального сечения колонки) для деаэраторов струйного типа не должна превышать

-- 50 --

17 — 28 кг/(м' с) [60 — 100 т'(м' . ч)]. Применяются тарелки двух типов, устанавливаемые поочередно: с центральным проходом для пара (кольцеобразные) и с проходом по периферии (в виде сплошного круга). Расстояние по вертикали между соседними тарелками принимается 300 — 400 мм, высота борта 50 — 100мм, диаметр отверстий 4—7 мм. Число каскадов тарелок зависит от начального и требующегося конечного содержания кислорода в деаэрируемой воде и может достигать 5 — 10 шт.

Деаэраторы струйного типа наряду с преимуществами — простота конструкции и малое паровое сопротивление — имеют недостаток — сравнительно низкую интенсивность деаэрации воды. Вследствие этого колонки струйного типа имеют большую высоту (3,5 — 4 м и более), и их изготовление связано с повышенной затратой

<!-- картинка -->

Ъ ц Ы

4', ~ 3

L

1[

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Рис. 3.2. Колонка струйного деаэратора
атмосферного давления:

1 — подвод деаэрируемой воды; 2 — отвод выпа-ра; а — тарелки; 4 — подвод греющего пара
50

металла. При большой высоте колонок затрудняется их ремонт.

Крепление тарелок в колонках может осуществляться на кронштейнах, на подвесках (тягах), попарным скреплением приварными листами с опиранием на кольцевые выступы. Во избежание перекосов в распределении потока воды при не вполне горизонтальной установке тарелок в них делают секционирующие перегородки.

Парораспределители могут иметь различное конструктивное оформление. Помимо изображенного на рис. 3.2 кольцевого парораспределителя с овальными окнами или вертикальными щелями применяют также заглушенные на конце перфорированные патрубки. Последние предпочтительны, когда греющий пар перегрет.

Деаэрирующие устройства струйного типа с дырчатыми тарелками в настоящее время используются в качестве первой ступени обработки питательной воды котлов в двухступенчатых деаэраторах струйно-барботажного типа.

, В деаэраторах с колонками пленочного типа необходимая поверхность контакта с паром обеспечивается расчленением потока воды на пленки, обволакивающие насадку (заполнителы, по поверхности которой вода стекает вниз. Применяется насадка двух типов: упорядоченная и неупорядоченная. Упорядоченную насадку выполняют из вертикальных, наклонных или зигзагообразных листов, а также из укладываемых правильными рядами колец, концентрических цилиндров или других элементов. Преимущества упорядоченной насадки — возможность работы с высокими плотностями орошения — 55- 83 кг/(м' с) [200 — 300 т/(м' ч)[ при значительном подогреве воды (20- 30'С) и возможность деаэрации неумягченной воды. Недостаток — неравномерность распределения потока воды по насадке.

Неупорядоченная насадка выполняется из небольших элементов определенной формы, засыпаемых произвольно в выделенную часть колонки (кольца, шары, седла, омегообразные

-- 51 --

<!-- картинка -->

Рис. 3.3. Деаэрационная колонка пленочного типа с неупорядоченной насадкой:

1 - греющий пар; 2 — парораспределительный коллектор; 3 . корпус; 4 -- слой омегообразной насадки; 5, 8, 10- патрубки переписка выпара; 6 - основной конденсат; 7 — водораснредслител!ц 9 — крышка; 11 —. отвод выцара; 12 — отверстие для прохода воды; 13, 15 — цилиндра'fеские перегородки; 14, 16 — горизонтальные листы; 17 рас! пределительная тарелка;

18 —. каркас; 19 сетка с фиксированной ячейкой;

20 кольцо; 21 — опорная решетка; 22 ввод пара от штоков клапанов турбины; 23 — ввод химически умягченной воды; 24 дистиллят испарителей; 25- элемент омегообразной насадки; 26 развертка элемента насадки

У

7-

1ф 15'

св

1 (

э

ци

б

ф

ig

х

[~ ~1 1~,

~г=4 ~ lJ,I I П ff ff й'4 -22

П l ХМ ~~11

П Wlr

1 «1

Л 'ff 5--'7--"

-1а
19
20
21

<!-- картинка -->

2G 2 ',8

1

R5 Z5

с- «- Ф
се
— — — М


''1 '~'1 ' -'

12
5-5о

<!-- картинка -->

элементы), и обеспечивает более высокий коэффициент массоотдачи, чем упорядоченная насадка, но имеет большее ограничение по предельной гидравлической нагрузке.

На рис. 3.3 приведен разрез деаэрационной колонки повышенного давления пленочного типа с нет упорядоченной насадкой.

Колонка состоит из разъемного корпуса с крышкой, водораспределителя, слоя насадки и коллектора для ввода пара. В колонке предусмотрены штуцера для ввода конденсата турбин!я, добавочной воды, дистиллята испарителей, греющего пара, пара от штоков клапанов турбины и для отвода выпара. Дренаж 11ВД вводится непосредственного бак-аккумулятор.

Вверху колонки расположено водораспределитель!гое устройство в виде закрытой кольцевой камеры прямоугольного сечения. 1151 перехода воды из закрытой в открытую камеру предусмотрены два прямоугольный: отверстия. Когда уровень воды в открытой камере достигает верха имеющейся у нее внутренней перегородки, вода переливается на дырча-:по распределится ьнуfo га 1эел ку. ff070 1f 8 и об!.'с печи вает равномерное орошение всех элементов расположенной ниже насадки. Благодаря эгому образуется развитая смоченная поверхность. благоприятствующая десорбции растворенных газов. Грс1о!пий1 пар. движущийся снизу вверх. омывает поверхность насадки и барботируст воду в местах ее скопления. при этом происходят выделение газов в парову10 среду и одновременный подогрев воды до температуры населения. Насадка засыпается на плетеную сетку

-- 52 --

с фиксированными ячейками. Сетка изготовляется из нержавеющей проволоки диаметром 3 мм и закрепляется по периферии двумя кольцами. Слой насадки опирается на решетку, которая закреплена на кольце, приваренном к корпусу колонки. Для предупреждения выноса элементов насадки потоком пара в верхнюю часть колонки слой насадки сверху закрыт другой сеткой, прижатой к каркасу с помощью шпилек и сегментов. Каркас, не допускающий выпучивания нижней сетки, расположен внутри слоя насадки и состоит из двух концентри~ческих обечаек с радиальными перегородками.

Для неупорядоченной насадки эффективны омегообразные элементы с отверстиями, изготовленные из листовой стали марки 1Х18Н10Т толщиной 1 мм. Допустимая плотность орошения такой насадки при подогреве воды на 40 =С составляет 25- 30 кг (м2 с) [90 — 110 т (м2 ч)], а ее удельная поверхность достигает 190 — 195 м'-'. ма.

Пар вводится в нижнюю часть колонки через патрубки, не имеющие непосредственного контакта с корпусом, что устраняет опасность возникновения в нем недопустимых местных температурных напряжений даже при поступлении перегретого пара. Парораспределитель состоит из кольцевого короба с равномерно расположенными на нем щелевыми отверстиями.

Для равномерного отвода выпара в камере водораспределителя имеется ряд патрубков. Выпар с периферии колонки отводится через специальные трубы в смесительном устройстве, в которые свободно входят патрубки отвода выпара.

Колонки с неупорядоченной насадкой вплоть до пропускной способности 500 т'ч имеют заметное преимущество по высоте перед колонками струйного типа. При большей производительности и необходимости сопряжения колонки с баком-аккумулятором это преимущество отпадает, поскольку при допустимой плотности орошения 30 кг'(м' с) 1110 т (м' ч)] диаметр колонки приближается к диаметру транспортабельного бака-аккумулятора. Вследствие этого для сопряжения такой колонки с баком приходится вводить переходный патрубок, который в свою очередь требует для колонок повышенного давления установки дополнительного нижнего днища. Возможна также установка на одном баке двух колонок меньшей производительности.

Пленочные деаэраторы малочувствительны к загрязнению накипью, шламом и окислами железа. При вы-'2

полнении насадки из нержавеющей стали дополнительное загрязнение воды окислами железа после деаэратора невелико.

Пленочные деаэраторы применяются для обработки подпиточной воды тепловых сетей. К недостаткам деаэраторов пленочного типа относятся:

большая чувствительность к перегрузкам, приводящим к обращенному движению воды и к гидравлические ударам;

недостаточная удельная пропускная способность на единицу площади поперечного сечения колонки, приводящая к необходимости установки большого количества параллельных колонок на крупных энергоблоках;

неустойчивость насадочного слоя, возможность его смещения под длительным воздействием пара и воды, что приводит к гидравлическим и тепловым перекосам, к смятию насадки, уменьшению ее удельной поверхности и к некачественной деаэрации воды.

В деаэраторах барботажного типа поток пара, который вводится в слой воды, подвергается дроблению на пузыри. Преимуществом деаэраторов барботажного типа является их компактность при высоком качестве деаэрации. Благодаря вводу пара в слой воды происходит некоторый перегрев ее относительно температуры насыщения, соответствующей давлению в паровом пространстве над поверхностью воды. Величина перегрева определяется высотой столба жидкости над барботажным устройством. При движении увлекаемой пузырьками пара воды вверх происходит ее вскипание, способствующее лучшему выделению из раствора не только кислорода, но и углекислоты, которая в деаэраторах других типов удаляется из воды не полностью.

Присутствующая в воде углекислота подразделяется на свободную (газ СО,) и связанную (бикарбонат натрия ХаНСОЗ и аммония 1,1Н4НСОа). Последняя сама по себе безвредна для металла пароводяного тракта ТЭС, но при высокой температуре (в кот-

-- 53 --

лах) она подвергается термическому разложению с выделением свободной СО,, которая вместе с паром попадает в турбину, а оттуда проникает в регенеративную систему, растворяется в конденсате и вызывает интенсивную коррозию трубных систем регенеративных подогревателей. Борьба с углекислотной коррозией является в настоящее время серьезной проблемой. Способность к удалению из воды СО,, и к разложению бикарбонатов считается основным преимуществом деаэраторов барботажного типа, ввиду чего этому типу деаэраторов в настоящее время отдается предпочтение при обработке питательной воды котлов.

Процесс разложения бикарбонатов усиливается с повышением температуры и давления в деаэраторе, с увеличением времени пребывания воды в аппарате и начальной концентрации бикарбонатов в исходной воде. В барботажном устройстве наряду со значительным развитием суммарной поверхности контакта фаз обеспечивается интенсивная турбулизация жидкости. Удельная поверхность контакта фаз при барботаже в зависимости от конструкции устройства и режима его работы может достигать 670- 1500 м"-:м'. Поэтому барботажные деаэрирующие устройства обладают большей компактностью, чем устройства с дырчатыми тарелками струйного типа или пленочные устройства. Конструкции их весьма разнообразны,

Если разность давлений греющего пара и пара в деаэраторе превышает 0,1 МПа, расширение пара, подаваемого в деаэрируемую воду, следует производить в подводящих соплах, используя скорость пара на выходе из сопла для осуществления многократной циркуляции деаэрируемой воды. При 0,1 ) Лр) 0,03 МПа можно применять низконапорный барботаж деаэрируемой воды в баке-аккумуляторе через дырчатый лист, а при Лр ( ( 0,03 МГ1а — незатопленное барботажное устройство в нижней части колонки, обладающее относительно низким сопротивлением по пару.

Оптимальный относительный расход пара на барботаж должен составлять для деаэраторов атмосферного давления около 20 кг, а для деаэраторов повышенного давления —— 14 кг и а 1 т де аэр и руемой воды. г' повышенной начальной бикарбонагной щелочности воды 0.2 — 0,45 мгэкв кг относительный расход пара на бар бот аж может быть увеличен до 25 — 30 кг т.

Эффективность барботажных устройств снижается при значительном уменьшении удельного расхода пара. Для обеспечения глубокой деаэра ции вода в деаэраторе должна подогреваться не менее чем на 10 С, если нет возможности для увеличения расхода выпара.

Затопленные в аккумуляторных баках барботажные устройства в настоящее время не применяются из-за сложной конструкции, трудностей обслуживания и ремонта, сложности регулирования расхода пара на барботаж, необходимости иметь сторонний источник пара на барботаж или специальную защиту против заброса воды в турбину при сбросах нагрузки.

Некоторое время для крупных энергоблоков применялись струйно-барботажные деаэраторы с горизонтальными колонками, где при той же удельной нагрузке горизонтального сечения, не увеличивая диаметра колонки, можно было обеспечить требующуюся большую пропускную cnocooHocTb. Hx недостатками были стесненное расположение тарелок из-за ограничений по высоте и чувствительность к отклонениям от горизонтали при установке тарелок, что приводило к гидравлическим и тепловым перекосам и к ухудшению качества деаэрации.

Проведенные в дальнейшем испытания показали, что барботажные тарелки имеют большие резервы по производительности при условии их оптимальной загрузки по пару и их удельную нагрузку можно значительно увеличить без ущерба для качества деаэр аци и воды. Было пр инято решение вернуться к вертикаль-

-- 54 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

7

~кн

6

If

г' I 1. а

и l

П школ

1

5
М
т- е-т
ho!

1

+Е+++Ф+

— 1~вых

1' "~
1

+ ++ +~~+++- + ~ ч-+ +. «-+

2

запад 1

о

1

в

h
"п

Рис. 3.4. Схематическое устройство деаэрационной колонки струйно-барботажного деаэратора ДСП-1000:

1 — аккумуляторный бак деаэратора; 2 — парораспределительный коллектор с отверстиями; 5- пароперепускное устройство; 4 — барботажная тарелка; 5 — подвод дренажа ПВД; 6 — водораспределитель; 7 — патрубки подвода воды к водораспределителен 6 — отбойный щиток; 9- патрубок выпара; 10 — струйная тарелка; 11- перепускная тарелка; 12 — сливное устройство

ным колонкам, более удобным по условиям размещения в них как струйного, так и барботажного отсеков. Разработаны и испытаны новые деаэраторы со встроенными в колонку компактными барботажными устройствами, не нуждающимися в паре от постороннего источника. Поскольку барботажные устройства способны эффективно работать лишь в узком диапазоне паровых нагрузок, предложено при больших тепловых нагрузках байпасировать избыток греющего пара в зону массовой конденсации к струйному отсеку, минуя барботажное устройство. Струйный отсек в этом случае служит лишь для нагрева воды до температуры, близкой к насыщению, и

для грубой предварительной ее деаэрации.

После успешных испытаний опытных деаэрационных колонок этого типа разработана колонка струйнобарботажного деаэратора ДСП-1000 для блоков мощностью 300 МВт, а горизонтальные колонки сняты с производства. В колонках ДСП-1000 (рис. 3.4) основная роль в процессе деаэрации возложена на барботажную ступень. На барботажный участок подается строго оптимальное количество пара, что устанавливается автоматически с помощью гидростатический регулируемого пароперепускного устройства. Разработаны также более крупные колонки этого же типа для энергоблоков 500, 800 и 1200 МВт.

На рис. 3.5 изображена колонка струйно-барботажного деаэратора типа ДП-2000 производительностью 2000т/ч. Как и в предыдущем случае, здесь применена двухступенчатая деаэрация воды. В отличие от колонки ДСП-1000 подвод основного конденсата производится сверху, что позволило несколько сократить вертикальные размеры колонки и более рационально разместить перфорацию у распределительной тарелки. Водосмесительное устройство и распределительная тарелка совмещены. Вы пар отводится через перфорированную трубу и верхний патрубок. Паровой коллектор также в виде перфорированной трубы введен в переходный патрубок, соединяющий колонку с баком, что позволило несколько сократить высоту цилиндрической части колонки при том же общем габарите по высоте. Чтобы уменьшить ослабление цилиндрической части бака отверстием для соединения с колонкой, его диаметр принят минимально допустимым по условию пропуска вниз воды и вверх пара из аккумуляторного бака, вентили рующего его паровой объем. Над барботажным устройством установлена перепускная тарелка.

Наиболее существенное отличие колонки деаэратора ДП-2000 от ДСП-1000 заключается в конструкции барботажного устройства. Барботаж-

-- 55 --

ный лист разбит на три кольцевые перфорированные зоны, ограниченные снизу разновысокими кольцевыми перегородками. При минимальной нагрузке деаэратора работает первая (внутренняя) зона. При увеличении расхода пара паровая подушка под барботажным листом увеличивается и в работу включается дополнительно вторая, а затем и третья зоны перфорации. При дальнейшем увеличении расхода пара его излишки перепускаются в предвкл?оченный струйньш отсек через кольцевой канал, расположенный по периферии барботажного листа.

Вода при уменьшении тепловой нагрузки деаэратора с барботажного листа через внешний кольцевой канал поступает в низ оарботажного отсека, уровень воды в исм увеличивается, и зоны перфорации перекрываются в обратном порядке. Благодаря секциоиирован?но зон перфорац?ш скорость пара в отверстиях листа при изменении тепловой нагрузки меняется незначительно, что создает условия для его равномерной эффективной и надежной работы при переменных нагрузках деаэратора.

При работе деаэратора _ї_ар в барботажном отсеке движется от центра к периферии листа, а в струйном отсеке — от периферии к центру. Это позволяет ))прос!Ить констрi, и!?ию барботажного устройства. Вода, прошедшая обработку на барботажном листе, через п?дрозатвор сливас'.тся в бак-аккумулятор. 11ри этом вода разбрызгивается и снимает перегрев поступающего через перфорированный коллектор греюще?о пара.

На рис. 3.6 предс 1авлена конс 1 тивная схема деаэрационной колонки ДГ1- 1 600 для деаэратора Д11-3200 (2 1600) 185.

Как и в двух предыдущих конструH- циях. здесь предусмотрена двухступен'атая деаэрация воды. В водораспредсли-,ель ном устройстве iHтуцера для подвода основного конденсата расположены ниже B(".1)ХН('Й )а!)с IBH HTO HOBBO I IIBT li('.CHO)BH)) уменьшить вертикальнь!е габариты колohки. Рабочее давленис в этом деаэраторс принято равным 1.3 М[1а. Исходная вода для деаэрации поступает в карманы смесительного устройства и через его борт c;IH-

<!-- картинка -->

з 7

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

~s~+oOo~,

,4

Рис. З.В Пр шци;-и,)льnая схема: ол ),'iки струйно бар().та})'1H 00:;еаэратора д)1-"000: l — вв. с с:овног; кон -.снсата; ' -- в:лосмссн; спуска:)(.дo К — барботаж)о)Г),;нст: Т -,е',)е.-,;)внон )орог барб )тзжногo отсека; К .-- г"лро. затвор, ." - нерсхо= (оа Iiатрубок; 1а — ко! н)с ак куч) латорнос ( ка: 1 1 — коллекi( B внс лз грев. щ, го нара: 1' .. т, бок но вола -"рз х б".",. G(;T,)ж))оч) от ску, I J - горл )вина отDс(ла в).- вынар;:; 1з н. тр бок cтьолз в пара

Ва('.ТСВ i! i Г! р)?)О)р дрова11!1Ы H ЛИСТ. Через О,Bepcfn.i в лис-.е вода струями падает })а ;.,реливПу}о гаролку и через сегментf!ый П)рОСМ:1а Се КI'а ва .)-О падаеТ Hа ба!)бО ТАЖii(. е

родство. По непровальному барботаж:-л: МУ ЛИ,, У 1?эла ДВИЖеТСЯ СЛеВа Иа Г РаВО }1 Й p;I () а ь! в с ) ", с я: а р о хl, n p о о 1 1 i 1 и м ч (. р ( 3 с: 0 i:i ~1Ppс:"'IH. CI!I) 1B" но;1а '-1ср))з .. '))0) пc- рС.11' '".с'. С'i В "':1 .1е H;1)10 КАМсо3', ИЗ КО О} ОЙ

:;ивным т)губам Mi )PB гH",003B.В)р, 00- разованный этими трубами, о;гущенными ни н.с ? оовн я во:)ы. с 1)lваеi c n в к0.1 ь цс Boh ;;.," м -'. Пз и - -цсгн:о:(ap)IBHH 1C.HB Iicp»- .1:t1311)'. ('я HPOС3 60'.),,: )р,10BII! ' H

то',)3 1 т3.пает чо-. бавоота:кный лист. под

~ стаи а в 1 Ива(.-)ся ус: о й Ii'.i3B H па рода я 11:'Дс'Ц'Ка, и'1СП)) ..СТВУЮЩая .P BB IV BE'. ды 1ерез ofRcрcтnя. При высоте nnponoi! подушки окол ) 140 мм в работу вклк)чается пароперепускная груба, и)) кот)рой избы-

-- 56 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

4 ~д~ ~П

~ 1

М4~2

-5
6'

Рис. 3.6. Схематическое изображение деаэрационной колонки ДП-1600 для деаэратора Д11-3200 (2i+1600) 1'185:

1 — перфорированный лист; 2 — водораспределитель; 8 — переливная тарелка; 4 — пароперепускная труба; 5 -- барботажный лист; 5 — порог; 7 - приемная камера; 8 —. сливные трубы;

9 — горловина; 10 -- аккумуляторный бак; 11- трубы для заполнения водой поддона пароперепуска; 12 — коллектор греющего пара; 18 — поддон; 14 — штуцер основного конденсата; 15- штуцер выпара

точный пар перепускается мимо барботажного листа. Пароперепускная труба опущена в поддон для создания гидрозатвора. Заливка гидрозатвора происходит автоматически через U-образные трубы.

В этой конструкции деаэратора сопряжение колонки с баком впервые выполнено с помощью конического переходного штуцера, что позволило уменьшить ослабление бака деаэратора отверстием под колонку.

Охладители выпара для деаэраторов атмосферного давления типа ОВА выполняются с горизонтальными Ь-образными трубками (рис. 3.7), а для деаэраторов повышенного давления типа ОВП (рис. 3.8) — с вертикальными прямыми трубками и с нижней подвешенной на трубках водяной камерой. Для ограничения расхода

выпара из деаэраторов повышенного давления на линиях выпара устанавливаются шайбы. Охладители выпара выпускаются с поверхностью теплообмена от 2 до 28 м'.

Изображенный на рис. 3.8 охладитель выпара имеет поверхность 18м'. В верхней части расположена водяная камера, отделенная от паровоздушного пространства трубной доской. Нижняя водяная камера снабжена дренажной трубкой для опорожнения, выведенной за пределы корпуса через сальник. В качестве материала для трубной системы охладителей выпара применяются коррозионно- стойкие материалы (латунь, сплав МНЖ или нержавеющая сталы.

Аккумуляторные баки деаэраторов выпускаются с полезной емкостью от 65 до 185 м' на рабочее давление от 0,12 до 0,7 МПа. Геометрическая емкость превышает полезную в среднем на 15 %. По нормам технологического проектирования электростанций запас воды в баках деаэраторов блочных установок должен обеспечивать питание котлов при полной нагрузке в течение 3,5 мин, а на неблочных ТЭС — 7 мин. Наружный диаметр для всех деаэраторных баков принят равным 3442мм при толщине стенки 16 мм. Баки могут иметь длину от 9 до 24м.

На рис. 3.9 изображен аккумуляторный бак деаэратора на рабочее давление 0,6 МПа с полезной емкостью 100 м', предназначенный для колонки ДСП-1000.

В средней части бака предусмотрен штуцер для присоединения колонки. Стенка бака в этом месте усилена накладкой и разгруженным штуцером. В нижней части бака справа и слева у торцов имеются два штуцера для отвода деаэрированной воды к питательным насосам. Отверстия под эти штуцера также усилены накладками. В верхней части бака слева имеются патрубки для присоединения предохранительных клапанов. Горячие дренажи от ПВД вводятся непосредственно в аккумуляторный бак деаэратора. Специальный штуцер служит для присоединения поплавковой камеры регулятора перелива. Для внутреннего осмотра и ремонта бака имеются люк, закрытый крышкой, и лестница. Для усиления корпуса бака внутри имеются четыре ряда стяжек из швеллеров и уголковой стали, скрепленных накладками.

-- 57 --

<!-- картинка -->

Рис. 3.7, Горизонтальный поверхностный охладитель выпара для деаэраторов ат ос-ферного давления производительностью от 5 до 300 ттчп

1 — водяная камера; 2 — вход выпара; 3 — трубная система; 4 — корпус; J — выход воздуха;
слив конденсата; 7 — опоры; 3 — дренаж; 9 — выход охлаждающей воды; 10 — вход охлаждающей
воды

При проектировании деэараторов должны учитываться требования ГОСТ 16860-77. Регламентированы типоразмерные ряды деаэраторов, диапазоны изменения производительности и среднего подогрева воды, требования к качеству деаэрированной воды. Должна применяться, как правило, двухступенчатая схема деаэрации воды с барботажем во второй ступени, должна обеспечиваться деаэрация всех потоков поступающей воды, в которых могут содержаться растворенные газы. В деаэраторе не должно быть застойных зон по воде и по пару. Должна быть обеспечена вентиляция не только колонки, но и аккумуляторного бака. На всем пути между паром и водой в деаэраторе должны обеспечиваться противоток и максимальная разность между равновесным парциальным давлением газа, соответствующим его концентрации в воде, и парциальным давлением в пространстве над водой.

В каждую ступень деаэратора должно подводиться необходимое количество пара. Парциальное давление удаляемых газов должно быть минимальным. Исходные потоки воды в деаэраторе должны быть подогреты до температуры насыщения, должна быть исключена вторичная аэрация воды.

<!-- картинка -->

Рис. 3.8. Охладитель выпара вертикального типа ОВП-18 для деаэраторов повышенного давления:

1 — вход охлаждающей воды; 2 — слив конденсата; 3 — слив воды; 4 — отвод газов; 3- подвод выпара из деаэратора; 6 — отвод охлаждающей воды

-- 58 --

z

5200

4500

5000

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1

1Щ 250

' бпП

5ggO

~ЖБ
II
попо; ' A

5000

F'

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

2 153

/

4 r / /

йй

750

5 0 10

1

790

~ «Г'

Ч У ~Ч~у Ф 5457х 12 ~1 ~Ц 14 '"

11920

1.Т500

~~~ф ~~~~ Я 1

1

750

3,2. РАСЧЕТ ДЕАЭРАТОРОВ НА ТЕПЛО-И МАССООБМЕН

Расчет колонки (активной зоны) деаэратора производится на номинальный и предельный режимы. Целью расчета является определение размеров активной зоны (числа отсеков), обеспечивающих удаление из раствора необходимого количества агрессивных газов (кислорода, двуокиси углерода), и получение на выходе воды с остаточной концентрацией вредных газов в растворе в пределах нормы. Поскольку тепло- и массообмен в деаэраторах являются параллельно идущими процессами и подчиняются идентичным закономерностям, причем процесс массообмена отстает во времени от процесса теплообмена, в ряде случаев расчет деаэраторов на теплообмен не производится (пленочные деаэраторы, барботажные уст-ройства) и ограничиваются только расчетом массообмена.

Методически наиболее корректно расчет на массообмен разработан применительно к пленочным деаэраторам с насадкой. Расчетные уравнения могут быть записаны как уравнения массообмена:

а) через поверхность контакта фаз

G ы К1 ДСр F1 (3 1)

б) через объем заполнителя активной зоны деаэратора

G =- Ь, E(v ДС,р V. (3.2)

Первая форма применяется при расчетах деаэраторов с упорядоченной насадкой, вторая — с неупорядоченной. Здесь G — количество выделяющегося из раствора в единицу времени газа, кг/с; b, — коэффициент запаса, принимаемый равным 1,2; F и V — поверхность и объем насадки, м' и

-- 59 --

1720

<!-- картинка -->

1

j 15o

фе

/
з
/
з к
/
з
/
з

/
з
1000
/
1//00 ',
1
/

1850

А9
( 1
1

/
я з
/
/
з

1501, ~

A Д

3%

/

//

/

/

/

/

/

/ /

/

/

з
— ъз
1
к з
1
к
~ к
к к

1

25Ф

1

1

~ 16'50

1

[

б-В

275,

з

/

1ZOO ',

' /

1

1

1
з

з

з

з

1

/ 77б'

<!-- картинка -->

1

1

1720

)/ 1

1

j zo5o

1

Г

вж:в

Ф

гга

з

4Ф=ДЬйь 1 I Г

<!-- картинка -->

1000

l

10om8. 9 28

В—В

10 Ъ а л

П~ " П

, 'ма; 410 иа 10 t

1900

k
гб5'„
"баа'
255.

г

720 i 720 j

2220

700 350

<!-- картинка -->

8om8. Ф20

з

Рис. 3.9. Аккумуляторный бак деаэратора емкостью 103 мз для колонки типа ДСП-100:

1 -- отвод деаэрированной воды; ' - штуцера для предохранительных клапанов; 3 — подводы дренанса из ПВД; 4 — резервный штуцер; 5- нвод потоков для рециркуляции впрысков; 6 штуцер для присоединения деаэрационной колон-ки; 7, 15 -- штЬ пера лля присоедин ним поплав-ковой камеры регулятора перелива; 8 — люк; 9
шту epe „".-.я пгисоединепия линий разгрузки IH
тательных насосов; 1? — отбор пара из деаэрато-ра на уплотнения турбины; 11 — штуцер техноло-гический; 19 — штуцер слива волы из аккумуля-торного бака; 15 -:птуцера для им Ik'..ьсikык
предохранительных клапанов: 1л - - штэ пера дпя
водоуказательных стекол

м', ЛС,р — средний концентрационный напор в деаэраторе, мкг,'кг; К1 и Куповерхностный и объемный коэффициенты массоотдачи в жидкой фазе,

КГ: (М"- . С МКГ КГ — ') И КГ (М'

; с мкг кг — '). Оба коэффициента массоотдачи относятся к жидкостной пленке, покрывающей насадку, поскольку сопротивление массообмену паровой фазы пренебрежимо мало.

)(концентрационный напор ЛС, является движущей силой процесса массообмена и представляет собой среднюю разность концентраций подлежащего удалению газа в жидкой фазе (в растворе) и той, которая соответствует состоянию динамического рав-новесия процесса массообмена с парогазовой фазой, заполняющей свободный от насадки объем колонки деаэратора. Напор рекомендуется определять, как средиелогарифмическую разность концентраций. При противотоке, когда деаэрируемая вода движется сверху вниз, а гре101ций парнавстречу воде — снизу вверх, как это обычно принято в колонках деаэраторов, наибольшая разность концентраций ДСб =- С, — C будет иметь место в верхней части, а наименьшая ЛС„=- C — С„, — внизу колонки. Равновесные концентрации газа определяются по уравнению Генри С — 11, р,, где A, — коэффи-

-- 60 --

циент растворимости газа в воде, мкг/(кг МПа), и р, — парциальное давление газа в паровом пространстве деаэратора, МПа.

В условиях нормального расхода выпара равновесные концентрации удаляемого газа, соответствующие его парциальному давлению в паровом объеме деаэратора как внизу, так и вверху колонки, ничтожно малы и при расчетах ДСб и ДС„значениями С,р и С,р можно пренебречь; в таком случае, среднелогарифмический концентрационный напор

ДСБ — ЛСм

ДСгр

2,3 1g (ДСб,'ДСм)

— (3 3)

2,31д (С,/С,)

Здесь С, и C — средние кон центрации удаляемого газа (О„СО,) в смеси поступающих потоков и в деаэрированной воде (последние — по нормам).

Расход греющей среды в деаэратор определяется совместным решением его уравнений материального и теплового баланса, которые в зависимости от конкретных условий могут видоизменяться, но принципиально имеют следующую структуру:

ХD» 2.D, „(3.4)

ZD x i т1д=ZР и ' ы (3.5)

Здесь D,„ и i „ — расходы и энтальпии потоков среды, поступающих в деаэратор, кг/с и кДж/кг; D„,„и i „,„, — расходы и энтальпии потоков среды, выходящих из деаэратора; т)„= 0,98 —:0,99 — КПД деаэратора, учитывающий потери в окружающую среду.

Количество газа, подлежащего удалению из раствора в единицу вре-Рис. 3.10. Условное изображение жидкостной пленки, стекающей по поверхности насадки пленочных деаэраторов (к определению критерия Рейнольдса):

о — толщина слоя пленки, м; Ь — ширина произвольного участка поверхности насадки. м 60

мени, определяется по формуле

'G= С, Z D; — С, D, (3.6)

Здесь ZD; — сумма расходов потоков воды, поступающих на водораспределитель деаэратора; D „д — расход деаэрированной воды.

Основными геометрическими характеристиками пленочных деаэраторов с неупорядоченной насадкой являются удельная поверхность м'/м' = м — ', представляющая собой площадь геометрической поверхности элементов насадки в 1 м' объема, заполненного ей, и относительный свободный объем Р„или объем пустот в 1 м' объема, заполненного насадкой. Для обычно применяющейся в пленочных деаэраторах насадки в виде омегообразных элементов с отверстиями (см. рис. 3.3) f = 194м-' и V, = = 0,92.

Как и в теории теплообмена, коэффициенты массоотдачи определяются опытным путем с использованием критериев подобия при обработке данных экспериментов для получения универсальных зависимостей. Некоторые из применяющихся критериев общеизвестны, например Re = w d,/v — критерий Рейнольдса для жидкостной пленки; Ga = д/тз/ /v — критерий Галилея, где кинематическая вязкость жидкостной пленки, м'/с; w~ — приведенная к поперечному сечению колонки деаэратора скорость воды. В качестве определяющих геометрических размеров здесь использованы d, = 4F„~/P„„= = 4Ь6/Ь = 4о — эквивалентный диаметр насадки и h — высота слоя насадки в колонке, где Р,л и Р площадь сечения пленки и смоченный периметр насадки. Размеры Ь и б показаны на рис. 3.10. Другие критерии подобия являются специфическими для процесса массообмена. К ним относятся Nu = К/ (Ky) 1/Д,„— диффузионный критерий Нуссельта, Pr = ч/Я,„— диффузионный критерий Прандтля.

В качестве определяющего геометрического размера 1 здесь принимается удельная поверхность f насадки

-- 61 --

в степени минус ед(гница. Д — коэффициент диффузии десорбируемого газа в воде, отнесенный к градиенту концентраций, мкг кг м (~1в ); с мкг) = кг (м с), характеризующий способность проникновения одного вещества в другое и численно равный количеству вещества, flpOxoдящего за единицу времени через единицу поверхности границы фаз при градиенте концентраций, равном единице. Коэффициент диффузии определяется опытным путем и при температуре ( = 20 С для кислорода равен Д„~p0„= 2,08 10 — ' кг (м . с); для углекислоты Д косо, = 1 78

10-" кг (м с). С ростом температуры воды коэффициент диффузии увеличивается:

Лев = Д„,. о 1 1 — 0 02 (1 — — 20)) (3 7)

В критериальной форме процесс массопередачи в пленочных деаэраторах выражается степенной зависимостью

Мц' =- f(Re, Рг', Ga»(1. (3.8)

При получении обобщенных зависимостей для расчета массообмена в барботажных устройствах наряду с описанными выше используются специальные критерии подобия (критерии 1анласа, Маргулиса и др.).

Для расчета массообмена в деаэрационных колонках пленочного типа с упорядоченной насадкой для OПpeделения К;, кг (м'-' с мкг hl — '), ЦКТИ рекомендует формулу

К, =К, Г(). В — tIM, (3.9)

/'

где b — коэффициент, учитывающий влияние начальной концентрации в воде кислорода: при C0. ) 1000 мкг кг b =- 1, при C0, ( 1000 мкг кг b = 0,9; В — функция физических Ilaраметров воды, значение которой находится в зависимости от средней по высоте колонки температуры по рис. 3.11; D — расход воды, поступающей в колонку деаэратора, кг:с; P- длина орошаемого периметра насадки, м; D) P — линейная гидравлическая нагрузка насадки, кг (м с); h„— высота насадки,м; К, — коэффициент

(5 70"

P t(c 3. i 1 1 р,(фик . '()1 оа!»» "p.'".;;(» - »-'(1

фициента В в формуле (3.91 ',л';: 'ае»(.. l'., коэффициента '(асс(мт!а»:и '..j(,'1»»(и!»'. (оператора:» е упо;»я (о»!('10!(.'; 1'ае(.:. о»

перевода единиц iiз -'-(технической «г«- темы в систему С1'. -1.d 1Вн»Я и.";0- янной C и показателей сг«»енк л 11,() в форм»'л(.' (3.9) п!'п! 11.'»11!)( 1«)l 3 .;;'13!1- cII.'»10cTII от 'Tи»d Ilасаткl! . 'д.".,'-1 в".i)'1':I- кальных лис гов 1 — 119,,ч;;1 -- О, ' » P — — (1.8;). В:. 'о.'1 случае К, — (3600)" (3600 11"):=-8.5 3 10--'.

.для расчета коэфф»!)»е1(,c: .(а соотдачи в деаэраторах г,i ночного тиПа С Не»уПОрядОЧе!1110й 1;асадКОй! ИЗ омегообразных элем(((тов с Отв(-р«:1ями (см. рис. 3.3) II ЕTII рекоменд формулу

К1 26,6 10' К.,;, )3( (.':

i3 1"

где В( — (1)» l! к!п! ) 'I)!'d!iчг"».'1.

»!«трое воды. о.1ре.". ля.'..';Ая 1: .'

ш!альному граф»к'.: '. — »11(» де»- 11dя и,'Iот1iос: ь ороl(:е!(1'',:. пон к!1 ..аэратора, кг (т «);,', — i»(' ) 1.: п;;

I'

ент пс ревода е'11l!l!п 11:-: 'ех!а!1 какой системы в с»с гем, (...'1 а' ".,(," (3,6 10') — ':,;, 1

.»аРdI»!'LР T'.Че..::." .К: .. ((

аэраторах с 1.ас::.:I«: » =1 я --, «- ВИСИмОС гП ОТ П,.'(:1 .I() ". '1;l0 0 d «1»;.- 11!еНИЯ Il ПОВ(. Р.'»110с: (I (й,(Л01 100:;: 110-гока нара, т. р. расы .."а греки.: ра, приходящего«»'.:;......:,:; .:.1сзади поперечног; '- ': ко.— 0; ':

» велl!чен11е 11ло(но»«г 1 1(с''101'а ''по!11ения (нагрузки.:1 колоПк»):-::iз0ли-, к тому. что толщ(1;11 с.-:о- .)ленкп жидкости на насадке ра«1«-,. Ув(»л»читается т«реализация гленк i.: вобо1- ный Ооъем насадки ')а.. '..i'.:-; .'( '. -.'1у,1ь.

сией. Дальнс Й.нее

П ост!1 110тска "! d!) =' 1I;):120

-- 62 --

Re ,—

4»л.л "жг

(3. 13)

,)()00f „ъ ж2

В (3.13) v)„, — кинематическая вязкость деаэрированной воды. Удельное сопротивление сухой (неорошаемой) насадки определяется по формуле

О) 18

ЬР " " " '- (314)

4,1рл ))'с

Здесь ц и р„— коэффициент динамической вязкости и плотность пара перед насадкой; w„скорость пара 62

лению жидкости над насадкой и к обращенному ее движению. Наступает предельный режим, сопровождающийся гидравлическими ударами. Качество деаэрации воды резко ухудшается.

Предельные режимы пленочных аппаратов применительно к скрубберам химической промышленности исследовались Н. М. Жаворонковым, предложившим соответствующий критерий (Gv). Аналогичные исследования пленочных деаэраторов с насадкой выполнены ВТИ. При обработке опытных данных для деаэраторов с насадкой из омегообразных элементов ВТИ (И. К. Гришук) получена зависимость

Gv ( ~ ' ) 0,1755 (1 — 2,89А„р)".

p)sz j

(

3.11) Здесь р,ж, и ржг — динамическая вязкость поступающей и деаэрированной воды; Gv =-- ЬР„,.~р.„, — безразмерный параметр сопротивления насадки при максимально допустимой рабочей нагрузке, предложенный Н. М. Жаворонковым; А,р — безразмерный параметр орошения, определяемый по формуле

ц-„,

з600~ дРс Re~2

где U, „— предельно допустимая ПЛОТНОСТЬ ОрошеНия; j))~);2 И ож,— плотность и удельный объем деаэрированной воды. Re — число Рейнольдса для воды по состоянию на выходе из деаэратора, определяемое по формуле

перед насадкой, соответствующая максимально допустимой нагрузке.

Расчеты деаэраторов струйного типа с дырчатыми тарелками производятся другим методом — поэтапно для каждого отсека между соседними тарелками, начиная с верхнего, при этом используются эмпирические зависимости, полученные ЦКТИ. Расчет является двухцелевым: определяются температура подогрева воды в каждом отсеке и соответствующее содержание в воде растворенного кислорода. Расчетные формулы не универсальны — их вид изменяется в зависимости от рабочего давления в деаэраторе и характера умывания паром струй воды (продольное, поперечное). Кроме того, имеются ограничения применимости формул по вертикальному расстоянию между соседними тарелками (по длине струй). Для расчета подогрева воды в струях, омываемых поперечным потоком пара, на базе полученного ЦКТИ критериального уравнения предложена следующая расчетная формула:

1д " ' =-= А ( "1 ', (3.15)

гн 4 do' ), ~'ж/

Здесь t„— температура насыщения при давлении в деаэраторе, С; t, и t,, — температура воды соответственно на верхней и нижней тарелках рассматриваемого отсека; ы„— скорость пара, м~с.

Формула (3.15) применима при давлении в деаэраторе 0,15 — 0,8 МПа, длине I струй воды 0,18 — 0,5 м, диаметре d отверстий в тарелках 0,005- 0,007 м, скорости ыгк истечения воды из отверстий в тарелках 0,4— 1,2 м'c.

Скорость истечения определяется по формуле w,„. --- (р V 2gh, где ~р - 0,97 —:0,98 — коэффициент скорости. Высота уровня воды на тарелке Ь = 0,05 —:0,1 м. Коэффициент А зависит от теплофизических свойств воды и пара и принимается по графику (рис. 3.12) в зависимости от рабочего давления в деаэраторе.

Аналогичным путем из соответствующего критериального уравнения получена эмпирическая формула для

-- 63 --

г

— l

Г

1

1

I

1

расчета процесса удаления из воды растворенного кислорода в струйных деаэраторах с дырчатыми тарелками: 12 "'= Б — '() (п)". (3.161

С2 d .И1Ж/ .DH

Здесь D„ — расход пара, конденсирующегося в данном отсеке, кг'с; D — расход воды через верхнюю тарелку отсека, кг.'с; Б — коэффициент, зависящий от теплофизических свойств воды и пара и определяемый по графику (рис. 3.12). Остальные обозначения и границы применимости формулы (3.16) такие же, как у формулы (3.15).

Переходя к расчету барботажных устройств деаэраторов, заметим, что неотъемлемым элементом современных двухступенчатых струйно-барботажных деаэраторов является незатопляемый барботажный дырчатый лист в колонке (рис. 3.13). На первом этапе производится расчет гидравлики барботажной тарелки. Гидродинамическая устойчивость работы непровального барботажного листа с отверстиями или с барботажными щелями обеспечивается при отсутствии провала жидкости через отверстия в листе. Режим его работы определяется скоростью пара в отверстиях листа. При незначительной скорости пара вода полностью проваливается через отверстия. При ее увеличении на листе появляется слой жидкости, при этом через одни отверстия проходит пар, через другие протекает жидкость. Полное прекращение провала жидкости наступает при скорости пара в отверстиях, называемой минимально необходимой, когда под листом образуется устойчивая паровая подушка.

Основным фактором, оказывающим влияние на значение минимально необходимой скорости пара, является его плотность р„. Приближенно минимально необходимая скорость пара, м/с, может быть оценена по формуле

юм„„ 20,6/рп. (3.17)

В соответствии с нормативными документами по проектированию деаэраторов расчетная скорость пара в отверстиях (или щелях) барботажного листа wI принимается в 2,5 — 4 раза

Б 1св

0,00

0,0е

0,0г

Oj1 Ор8 0)f 0,7р, мПа

L
По ВВод

лара

лодВоВ Во Вы

1

I s

~[~

i i ~

111

Ъя-ив — 1

«)+ I

,/7ла 1

/1В /

\ Ш

1
~ 1~1~
Ffff

Рис. 3.13. Барботажное устройство деаэратора:

1 — дырчатый лист; а водосливный порог;

3 — паровая подушка; 4 . — трубка для вытеснения излишка воды из.под паровой подушки на дырчатый лист

Рис. 3.12. График для определения коэффициентов А, Б в формулах (3.15) и (3.16) для расчета подогрева и дегазации воды в струйных деаэраторах

в

ыше минимально допустимой. Высота слоя воды над порогом водослива h„м, при отсутствии барботажа определяется по формуле

h, = 0,7047 (q/р )'-'/', (3.18) где q =- DI";„( b — расход воды через 1 м ширины водослива, кг'(м с); о„,. — плотность воды при температуре насыщения в деаэраторе, кг,'м', b — ширина порога барботажной тарелки, м. Далее определяется высота слоя воды на барботажной тарелке: h0= Ь„+ h, где h~ — высота порога барботажной тарелки (0,05 — 0,15 и). Высота паровой подушки под барботажным листом определяется по формуле

3 г

(рж — р )' "

2

(319)

2а (рич — р )

-- 64 --

Здесь о — поверхностное натяжение воды на линии насыщения, Н/м; dдиаметр отверстий в барботажной тарелке (или ширина щелей для прохода пара) м; ~ = 1,8 — коэффициент гидравлического сопротивления дырчатого листа; р„ — плотность пара на линии насыщения, кг м'.

Высота динамического слоя жидкости на барботажной тарелке, т. е. слоя, который остался бы на ней после разрушения двухфазного потока, определяется по формуле

h~= (0,8 — 0,117рп гпп) h0. (3.20)

Здесь ьо — приведенная скорость пара, т. е. отнесенная к площади рабочей части барботажного листа F0,0, мз'

Дп g /~баРб (3 21)

Коэффициент массоотдачи для кислорода на неправильной барботажной тарелке Крб, мкг/(м' с х Х мкг кг — ') = — кг/(м' с), определялся ЦКТИ только для деаэрации под вакуумом; из критериального уравнения получена следующая расчетная формула:

р щ,з с1 0,33

Кр =- 367ап " . (3.22)

о

<!-- картинка -->

Рис. 3.14. Деаэратор пленочного типа конструкции Союзтехэнерго с упорядоченной насадкой для подпиточной воды тепловых сетей:

1 — ; 2 — ; 3 — насадка в виде вертикальных концентрических цилиндрических стальных листов; 4 — стержни для скрепления листов насадки; б — розетка для разбрызгивания воды; б — сопло для ввода воды; 7 — крышка; а — патрубок предохранительного клапана;

9 — патрубок подвода деаэрируемой воды; 10- отвод выпара к эжектору; 11 — отбойный лист;

12 — подвод греющей среды (прямой сетевой воды); 13 — отвод деаэрированной воды в сборный коллектор

В формуле (3.22) скорость течения воды по барботажному листу 721ж =

= Ф(/Гд г"ж) °

Количество удаляемого из раствора в единицу времени в барботажном устройстве газа C =- (Сб,—

Сбз) Doaрб ° Среднелогарифмический концентрационный напор Ь С,р определяется по формуле (3.3). после этого может быть найдена необходимая рабочая площадь барботажного листа, м'.

Ебарб -- б/(1г(~ ДС,р). (3,23)

3.3. ПРИМЕР РАСЧЕТА ДЕАЭРАТОРА
ПОДПИТОЧНОЙ ВОДЫ ТЕПЛОСЕТИ
ПЛЕНОЧНОГО ТИПА

Деаэратор подпиточной воды пленочного типа конструкции Союзтехэнерго с упорядоченной насадкой в виде вертикальных цилиндрических концентрических стальных листов высотой h„, располагаемых с шагом t, при диаметре внутреннего листа ds изображен на рис. 3.14.

Листы деаэратора опираются на крестовину, приваренную к корпусу деаэратора. Концентричность взаимного расположения цилиндрических листов обеспечивается стержнями в верхней части насадки, скрепляемыми с листами сваркой. Деаэрируемая вода подается в аппарат сверху через сопло. Струя воды ударяется в круглую пластинку — розетку — и разбрызгивается. Греюща я среда — горячая сетевая вода — поступает в колонку деаэратора ниже насадки через патрубок с отверстиями.

Схема включения деаэратора подпиточной воды (рис. 3.15) разработана совместно ЦКТИ, АТЭП и ВНИПИэнергопромом, является типовой и предусматривает деаэрацию химически очищенной подпиточной воды под вакуумом в режиме постоянной базовой нагрузки, равной средней подпитке, и использование в качестве греющей среды горячей сетевой воды после верхнего сетевого подогревателя.

Деаэрированная подпиточная вода

с температурой 40—45 'С нагнетается подал питочным насосом в обратную магистраль

сетевой воды. Для обеспечения надежной работы насоса 'непосредственно под деаэратором установлен вакуумный коллектор с регулируемым уровнем воды. Избыток деаэрированной воды направляется в бак-аккумулятор,температура воды в котором поддерживается на уровне 70 'С за счет подмешивания прямой сетевой воды. Из бака-аккумулятора вода подается в обратную магистраль теплосети насосами, автоматически включаемыми при падении в ней давления.

-- 65 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1'

(?~

7

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Г

)D

Z)l „1

)20 ()1S

К--1
l

<!-- картинка -->

тг

''~1 1

17

Рис. 3.15. Схех)а включения вакуумных деаэраторов подпиточной воды тепловых сетей
на ТЭЦ:

7. и ~ подвод и отвод циркуляционной воды; 3 — циркуляционный насос; 4 -- конденсатор т)рби-ны, 8 насос сырой воды flB химводоочистку; 6 и 7 нижний и верхний сетевыс подогреватели;

8 . турбина; 9 — электрический генератор; 10 эжектор вакуумного дсаратора; П вакуумный
дс аэратор подпиточной воды теплосети; 12 — вак)умный коллектор подпиточнои воды теплосети;

1,1 и 18 — подпиточные насосьц 14-- химводоочистка; 18 — аккумуляторный бак избытка подпиточ-ной воды; 17 и 18 — оГ)ратная )( прямая магистрали сетевой воды; 19 и 21).— сетевые насосы DTQ-рого fl:первого подъем)а

Принимаются следующие исходные данные для проектирования деаэратора: требуемая производительность по химически очищенной воде D. „= 2,8 кг с (10 т)ч), температура поступающей в деаэратор химоочищенной воды ix о = 30 Г. ее энтальпия (при давлении 100 кГ1а)

126 кдж кг, концентрация растворенного кислорода (по состоянию насыщения) Сх „- С, — 7600 мкг кг. На Bblxoде из деаэратора в соответствии с Нормами требуется получить концентрацию кислорода в воде (подпиточной) Сд „ —- С, -= — 50 мкг!кг.

Тсмп( ратура греющей среды — сетевой воды за верхним сетевым подогревателем 1с „- 95 "Г., ее энтальпия (при давлении около 500 кПа) 1в „= 398 кдж кг, а концентрация растворенноп) кислорода Сс „= 50 мкг кг.

В соответствии с рекомендациями 1(КТИ расход выпара из деаэратора должен составлять 5 кг на 1 т дсаэрируемой воды, или Dfl,,„, = — 517х „10-" = 0,014 кг с.

Лбсолютнос давление пара н деаэрагоре принимается рд „= 10 кПа, темпера- 1 З и. I )нй

тура деаэрированной (при температуре насыщения) воды гд.„— — - 45 'Г., ее энтальпия 1в = 188 кДж кг, энтальпия сухого над.н

сыщенного пара i~ „- — — 2583 к..1ж кг.

Расход греющей среды — сетевой воды в деаэратор определяется из уравнения его теплового баланса (3.5), которое в данном случае имеет вид

(i7x,01х " Dc.в ic a) ))д=

в

(Dx.0 Dc.в) ifl „' 17вып 'д ° и

Потери теплоты в окружающую среду УчитываютсЯ здесь коэффициентом ))д = =- 0,98. Решая уравнение теплового баланса, получаем Dfl.„= 1,07 кг с. Средний концентрационный напор в деаэраторе по формуле (3.3) равен ССср — — 1505 мкг. кг.

При определении по формуле (3.6) количества кислорода, подлежащего удалению из раствора, расход сетевой воды можно не учитывать, поскольку концентрация в ней кислорода на входе и на выходе из деаэратора одинакова. Поэтому в формуле (3.6) можно принять ~'D = Ои,Д= Dx. и тогда G= 2,1 10 — ' кг с.

-- 66 --

Поверхностный коэффициент массоотдачи KF для пленочного деаэратора с упорядоченной насадкой в виде вертикальных листов (в том числе и цилиндрических) определяется по формуле (3.9). Смачиваемый периметр P насадки, м, для конструкции деаэратора, изображенной на рис. 3.15. можно, используя арифметическую прогрессию, выразить через диаметр d~ внутреннего цилиндра, шаг 1 размещения листов и число и промежутков между листами. Принимая во внимание, что пленкой воды смачиваются обе стороны каждого листа, смоченный периметр насадки равен

P =2л (d„— 'nt) (n -- 1).

Для данного примера принято dB = 0,2 м и t = 0,01 м. Высота листов насадки h 0,9 м. В результате в соответствии с формулой (3.9) получено сле-дующее выражение для К„.: КР — 11,99 8,573. 10 —" 12л (0,2 1--'; 0,01 n) (n — , '1) ' ' 1.

Для формулы (3.1) поверхность F насадки может быть получена как произведение Ph„, после чего из (3.1) выводится квадратное уравнение относительно числа и:

49,07 = (0,2 -'0,01и) (и+ 1) .

Отрицательный корень этого уравнения отбрасывается как неприемлемый, и в результате получается и = 60.

Диаметр наружного цилиндрического листа насадки получается равным d„= = d„+ 2tn = 1,4 м. Диаметр корпуса деаэратора должен быть на 2t больше, и d 1.42 м.

ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
ИСПАРИТЕЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ

4.1. ТИПЫ ИСПАРИТЕЛЕЙ И ИХ
КОНСТРУКЦИИ

На тепловых электростанциях применяются в основном испарите. л и поверхностного типа, в которых вторичный пар генерируется из химически обработанной воды. Этот пар либо отпускается внешним потребителям (при этом конденсат греющего пара, отбираемый из турбины, сохраняется в цикле электростанции, а испаритель выполняет функцию паропреобразователя), либо конденсируется в конденсаторе испарителя и в виде дистиллята вводится в цикл, восполняя потери рабочего тела.

Согласно ГОСТ 10731-71 испарители имеют вертикальное исполнение с одно- или двухступенчатыми устройствами для промывки пара и сепаратором.

Все испарители выполн яются по единой конструктивной схеме и маркируются буквой И с указанием поверхности теплообмена, например И-250 или И-1000. Основными узлами испарителя (рис. 4.1) являются корпус, греющая секция, паропромывочные устройства, водораспределительные устройства, жалюзийный сепаратор.

Работа испарителя протекает следующим образом: первичный пар поступает 66

в греющую секцик~ и, проходя в межтрубном пространстве, конденсируется на наружной поверхности труб. Конденсат пара стекает по трубам на нижнюю трубную доску греющей секции и отводится из нее.

Питательная (химически очищенная) вода поступает через регулирующий клапан в водораспределительное устройство над паропромывочным дырчатым листом, откуда по опускным трубам сливается в нижнюю часть корпуса и заполняет корпус и трубки греющей секции. За счет теплоты конденсации первичного пара происходит испарение части воды в трубках, где образуется пароводяная смесь. Таким образом, в трубках греющей секции создается подъемное движение воды, а в кольцевом зазоре между корпусом и греющей секцией — опускное, т. е. осуществляется естественная циркуляция жидкой фазы. Образовавшийся (вторичный) пар, пройдя через слой воды над греющей секцией, поступает в паровое пространство испарителя, проходит через слой промывочной воды над одним или двумя паропромывочными листами, жалюзийный сепаратор и отводится из испарителя.

Для обеспечения устойчивой естественной циркуляции и уменьшения выбросов кабельной влаги в паровое пространство уровень воды в корпусе поддерживается выше верхней трубной доски греющей секции на 150 — 200 мм.

Корпус ГсЪарителя выполняется сварным из листовой стали (СтЗпс). трубки греющей секции — из углеродистой стали (сталь 20), желюзий. ный сепаратор и дырчатые паропро-

-- 68 --

где /„„ tД, — энтальпии пара и его конденсата при давлении вторичного пара; ~,,, /„„.. /„„— энтальпии основного конденсата на входе и выходе из конденсатора испарителя и питательной воды испарителя соответственно; D„— производительность установки, равная потерям пара и конденсата в цикле электростанции, кг,с; D„ „. — расход основного конденсата через конденсатор испарителя, кг/с; k„—коэффициент теплопередачи в испарителе, Вт,(м- С); At„— температурный напор в испарителе, С; F„— поверхность нагрева испарителя, м'-'; р — продувка испарителя, т)к „ — КПД конденсатора испарителя, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.

Решение уравнений (4.1) позволяет определить энтальпию конденсата вторичного пара

и

))i iгр /i( Чтр

I

нт

„„(,, '"",.","1

D ..С)
—,-D i 1 — к 'к р
о.к о.к1

(4.2)

)
/'и
С
р

где ~,р — температура насыщения греющего пара, С; /гк „, F„„— коэффициент теплопередачи в конденсаторе испарителя и его поверхность соответственно.

По найденному значению ~",, однозначно определяются остальные параметры вторичного пара, и по одному из уравнений (4.1) определяется производительность испарительной установки.

При включении установки в различные регенеративные отборы турбины параметры греющего пара, а также количество и температура основного конденсата на входе в конденсатор испарителя будут различны. Различными будут производительность испарительной установки и затраты на нее. Наиболее экономичной работа установки будет при оптимальном значении температурного напора в испарителе At„, которое определя- ет

ется из условия минимума затрат на получение добавочной воды.

При At„== Ии,и, значения поверхностей нагрева испарителя и конденсатора испарителя Ри и F,, и определяются из выражений

F

Ви

д~ 1 нт

и и,оит

+ р (/;,— i„„)), (4.3)

u„„„,. c„,

F. Х

к.и

H.11

iвт iо.hl

.'с 1п

i» — i» к~ (D„Dо.„) 1 t„T i») Чк.и вт (

(4.4)

При выполнении расчетов значения коэффициента теплопередачи в испарителе Аи и в конденсаторе испарителя /гк и принимаются с последующим уточнением по данным промышленных испытаний в пределах /г„= 2200 —:2500 Вт'(м2 'С), а /гк „= = 3000 —:3200 Вь (м'-' 'С).

Рассмотрим пример выбора поверхностей нагрева испарительной установки блока 200 МВт.

Потери пара и конденсата в соответствии с требованиями правил технической эксплуатации блочных электростанций не должны превышать 2 ',о производительности паровых котлов. Для рассматриваемого блока это составляет около 14 т, ч. При определении необходимой производительности испарительной установки следует учесть, что снижение электрической нагрузки блока не уменыпает потерь пара и конденсата в цикле. В то же время при включении испарительной установки в соответствии со схемой на рис. 4.2 ее производительность будет снижаться при снижении нагрузки блока. Для того чтобы обеспечить восполнение потерь пара и конденсата при всех возможных режимах работы блока, производительность испарительной установки должна приниматься с запасом. Так, для рассматриваемого примера, чтобы обеспечить надежное восполнение потерь при снижении нагрузки блока до 50 ".0 номинальной, производительность испарительной установки должен быть не

-- 69 --

<!-- картинка -->

менее 28 т ч. Получение такого количества дистиллята от одной испарительной установки практически невозможно. Поэтому целесообразно предусмотреть установку двух испарителей и двух конденсаторов испарителей. При этом включение их возможно в 4-й, 5-й или 6-й регенеративные отборы турбины.

Принимая, что каждая испарительная установка должна обеспечить 14 т ч дистиллята, находим, используя (4.3) и (4.4), что при включении в 6-й регенеративный отбор она может быть получена при значениях F„ =-- 210, 250, 300, 350 м- 'и соответственно F . „ =- 240, 170, 130 и 90 м'. Минимальное значение затрат в этом случае достигается при At„= =:- At„„,, == 15,8'С. При включении в 4-й и 5-й регенеративные отборы значения At„„„paBHbl 13,2 и 8 =С соответственно. Н аименьшие значения затрат для рассматриваемых условий оказались при включении испарительной установки в 4-й и 6-й регенеративные отборы, а оптимальные значения поверхностей нагрева оказались равными F„== 250 м' и F,. „— — 300 м'.

после определения рационального места включения испарительных установок и значений Рп и F„. п необходимо вьшолнить тепловой расчет испарителей для уточнения принятых коэффи циентов теплопередачи.

4.3. ВКЛЮЧЕНИЕ ИСПАРИТЕЛЬНЫХ УСТАНОВОК В ТЕПЛОВУЮ СХЕМУ ТЭЦ

При эксплуатации теплофикационных турбин меняются тепловые и электрические нагрузки. При этом изменяется также и количество основного конденсата, проходящего через подогреватели низкого давления (т. е. в местах, где может быть установлен конденсатор испарителя), следовательно, производительность испарительной установки также не будет оставаться неизменной. В условиях максимального отпуска теплоты ее будет явно недостаточно для восполнения внутренних потерь пара и конденсата в цикле.

На р»с. 4.3 приведена схема включения испарительной установки в сис-ки

Cr7-

'гпк

.-8

Рис, 4.3. Схема включения испарительной установки в систему подогрева сетевой воды теплофикационной турбины:

П — испаритель; КП — конденсатор испарителя; С777 — верхний сетевой подогреватель; C172-- нижний сетевой подогреватель; 7 — подвод греющего пара от верхнего или нижнего регулируемого отбора; 9 — отвод вторичного пара; 8 подвод питательной волы; 4 -- продувка; б отвод конденсата греющего пара; б, 8 — подвод сетевой воды к КЛ и отвод ее при работе испа. рителя от пара нижнего регулируемого отбора;

7, 9 — подвод сетевой воды к КИ и отвод ее от него при работе испарителя от пара верхнего регулируемого отбора

тему подогрева сетевой воды теплофикационной турбины. Здесь в качестве греющего пара используется пар, на-управляемый в сетевой подогреватель, а конденсация вторичного пара происходит потоком сетевой воды. Так как поток сетевой воды существенно выше потока основного конденсата в регенеративной системе и расход греющего пара на испаритель может быть значительно выше расхода пара при установке его в регенеративной системе, то производительность испарительной установки в этом случае оказывается в несколько раз больше достигаемой при включении ее в pere-неративную систему. При этом поверхности нагрева испарителя и конденсатора испарителя должны быть

достаточно болыпими. Обычно используются испарители с поверхностью

1000 м'- и конденсаторы ПСВ-1200 или ПСВ-1500.

Испарители на ТЭЦ могут использоваться также для отпуска пара промышленным потребителям, выполняя функции паропреобразователя. E этом случае они подключаются к

-- 70 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

кй

кз

о" I I

11 1

Рис. 4.4. Принципиальная схегиа многоступенчатой испарительной установки:

Jl I-.1/6 --. испарители псрвон - шестой сту пеней, Kl — K5 — дополнительные кон -,енсаторы I.'dрВОй — ПЯТОЙ СТУПеней; Ке — КОНДенсаТОР ИспаРИТеЛЯ ШеСТОй СТУПени; / -- ПОДВОД ГРеЮЩегО tld))d от отбора турбины, ? подвод питательной воды; 3 -- отвод конденсата греющего пара; 4 про. дувка; 5 -- отвод вторичного пара, е — отвод кисти 111Td

промышленному отбору турбины или к выхлопу пара из проточной части (для турбин с противодавлением). Целесообразность такого применения испарителей обусловлена прежде всего тем, что отпуск пара от ТЭЦ связан, как правило, с потерей его конденсата. Установка испарителей позволяет сохранить конденсат отбираемого из турбины пара в цикле электростан- UHH. Посравнениюс прямым отпуском пара потребителям при установке испарителей имеет место недовыработка электрической энергии турбогенератором. Однако в ряде случаев такой способ отпуска пара является единственно приемлемым.

В схемах отпуска пара с использованием испарителей предусматривается установка охладителей конденсага и пароперегревателей. В пароперегревателях происходит перегрев вторичного пара испарителей за счет теплоты перегрева пара, отбираемого из турбины. В охладителе конденсата теплота конденсата греющего пара испарителя используется для подогрева питательной воды испарителя.

Производительность испарителей, применяемых для отпуска пара промышленным потребителям, определяется уравнениями (4.1), при этом параметры вторичного пара являются заданными, а температурный напор обычно принимается равным 8 — 10 С.

В ряде случаев, когда требуются большие количества вторичного пара, используются многоступенчатые испарительные установки (рис. 4.4).

4.4. РАСТЕТ ИСПАРИТЕЛЕЙ

В отличие от вышеописанных теплообменных аппаратов для испарителей кроме теплового расчета выполняется также расчет качества получаемого вторичного пара.

Тепловой расчет испарителей проводится, как правило, для уточнения принятого при определении оптимальной поверхности нагрева коэффициента теплопередачи и найденной поверхности нагрева.

Теплообмен от конденсирующегося пара к стенкам труб греющей секции может протекать при ламинарном или смешанном (в верхней части при ламинарном, в нижнем при турбулентном) течении пленки конденсата. Режим течения пленки определяется значением числа Рейнольдса на нижней кромке труб греющей секции. Это значение определяется из выражения

Нары'4

Кс, (4.5)

tpe

где v — кинематическая вязкость жидкости, м' с; Н, — высота пеплообменной поверхности труб, м; теплота парообразования при давлении насыщения греющего пара, Дж,'кг; р — плотность жидкости, кг.'м'; ди,р — удельный тепловой поток на наружной поверхности труб, Вт 'м'.

Удельный тепловой поток на наружной поверхности теплообмена

q„„r, = Q,'г"„. (4.6)

При значении Re ( 100 средний коэффициент теплоотдачи от конденси-

-- 71 --

рующегося пара с наружной поверхности труб греющей секции может быть определен из выражения

а = 1 18)' (g'~2) I'3 Re "', (4,7)

а при Ке ) 100

0,1{(Pr ' Re

а = л (д.,га)1/3

Re — 100 — '63,2 Рг

(4.8)

Значения а,, определяемые формулами (4 7) и (4 8), всегда оказываются выше имеющих место в действительности. Это различие вызвано наличием термического сопротивления слоя накипи, окиси и шероховатости. Для испарителей, трубы которых выполнены из углеродистой стали, обычно принимают а[ —— - 0,67а,.

Интенсивность теплообмена при кипении движущейся жидкости внутри труб греющей секции можно рассчитывать по формуле

— 6150

(,.„'„,)' "]'

I.;Iе [хп, — число Нуссельта в процессе теплообмен а кипящей жидкости; Хп — число Нуссельта для ус- :10BHH теплообмена при отсутствии кипения.

В условиях, когда

[( — ")' ( ) -( 04.4 10-'.

значения Хцн. =- ~:п коэффициент теплоотдачи от стенок труб к жидкости определяется из выражения

Хп =- 0,023 Re0' Pr'3'. (4.10)

Для определения коэффициента

Х

I теПЛООТДаЧИ ао — 144 П С ИСПОЛЬЗО"

d

ван ием выражений (4.9) или (4.10) необходимо знать скорость движения пароводяной смеси в трубах (скорость циркуляции). Расчет скорости циркуляции проводится графоаналитическим методом, при этом принимается несколько (три, четыре) значений скорости циркуляции [сп и для каждо-го из н[[х определяются полезный наП0р и потери в подводящих линиях'''.

Коэффициент теплоотдачи от стенок труб к кипящей жидкости принимается также с учетом термического сопротивления оксидной пленки на внутренней поверхности, т. е. а' --= =1(1а.,-- P, ).

При найденных значениях а; и а' коэффициент теплопередачи по отношению к внутренней поверхности труб греющей секции определяется из выражения

1 44вн г(нар
1п
2) ст 44вн

44 вн

4(на п

(4.11)

Качество вторичного пара, получаемого в испарителях, должно удовлетворять требованиям эксплуатации паротурбинных электростанции (или требованиям внешних потребителей). Задачей расчета является определение условий, при которых эти требования удовлетворяются.

Наличие примесей во вторичном паре вызвано в основном попаданием в него капель жидкости, из которой он генерируется. Количество капельной влаги 0), поступакощей в паровой объем испарителя, оснащенного паропромывочными листами. определяется выражениями

{ 0['")
000[ — C

))2,3

при g = {'4' (7.46 10-' C[a

Га)[
p' ,0,35

: (,

'р р l

(4.12)

гэ ~~' 0 [00. — — [д11' '

(4,13)

при А — — ) 74б 10

ы[)

i0,;3

[-а'0,43 ( ) .А,

'.р — р'

4

Подробнее расчет скорости цирку. ляции в испарителях см. в книге 4х. )1. Кутепова. Л. С. Стермана. 11. Г' Стюшина. Гидродинамика и теплообмен при парообразовании — Л1.: Высшая школа. 1983

4

I

-- 72 --

l

r

г

1

г

1

i & I

1

1

гг ~ (

1

'г0" '

1,0 08 0,8

О,г

0,8

1,0 0,'6 0,~ О,г 0,» 0 0Z 0г ' ,.e 0,, 0 г 0,гг0г6,

p,МП0,

00z '.0 0 °г:,,абг ..

7 г

рамка

боты, может быть определено из зависимости (1.36).

.Максимальная скорость пара в паровом объеме, при которой слой жидкости над паропромывочном листом существует устойчиво, т. е. юо ( ья„"р, определяется из выражения (1.37).

Количество примесей, выносимых в паровой объем паром из слоя жидкости над дырчатым листом,

Рис. 4.5. Зависимость коэффициентов С и
В от давления

где ~o — скорость пара в паровом объеме, м с; Н — высота парового ооъема, м: С, В —— коэффициенты, определяемые из графиков рис. 4.5; Ga' ==g (j/ a (g» ")а v'-" — число Галилея.

Значение среднего объемного паросодержан и я с(. в формулах (4.12) и (4.13) определяется по зависимости

(р = 0,26
(~'о l
r
) о »г(p p)
p" ' 0,»а
)
Р --P

(4.14)

Значение минимальной скорости пара на входе в отверстия дырчатого листа г,",р, при которой обеспечивается беспровальный режим его ра-Количество примесей, подносимых паром к дырчатому паропромывочному листу,

S' „- «oo„S„., (4.15)

где S„. -- содержание примесей в воде (концеитрате), из ко»орой генерируется пар.

Промывка пара в слое промывочной воды над дырчатым листом протекает эффективно. Количество примесей, не задержанных слоем промывочной воды, по отношению к общему количеству поступающих с паром составляет 8 — 12 'и». Однако столь высокая степень очистки пара достигается только при условиях гидродинамической устойчивости промывочного слоя воды над дырчатым листом, т. е. когда

(4,16)

S мог S р (4 1 7)

где S„„„„— содержание примесей в слое жидкости над листом; о»,— количество кабельной влаги, выносимой паром из слоя воды и определяемой из зависимости

о». =о» 5 4 10"(

~(, ')

(4.18)

Л' ( Л', р HJIH

(o = со ., 5,6 1008 (
lор' /»

(и')'-'

зависимости

' 'Г"

P

(4,19)

пРи N ) Лгкр.

С учетом выражений (4.18), (4.19) содержание примесей в паре на входе в жалюзийный сепаратор будет равно:

S;, = I'»; S р.в -)30»0 $ ° (4 20)

где )3 — коэффициент недопромывки (0,008 — О, 10) .

Эффективность очистки пара от примесей жалюзийным сепаратором »1 а оценивается 0,75 — 0,85. Тогда для испарителя с одной ступенью промывки содержание примесей во вторичном паре

$: =$„(1 — Ч;„)

(4.21)

Испарители с одноступенчатой промывкой пара в слое питательной воды применяются на электростанциях с барабанными котельными агрегатами, где требования к добавочной воде не столь высоки.

Для электростанций с прямоточными котлами применяются испарители с двумя ступенями промывки, Первая ступень промывки пара происходит в слое питательной воды, вто

-- 73 --

рая в слое конденсата, 11ри этом обычно количество конденсата, подаваемого для ирочывки, сocTАBляет 3 — -4 "() производите'Ibl[ocl'и испарител )) .

4.5. ПРИМЕР РАСЧЕТА УСТРОЙСТВ
ДЛЯ ОЧИСТКИ ПАРА

Рассмотрим прим«р расч«я ус!рой(тв лля очи«тки пара и качество вторичного паря Hc!IapH r«ля. вклк)ченно10 в тепловую схему конденсационного энергоблока с пря моточным котельным агрегагом.

Исходиы « .[ 3 и и I)l «: производится ЬH()(1ь испарите 1 я Dt( = -0 г ч; '[33 ление гре10щего пара р, и = 0,224 .Л!Пя (2.24 кгс см'-'); лавлени«вторичного паря p„.I = 0,12 М113 (1,2 кгс см-'); содержание примесей в концентрате 60 г кг; питательная вода испарителя имеет солесодержание l000 мг л. поступает с давлением 0,)2 МПя (1,2 кгс см'-') и имеет температуру 100 (:. Испаритель имеет диаметр корпуса 3 м и лве ступени промывки паря.

Р а с H c т Приведенная скорость пара в корпусе испаригеля (без учета конден- «3l1HH в сло( промывочной воды)

1А!
:Ы)Ор" 0,785г)'-'

20 000

I.12 м с.

3600 0,7 0.785 3,0'-'

) lрим«м диям«1р о:и«р 'I H(I,[ыpчd гых паропромывочных листов равны )l 6 мм.

3 Вhl«()ТМ (.'ЛОЯ ВОДЫ IIЯ;[ КАЖДЫМ ИЗ IIИХ

()0 мм 1«гда чинил!альная скорость пара, соответствии)Шая б«спров3льH«м) режимa P 30() The '[I)l РЧ 3 T()Г() ЛИСТА.

я ч И (х'1« о гверсти и

1 vt и О, 'l25

0 78- 1

( )

о' отн 0,785 (6 10 -")[

.Чякси (1 и.1 ь и 3 яслоросгьвця 17 овомоо ъе 1«, соответствующая устойчивой работе дырчатого листа, определяется изс()огн()шении

н

()

l .2.6 ) О(',,

11/пп (p ' р")

I.ьа

1,' )

п'' и

= 1,256 10"

0 ..0i)

5,8.10 '-' 9,81 (()54,(3 -0,71

l282 )0- (1'-' 1,'() 81 (95) 6 .и () 1.

(5." 10- '-') 954,(i

=0,118,

Откуда "'„= 1.98 м с, что удовлетворительно, так как значительно превышает скорость пара в паровом объеме испари,еля.

('реднее объемно( паросолер.кание слоя жидкости I133 греющей секцией равно:

(ьаoI

н. I

)

' ."1'1.'(() р"' .

()

о 1

(

и '1'

1'7 '-' «1

= 0.2()

2

5,8. Ir). -'

() 8(

~/ 9/8, (954.6-- n, ( )

(

О,(

Ч54,i) - — о

I =0.52(

=1.4i

я з на ч('н и(.'

( '„)- I .12'-' (IqH 0.527 9.81 0,8

5,)3 i0 '-'(9543) — 0,7i 9,81

( Ч546 - 07

9,81 5,8 10- '-'

(6 10 — «1 ((i 10 -') ' =2(1 3м

Принимаем ,",„,=1.27(с",. получим, что

ttp '

общяя цлощаль отв«рстий дырчатого листа
равна:

D„ 20 000
'31)ООР' (('()тн 3600 О, ( I,2 20,3

=0,:325 м-2

= 0.302. Значение

'(,;1, = 7.46 10 " (Ci3') '"'

. ()„IВ

.46 1(1-"

I .12
П,( 3 ) О

0 . 8 ''--''

= о 001)144.

Р

,(

().81 ($ 5,8 . 10 -' 9,81 О 7)О,:3 ',

(0,28 10 )-'

, ().33

( 954,6 — -0,7

Так как ( ( '(((1,. Иеличинх (» опре.
[еляем по формул (4.)2):

о

( ),I =C

i('-'

-- 74 --

( одер.канис примесей, подносимых паром к промывочному листу (при зваче_ї_ии Ь« = 60 г кг).

.~'„' ., =(1(ч 5« =0.000144 й)000=8,4 МГ КГ.

Количество капелькой влаги, уносимой паром из слоя воды над первым паропромывочным листом,

— 1. 1»

« ' )1"

5,И IО '-' 954.(i 0,06
=-. A,AAA144 5,4.10('-'1 к

(2Я2 10- )'-'

954 В и

'К j = 0,000323

0.7

(:одержанис примесей в паровом объеме на входе в отверстия второго паропромывочного листа (содержание примесей в питательной ноле S„I, „, = 1000 мг кг)

St',=(l)(1S(lI) „, -t [) «(.Х«=0,000323 IAAA~
+ О.10 О,AAA144, 60 AOA= 1,103 мг/к(

(:одержание примесей в паровом объеме на входе в жалюзийный император (при подаче ня второй паропромывочный лист конденсата с содержанием приму c( й S( р „., = 50 мкг кг)

.С, = ( 1, .Сп р „» + PS,'. = О,A()A323 О .050+

+0. 1 1, 1(i3 мг/кг

Количество примесей но вторичном паре после жалюзийного сепараторы

.Лл = .~;; ( I — ))н() = O, I I( (1 - 0.8)

=0,0232 =23. 2 мкг/кг.

Полученное значение вполне удовлетворяет (требованиям к дистилляту испарителей электростанций с прямоточными котельными агрегатами.

В практике проектирования может ре. гнаться также задача определения необ. кодимой продувки при заданном качестве вторичного пара. 13 этом случае расчет проводится в обратном порядке. я продувка

.И(.

определяется из зявисимосги П=-.1« ~1« н

ГЛАВА ПЯТАЯ
РАСЧЕТЫ СТАНЦИОННЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ НА ПРОЧНОСТЬ

5.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Различают монстр(/ктортай и поле/)очный расчеты на прочность. Задача первого — определение конструктивных размеров, обеспечивающих надежную по прочности работу теплообменного аппара(d. Задача второго проверка ирочносги существующего изделия путем определения величин действующих в нем в рабочем состоянии напряжений и сопос)явления их с характерно(иками статической прочносты материала. Если сосуды i( ап- параты раоо(актп при циклическом напряжении, но число циклов за срок службы нс превращает 10', такие ((загрузки в расчетах на прочность словно считаются однократными и расчет ведется только на статическую прочность. Если количество циклов напряжения иревьппает 10', тогда кроме рассматриваемого ниже расчета на сгатическу)о нагрузку требуется проверка усталосгной прочности изделия.

Расчеты станционных теплообменников на прочность должны про-ИЗВОДИТЬСЯ В COOTBPTCTBHH С ГР('Г10- 74

ваниями отраслевого стандарта ОСТ 108.031.02-75 Министерства энергетического машиностроения, который действует совместно с Правилами устройства и безопасной эксплуатации паровых и водогрейиых котлов и трубопроводов пара и горячей воды Госгортехнадзора (..(СР. Эти стандарт и правила распространяются на все оборудование, в котором рабочее избыточное давление среды превышает 0,07 МПа или температура воды выи(е 115 С.

Кроме гого, при расчетах теплообменников следует учитывать ГОСТ 14249-80 «Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность», разработан ный .Чин ис герством химического и нефтяного машиностроения СССР.

Определяемые расчетом размеры теплообменников должны обеспечивать их прочность как в рабочих условиях, так и при гидравлических испытаниях.

Расчет на прочность может вьшолн ятьс я по и редельны л( нап ряжения,и или по и редельнлсл( наг р(/скал(. Пр и

-- 75 --

расчетах по предельным напряжениям считается, что пределом несущей способности к: инструкции является достижение максимальным напряжением в любом ее месте предела текучести. При расчетах по предельным нагрузкам за опасную нагрузку принимается такая, которая вызывает общую пластическую деформацию всей конструкции.

В основу действующих в CCCP Норм расчета на прочностb сосудов и трубопроводов, находящихся под внутренним давлением, положен метод расчета прочности но предельным нагрузкам, позволяющий лучше использовать резервы, заложенные в конструкции, и снизить ее металлоемкость.

Jo начала прочностного расчс1а необходимо принять расчетные параметры проектируемой установки. За расчетную температуру стенки аппарата, ис1пользуемук) для определения физико-механических характеристик материалов и допускаемых напряжений, принимают ес наибольшее значение, которое для станционных теплообменников принимается равным наибольшей температу ре протекающей в них среды. Допускаемые отклонения темпера Iуры среды от номинальной при этом не учитывается. Расчетное давление или давление, на которое производится расчет аппарата на прочность, принимается равным наиболыпему рабочему давлению теплоносителя, т. е. максимальному внутреннему избыточному давлению при нормальном протекании рабочего процесса. Допустимое кратковременное повышение давления во время действия предохранительных клапанов учитывается, только когда оно превышает более чем на 10 " раоочее давление. В этом случае расчетнос давление принимается равным 90" давления ири полном открытии предохранительных клапанов. Гидростатическое давление среды учитывается при задании расчетного давления только в том случае, когда оно превышает 5 " рабочего давления.

Для элементов, разделяющих npoc1ранства с разными давлениями, за расчетное принимается либо каждое

давление по отдельности, либо то, которое требует наибольшей толщины стенки. В любом случае при расчетах на прочность расчетное давление должно оыть не менее 0,2 ЧПа.

При выводе формул для предельных нагрузок используются условия эластичности по теории .1гакеияальных касательных напряжений.

При расчетах на прочность необходимо знать допиекае.Пые напряжения 1о1. Поскольку для станционных теплообменников расчетная температура металла ниже 400 С, допускаемое напряжение принимается равным минимальному из двух значении: ств" пв и о,', п г, где ств" — временное сопротивление материа.ла разрыву при температуре 20 С; о'„. — - условный предел текучести при расчетной температуре. Согласно ГОСТ 14249-80 коэффициенты запасов прочности принимаются пв =- 2,4 и пт:=- 1,5. Прочностные характеристики и допускаемые напряжения для сталей, используемых при изготовлении станционных теплообменников, Прин имеются но справочникам.

5.2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
ЭЛЕМЕНТОВ

Номинальная толщина S стенки (мм) цилиндрического элемента (обечайки, корпуса, грубы), нагруженного внутренним давлением среды, определяется по форму ле

.~) ' " С. (5.1(

2 [ст( (( — р

Здесь р расчетное избыточное давление, ЧГ!а: с(„— номинальный внутренний диаметр цилиндрического элемента, мм; 1ст1 -- номинальное допускаемое напряжение, .ЧПа; С — прилавка к расчетной голщине c lеs ки, мм, в сницем «лучае равная сумме C=C +С+С,, где С,--прилавка, компенсирующая минусовое о(- клонен ие по толщине стенки получаса риката, а также угощение при шга',- повке и 1и гиокс обсчаеh; Сг — прилавка, учитывающая искажение IlpB- вильной геометрической формы окружности в сечении. и характерная

-- 76 --

Минвсоьос отклон)н) . )')5.

ln

15 20

К»эф)))ици«нт l3

0,048 0,099 О,) 23 0,152

Минимальная прибавка С для цилиндрических корпусов, сваренных из листов толщиной до 20 мм, долж-,~~г

5„с~

УйУёи:;э

1

,1 say

'1

л' ~Л„

л'%%Л

д ля гибов. Для прямолинейных цилиндрических элементов, обечаек и прямолинейный участков труо прибавка не учитывается: Са — прибавка, компенсирующая потери металла в эксплуатации за счет коррозии, эрозии и окалипообразования. Для станционных теплообменников с расчетной температурой стенки менее 400 ( поправку Са можно не учитывать.

Прибавка С, пропорциональна толщине стенки: С, = BS. Коэффициент В принимается в зависимости от предельного относительного минусового отклонен и я 65 толщины стен к и:

на составлять 1 мм, а для труб 0,5 — 1 ым.

Коэффициент прочной т п (1 («.и„« „„, «т о) Учитывает ослаблен ие цилиндрических элементов продольным сварным швом или отверстиями (поперечные сварные швы в расчетах цилиндрических элементов на внутреннее давление не учитываются).

В соответствии с ГОСТ 14249-80 при расчетах сосудов п аппаратов рекомендуется принимать коэффициент прочности )( в зависимости от вида сварного шва в пределах от 0,65 до 1,0.

Кроме сварных швов стенки цилиндрических элементов ослабляют отверстия. Для восстановления прочности стенки производят укрепление отверстий с помощью накладок, уволенных штуцеров, разгруженных внутренних отростков штуцеров (рис. 5.1) п наплавкой металла. Укреплению подлежат отверстия, диаметр которых превышает предельное значение, определяемое по формулс

Анр„., = [ — -- 1,75 I Х

)' 2
«

х 1 (dД - 5) )5 С), (5.2)

5, А~ к)

в~~ Фя~

'бФИ%уа МИДИИ

где d« — внутренний диаме1 р цилиндра, в котором выполнено отверстие (рис. 5.1). Если d ) d„„,, отверстие должно быть укреплено. Расчет ук. крепления отверстий осуществляется по принципу компенсации изъято~оотверстием металла. Сумма компенсирующих площадей укрепляющих элементов должна удовле1 ворять условно

f» '. f»» )~ (~ ~1)п еп) ~0

(5.3)

УЧУЯЛ

с

ь

ь

и'.'УЯЛ s,;

1л,

в)

Рис. 5.I Способы укрепления отверстий н
стенках сосудов:

и с помощью утои)ценного штуцера; б с )юиощьк) накладки; и с номощьк) выпущенного внутрь сосуда разгру)немного штуцера

)6

где ~, /н и / — компенсируя:ющие площади соответственно утолщенного штуцера, нак'IH;IKП и внутреннего отростка штупера, мм-'; 5„=- pd„/ (2 [о] p).

При одновременном использовании двух накладок (наружной и внутренней) или утолщенного пггуцера в комбинации с внутренним отростком компенсирующая площадь этих элементов суммируются.

-- 78 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

х'

~~н

-1

в

а)

1

БВйа БЯ

I

7'''' й
I
'l

М~

1
оо
1
= — — — ]

в»
со
ч~~ .,
.'

ау

',"":]

т

$

~1—

Q~8

-

h ~ '~

Б

ЫУь

E

д1
1

»»
»

R„7

91 , 'ав . "7' ' ' г)

1

а'

он

1

е'
у
с)

Рис. 5.3, Форма и основные размеры вы-пуклых днищ:

а полусферическое с постоянной толщиной
стенки; б — полусферическое с переменной тол-щиной стенки; ы - эллиптическое; г — торосфери-ческое

в)

ав '

ж)

<!-- картинка -->

.'1 1 1

[

Z,2

т 6

17 П'

т 6
7

6 ';: 66 616 2 7 6 ~р/[q]

Рис. 5.4. Значения коэффициента [3; к формуле (5.7) в зависимости от отношения р/[о] для торосферических днищ трех модификаций А, В и С

Для эллиптических днищ радиус кривизны в вершине днища принимается равным И„= — г]Аi7»(4H), При переменной толщине стенки днища (рис. 5.4, б) в качестве расчетного по ОСТ 108.031.02-75 принимается среднеарифметическое значение толщины стенки 5тср =- 0,5 (S —. S,). Если длина цилиндрической отбортованной части для эллиптического днища равна й, = 0,8Vd (S, — С), а для полусферического h) ) О,З Уд,,-'

(S, — С), тогда толщина стенки днища должна быть не меньше толщины обечайки, рассчитанной по формуле (5.1) при q =- 1.

с
cn]

'ГЯ,"Ху .

ссс рп

1

Рис. 5.5. Типы конструкций плоских круглых днищ и крышск сосудов и аппаратов, работающих под внутренним давлением

Для днищ, изготовляемых из целой заготовки, в формуле (5.6) коэффициент q7 = 1. Для днищ, изготовляемых из нескольких заготовок, коэффициент q: определяется так же, как и для формулы (5.1). Формула (5.6) применима при следующих ограничениях:

0002 ( ' ~01;

0,2 ( — ( 0,5.

H

4

Для торосферических днищ, нагружаемых внутренним давлением, толщина стенки в краевой зоне

S С ( 7)

2сг [о]

Коэффициент р в формуле (5.7) определяется по графикам, представленным на рис. 5.4. Для сварных днищ следует дополнительно проверить тол-

-- 79 --

щину стенки в центральной зоне по формуле (5.1) с заменой в ней й„на Rs

Наиболее употребительные конструкции плоских круглых диищи крышек сосудов и аппаратов, работающих под внутренним избыточным давлением, приведены на рис. 5.5. Толщина стенки круглого плоского днища рассчитывается по формуле (ГОСТ 14249-80)

St =КК0 d«1т' ' C (5 8)

[о] t(;

Расчетный диаметр d„. в формуле (5.8) в зависимости о1 конструкции днищ и крышек (рис. 5.6) для типов от а до д принимается равным d„, для типа е d„. — — d„— -„, для типа ж d„. = d, и для типа з d)) = с(с Коэффициент К соответственно лежит в пределах от 0,38 до 0,53.

Коэффициент ослаблен и я К„дл я днищ и крышек без отверстий принимается равным 1, а при одном отверстии определяется по формуле

K„= 1 . ',', (5 9)

где d — диаметр отверстия.

Коэффициент ослабления Ко для днищ и крышек, имеющих несколько отверстий, определяется для наиболее ослабленного диаметрального сечения по ГОСТ 14249-80.

5.4. РАСЧЕТ ТРУБНЫХ ДОСОК

В основу расчета трубных досок положена теория расчета, разработанная Л. М. Качаловым и А. А. Захаровым и дополненная теоретическими и экспериментальными исследованиями ПО «Красный котельщик» и НПО ЦКТИ.

Для определения усилий, вырывающих трубы, развальцованные в отверстиях досок или приваренные и ним, использованы экспериментальные результаты ЦНИИТмаш, ЗиО и ТКЗ.

Трубные доски могут закрепляться в корпусах гсплоооменников различными способами (рис. 5.6): зажа-

дв

1

' )
:. )

1

~»да

1

)
р

~-де
11

)-тд

1

S

)

Рис, 5.6. Соединение трубной доски с корпусом теплообменника:

а — флан:)свое: 4 — нрн»аркой:10 контуру ) рыбной лоски, вставленной в корпус: и .встроенное с проваркой встык л корпусу

тием между фланцами, вставкой внутрь корпуса с приваркой по контуру, использованием встроенной конструкции. Различают теплообменники с U-образными и прячь ми трубами. Последние подразделяются на теплообменника с «плавающей головкой», где имеется вторая подвешенная на трубах водяная камера со второй трубной доской (сч. рис. 2.3), и теплообменника жесткого типа — с двумя фиксированными трубными досками (см. рис. 2.5).

Условия погружения трубных досок давлением теплоносителей для теплообменников с ()-образными трубками it с «плавающей головкой» практически одинаковы. Для теплообменников с двумя фиксированными трубными досками приходится дополнительно учитывать их напряжение за счет разности температурных удлинений труб и корпуса.

Для теплообменников с ('-образными трубами и с «плавающей головкой» независимо от того. действует давление среды внутри труб и водяных камер или со стороны междутрубного пространства, резулы ирующая нагрузка на трубные доски одинакова и может быть принята равной произведению расчетного давления среды и полной Itлоtцали трубной доски в пределах внутреннего диаметра цилиндрического корпуса теплообменника d, -,, Трубы поверхности нагрева выполняют здесь функцию передатчиков части давления среды на тохбные юски. При большом количестве труб э1о давление распределяется по поверхности трудных досок достаточно равномерно. Сами трубы в

-- 80 --

<!-- картинка -->

1,0

0,02

0,92

0799

0,7Б

0,7Б

0 0,2

~~ а,аа

0,90 0,а 0

аБ Оа9 91 5 т,д

Рис. 5,7. Графики для определения коэффициента К в формулах (5.10) и (5.11) для встроенных и приварных трубных досок в зависимости от отношения 510, л и параметра П:

I -. трубные лоски без анкерных связей па.с=О. Кривые 2 — 4 для трубных досок с анкерными связями, расположенными по окружности центров лиаметром da.c=0,5 dz,л.а при: 2 — П=0,3 —: 1,2;

3 -- П=I,З — -2,0; 4 — П)2,0. Кривые б — 13 для трубных досок с одной анкерной связью в центре па с= I, da с=О при: б - — 7=0,1; б — П=О 2;

7 — П=О,З; 3. - П=0$0 9 — Л=О,', 10 — П=0.6: I! .— П=О.; (2 .— П=-0.8; 13 — 17=0.9

зависимости от того, где приложено давление среды, нагружены по-разному: при давлении среды со стороны труб и водяных камер трубы растянуты, а при давлении со стороны междутрубного пространства сжаты. В первом случае трубные доски прогибаются в сторону междутрубного пространства, а во втором наоборот. При расчете трубной доски у «плавающей головки» (подвесной водяной камеры) необходимо учитывать,что она имеет меньший диаметр, чем у неподвижной водяной камеры.

В качестве расчетного давления на трубную доску принимается давление той среды, которое больше. Если по одну сторону труб имеется избыточное давление, а по другую вакуум, расчет трубных досок следует производить на разность абсолютных давлений сред. При отсутствии анкерных связей толщина трубной доски определяется по формуле

$, „=Одвзка... 1 ~' (5.10(

(( [a„.j Здесь р и [от д[ — расчетное давление среды и допускаемое напряжение для

материала трубной доски, Па; d, расчетный диаметр трубной доски, соответствующий внутреннему диаметру корпуса теплообменника, мм; К-— коэффициепт, учитывающий;-пособ закрепления трубной доски. Для трубных досок, зажатых между фланцами (рис. 5.6, и), К = 1. Для вставных с приваркой по контуру (рис. 5.6, б) и встроенных досок (рис. 5.6, в) коэффициент К определяется по рис. 5.7 (кривая 1) в зависимости от отношения S S„. Здесь S — толщина стенки цилиндрической обечайки в месте ее соединения с трубной доской. Коэффициент прочности Ч' =- С, — C d t, где t и d — шаг и диаметр отверстий в трубной доске. Обычно d = (1,01 —:

1 02) dт,р.н и t =- (1,3 —:1,4)d,. при

развальцовке труб и t =-- 1,25d,р „— npu сварке; d,р „— наружный диаметр труб. постоянные С, и C принимаются в зависимости и от способа разбивки отверстий:

Способ разбивки по треугольникам по квадратам

с, с

0,935 0,65
0,975 0,68

[1 '" (5 11)

(К"т, д.в) ', Кг(т.д.в

Здесь [o', .1 — допускаемое напряжение для материала анкерной связи, Па; f,, — площадь поперечного се-При использовании рис. 5.7 приходится предварительно оценивать значение S, , которое затем уточняется по формуле (5.10).

Для разгрузки трубных досок от действующего на них одностороннего давления среды или разности давлений применяются анкерные связи трубной доски с крышкой водяной камеры или плавающей головки. Для лучшего использования анкерных связей их принято нагружать до предельно допустимого растягивающего напряжения [о,, „,1.

Толщина трубной доски в этом случае определяется по формуле

S, „=0,393Kd, „-,„x

-- 81 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

чения одной анкерной связи, мм'-': и,, — количество анкерных связей; d„, — диаметр окружности центров расположения анкерных связей, мм: редомендуется d„, -- 10,45 —:0,55) d,, „. Коэффициент К =а,- „d„-, в определяется по рис. 5.7 в зависимости от отношения S, ST „и параметра П =-: n, Q,, (2л)Ин); d,. „-- диаметр условной окружности, на которой радиальный изгибающий момент в трубной доске переходит через нуль

(dх,о ( ыт.:(, в)

Q,, = О,.„, в в '„,. ПРЕДСТавыfer СО- бой предельное усилие на одну анкерную связь; о,,, = 1,5 [а,, I-- предел текучести матер)гала анкерной связи. М,, = 1,08 () о,, н .Ь-'-;, 4 — предельно допустимое значение момента. воспринимаемого трубной доской; а,. „„. = 1,5 [а,,l — предел текучести материала трубнои доски.

При наличии только одной анкерной связи (иа, = 1) ее устанавли- ВаЮТ В ЦС)ГГРС ДОСКИ, ТОГДа дн, = О ii формула (5.11) упрощается. Если а формуле (5.11) величина под корнем в квадратной скобке получается отрицательной, это означает большой запас по сечен ик) и количеству анкерных связей. В этом случае толщина трубной доски назначается конструктивно или из других соображений. Так, например, из условия надежной развальцовки труб м)уникальная толщина трубной доски должна составлять S, = 5 - 0125 б( мм.

Анкерные связи обычно применяются в тех случая.;, когда давление в трубах больше давления в между- трубном пространстве, а жесткосTb крышки теплообменника значительно превыи)ает жесткость .)ручной доски. (.носо(1ы соедин()н1) я анкерных связей с грудной доской и с крышкой п(мазаны на рис. 5.8.

При расчетах на прочность тропой cПcT(мы 'r(плooбмеrrrfиl'oы с и 7А- ва)ощ( й головкой дополнительно к расчету трубных досок производится проверка материала труб на допустимогo нагрузку P". Если давление среды действует вн утр и труо li водяных камер, трубы буду) растянуты и 1ои~-5

l

Щ

г

(

P Пi;) 8 (.ii()('()()I)I C()t' II! I!('III )f;II! h(r)HI)IХ

(вяз 'П c груоион to(кой и критик()й

tt;t f)t'зьt)t и с;)аснорнон грt ( л.н) и нрава;)ко 1 h i j t ttii()П tech(h l Cit ltd) hch)на (кова Э — ) i)i10гнсннi'; .( . к;)и:нка: ) - 'iксpн'l)t связь: .) раснорна-i т;)(бi h. 6 трt зная доска

стимая нагрузка на них oi,ределится как минимальная из,двуx условий.

Первое условие — недопущение предела текучести для материала труб при растяжении:

P" — растягивающее убили(., приходящееся на одну трубу, Н:

=1,5 [о,р] — '(()зр „--d; в). [5.12)

4

1' 1(.' t ((и -- i! '1014(IДЬ КО 71)лЕВОГО ПопеРечного сечениЯ тРУбы, мв; агр в в и [а р[-1iPe1e7тскУчсстиП допУскасмое напряжение для материала труо, Па,

Второеус .л t) в II е -- прочзакр('17cl('II II H труо 13 гр оной 1ocI(e:

P' = ' d-',. н,)) (: И,, „. 15.13)

гд( .-1 = 12,,5 — э )пири кtt!I'IIII 10эффигн)епт для труб, развальцованных в огверези))х. ii Л 23 для трубок, ;)риваренны. к трудным доскам.

Гс.1и дав.l(.'и Пt' cpe.)ы дейс гвм("..' со стороны междутрубного пространства, -.руоы буду, сжаты и при о:)реде1ен)iи допускаемой II(II'р~ зки P' дополн)1- ".ельно к i слов;.ям 15.12) и 15.13) ввод)ггся еще условие него)ср)1 устойчивости ог де))с)'вия продолы)ои силы:

P' = —" д.а-'... p ( 4л-' F,, /,, l.'-'. i 5.141

л)

-- 82 --

Здесь Е» модуль упругости материала трубы, Па; I,р — экваториальный момент инерции поперечного сечения трубы, м', L — длина трубы, м, В левую часть формул (5.12) и (5.13), так же как и в формулу (5.14), в этом случае надо вместо d' подставлять dup „, а в качестве о„„использовать значение предела текучести материала труб на сжатие. Если дополнительное условие проверки не удовлетворяется, необходимо увеличить толщину стенки труб.

В теплообменниках жесткого типа помимо нагрузки от давления среды необходимо учитывать нагрузку, связанную с разностью температурных удлинений труб и цилиндрической части корпуса теплообменника. При расчете этого воздействия условно принимается, что при монтажной температуре 20 С дополнительные напряжения в корпусе и в трубах отсутствуют. При независимом свободном температурном удлинении труб и корпуса возникающая разность температурных удлинений вызвана как разностыо температур этих деталей, так и разницей коэффициентов их температурного удлинения.

Если трубки удлиняются больше, чем корпус, в них при совместной деформации возникают дополнительные сжимающие напряжения, если меньше — растягивающие. Из уравнения равновесия системы «трубы — трубные доски — корпус» и уравнения совместности их деформаций, пренебрегая прогибом трубных досок, можно получить формулу для расчета продольного усилия Q в трубах, Н, вызванного разностью температурных удлинений труб и корпуса:

~Стр Стр ал t„) ~-'тр F тр E„F~

~[= з

стр Ftp ~к For

(5.15)

где tcр и t„. — средние температуры труб и корпуса теплообменника, 'С; п р и а„. — коэффициенты температурного удлинения материалов труб и корпуса, С ', Е, р и Е„— модули упругости материалов труб и корпуса, 82

Па; F,„и I', — площади поперечных сечений всех труб и корпуса, В"-.

оздействие трубок на трубную доску можно приближенно интерпретировать как дополн ительное давлен ие р', Па, распределив это воздействие равномерно по всей площади трубной доски.

p' = 4Q, 'пс(,', „. (5. 16)

Другая составляющая давления на трубные доски связана с воздействием давления среды. В отличие от температурного воздействия, при котором возникающие в трубах и в корпусе усилия и напряжения противоположны по знаку (при растяжении труб корпус сжат, и наоборот), здесь усилия и напряжения, возникающие в корпусе и в трубах, имеют одинаковый знак растяжения. Но суммарное растягивающее усилие в трубах и в корпусе теплообменника Р~ подсчитывается в зависимости о~ того, где находится рабочая среда с избыточным давлением р. Если среда находится внутри труб, тогда Р~ -= pnf,р „, если в межтрубном пространстве, тогда P) = — p (л/4d,'„, — nf, „). Если межтрубное пространство теплообменника находится под вакуумом, а внутри труб избыточное давление, тогда в качестве расчетного давления р следует принимать избыточное давление во внутритрубном и межтрубном пространстве. Соотношен ие между усилиями в корпусе и в трубах и в этом случае может быть определено из рассмотрения уравнений равновесия и совместности деформаций системы:

Р~,1 (F,„Е,р) = Р„((F„. Е„), где Р~р и P„— усилия, действующие в трубах и в корпусе теплообменника от приложенного давления во внутритрубном или в межтрубном просто ан ствах . Отсюда

Pг =Р~ ~Р тР (5 17)

стр Ftp +Fк Fg

где Р~ = P„+ P„— суммарное усилие в трубах и корпусе.

Также, как и в случае температурного воздействия, воздействие давле-

-- 83 --

Лт- "и7
1

1

~l za 1 1

2а .'
)
)

'so

~"= с .

1

I
i

/
I
I

ВВ

70

Тао

дВа

1

ния среды передается через трубы на трубную доску и оно может быть условно заменено некоторым давлением на трубные доски рп, действующим из внутритруоного пространства, которое может быть подсчитано но форме лр

р" =4Р",, лс(,'-',,, (5.18)

Суммарное воздействие груб на трубные доски в виде некоторого условного давления р получается алгебраическим суммированием ри и р', ири этом возможны следующие случаи:

а) если t,р0', р ) (на,, то р' ) О: б) если t,pа„„( t„n„, то р1 ( 0:

) Ipl10I

г) IP'I ( 1Р'I

Таким образом, р,- =- p)' +- р' может быть положительным или отрицательным. Расчет толщины трубных досок в таком случае должен произвол)пься по формуле

S,, =0,39ЗКс(,, „х

1 [ ' 4 и/

,r )!

~(IST-.~1 1, т гз в

(5.19) Здесь К — — коэффициент, учитывающий способ закрепления трубной доски в корпусе теплообменника: если трубная доска закрепляется между фланцами, К = 1; для приварных досок величина К должна определяться ))o рис. 5.9.

В формулу (5.19) при давлении среды со сз ороны междутрубного пространства вместо f надо подставлять

и при давлении внутри труб- С учетом знака воздействия на трубную доску р, должно подставляться в формулу (5.19).

После расчета толщины трубных досок здесь, как и для теплообменни-

а,В

07

П,В

() П,~ В,В S/В,,

Рис. 5.9. График зависимости коэффициента К в формуле (5.19) от отношения SIS, „и от параметра П =иР"((2оМ,) Здесь P" --- допустимая нагрузка на труб. ку, определял мая как наимсныпая величина по формулам (5.12) — (5.14), и -- количество трубок; (i. — - предельно допустимое значение момента, воспринимаемого трубной доской (см пояснение к формуле

( 5.1 1)]

ков с плавающей головкой, )требуется проверка труб на величину допускаемой нагрузки Р"" по формулам (5.12)— (5.14). Для теплообменников жесткой конструкции необходима также проверка допустимости напряжений, возникающих в корпусе:

о,. =Р,, F...

(5.20)

где ри — рук ~- @ — осевое усилие в корпусе, равное алгебраической сумме усилий от разности температурных удлинений по формуле (5.15) и от дав ления рабочей среды, равного

Р'1,' .' " p„(5.21 )

~.к ~ и ~.тп ~гп

Если о„. ) [о, I, необходима установка линзового компенсатора.

ГЛАВА ШЕСТАЯ
ТРУБОПРОВОДЫ ТЕПЛОВЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

6.1. КАТЕГОРИИ, МАТЕРИАЛ И СОРТАМЕНТ ТРУБОПРОВОДОВ

Трубопроводы в соответствии с правилами Госгортехнадзора СССР подразделяются на четыре категории

в порядке убыва)ощих параметров. Трубопроводы перегретого пара первой категории изготовляются из бесшовных высококачественных стальных пруб по особым техническим условиям. Трубопроводы остальных ка- вз

-- 84 --

тегорий можно изготовлять из стандартных бесшовных и сварных труб.

При выборе трубопроводов пользуются понятиями рабочего, условного и пробного давлений.

Рабочее давление р,.;„ МПа, — наивысшее давление, при котором допускается работа трубопровода и его деталей при рабочей температуре среды.

Понятие условногода вл енияр,. в основном связано с арматурой и с фасонными элементами трубопроводов (фланцы, тройники, корпуса арматуры и др.), при конструировании которых целесообразно максимально l'HифПцироBать детали, чтобы они могли быть использованы для различных изделий и для различных условий работы. Условное давление характеризует ступени прочности различных видов трубопроводных изделий и служит основой для их стандартизации, для выбора материала и конструкций изделий в зависимости от параметров среды.

ГОСТ 356-80 предусматривает разделение трубопроводных сталей на 9 групп, каждая из которых имеет свою градацию температурных ступеней в соответствии с механическими свойствами при различных температурах. Для арматуры при первой, наиболее низкой ступени температур ( ( 200 =С) рабочее давление равно условному. При более высоких температурах значения рабочих давлений ниже условного. ГОСТ установлен следующий ряд значений условных давлений (10-' Па): 1; 1,6; 2,5: 4; 6,3;

10; 16; 25; 40; 63; 100; 125; 160; 200;

250; 320; 400; 500; 630; 800; 1000; l600 и 2500.

Пробным давлением р„„называется давление, при котором производится гидравлическое испытание арматуры на прочность на заводе-изготовителе. Давление принимается в зависимости от значения условного давления:

р~, 1():) Па 2,5 — 200

р„р....... 2.10" Па 1,5 р.

Паропроводы первой категории на температуру до 450 С и на давление до 4 МПа и питательные трубопрово-114

ды на давление не выше 18,5 МПа изготовляются из стали 20. Для питательных трубопроводов на давление выше 18,5 МГ1а применяется кремне- марганцовистая сталь 16ГС. Паропроводы на температуру до 560 С и давление до 14 МПа можно изготовлять из теплоустойчивой низколегированной перлитной стали марки 12Х1МФ, а при более высоком давлении (до 25,5 МПа) переходят на сталь 15Х1М1Ф. Стали аустенитного класса для паропроводов (12Х18Н12Т, 09Х14Н19В2БР и др.) соответствуют начальным температурам пара 600- 650 'С.

При предварительном подборе проходного сечения труб используется приближенное округленное значение внутреннего диаметра d,, называемое условным проходом, наиболее употребительные значения которого для станционных трубопроводов, арматуры и соединительных частей регламентированы СТ СЭВ 254-76, мм: 50;

65; 80; 100; 150; 200; 250; 300: 350; 400; 500; 600; 800; 1000; 1200;

1400; 1600; 2000. Эти проходы называются условными потому, что действительное значение внутреннего диаметра d, труб, изготовленных на данный условный проход, будет различно при разных значениях толщины стенки трубы, определяемой расчетом на прочность (на внутреннее давление).

Номенклатура выпускаемых промышленностью труб характеризуется наружным диаметром d„, наиболее употребительными значениями которого для станционных трубопроводов являются 133, 159, 168, 194, 219, 245, 273, 325, 377, 426, 450; 480; 500;

530; 560; 600; 630; 720 и 820 мм.

Заводы изготовляют трубы длиной не более 8 — 12 м, определяющейся условиями изготовления и транспорта. При монтаже трубопроводов прямые участки и гибы труб соединяют между собой стыковой электро-250 — 400 500 (100 — 1000 1,4 ру 1,3 р; 1,25 р„

сваркой. По прочности сварной шов при качественном выполнении почти одинаков с целой трубой.

-- 85 --

Работоспособность сварных соединений в значительной степени зависит от правильно выбранной конструкции шва, от качества обработки кромок и сборки деталей под сварку. Форма и конструктивные размеры подготовленных под стыковую сварку кромок зависят от способа сварки и толщины стенки труб.

Качество электродуговой сварки в значительной степени зависит от правильного выбора марки электродов и вида их покрытия. Покрытие предназначено для ионизации газов и стабилизации горения дуги, а также для защиты расплавленного металла от кислорода и азота воздуха.

Большинство теплоустойчивых перлитных сталей проявляет при сварке без предварительного подогрева склонность к образованию трещин, обусловленных сварочными напряжениями и структурными превращениями. Для предотвращения этих явлений при сварке применяются предварительный и еопутетвуюи1ий подогревы, температура которых выбирается в пределах 150 — 400 'С в зависимости от марки стали и толщины свариваемых деталей.

Сварные соединения толстостенных труб из сталей 20 и 16ГС подвергаются после выполнения сварного стыка термообработке для снятия остаточных сварочных напряжений с температурой нагрева 650 —— 680 "С.

Сварные соединения труб из сталей 12Х1МФ и 15Х1М1Ф, как правило, после сварки имеют низкие пластические и высокие прочностные свойства (закалочную структуру). Такие сварные соединения не удовлетворяют требованиям Госгортехнадзора СССР при испытании на угол загиба и ударную вязкость и имеют чрезмерно высокую твердость. Это может быть причиной образования трещин в шве и в околошовной зоне. Вероятность образования трещин возрастает с увеличением толщины стенки, так как возрастают остаточные сварочные напряжения. Для их снятия и улучшения свойств металла шва и околошовной зоньь повышения пластичности и

получения стабильной структуры применяется термообработка в виде высокотемпературного отпуска — нагрева до 710—740 С.

Для контроля качества сварки ПрименяеТСя ряд МеТОдОВ. (:Вари;.:. соединения до эксплуатации подвергаются просвечиванию излучением и проверке ультразвуком. Для выявления поверхностных трещин в сварных стыках применяются цветная де фектоскопия, магнитография и травление.

6.2. РАСЧЕТ ТРУБОПРОВОДОВ
НА ПРОЧНОСТЬ

Трубопроводы ТЭС и их детали воспринимает избыточное внутреннее давление. K напряжениям, вызванным давлением, добавляются термические напряжения от разности температур по толщине стенки и по окружности трубы. от самокомпенсации температурных удлинений трубопровода, от весовой нагрузки и др.

Расчет трубопроводов н а Il точность производится в соответствии с упоминавшимся выше ОСТ 108.031, 02-75. Прочносгь трубопровода, как и корпусов теплообменников, оценивается по несущей способности (по предельной нагрузке). Метод расчета по предельны.я нигрузнил допустим для пластичных материалов, и 'oT0- рыч относятся и трубопроводные стали, и позволяет уменьшить металлоемкость трубопроводов.

В качестве основной нагрузки при расчетах трубопроводов принято давление раоочси среды. 3ополиительные внепгнис нагрузки, действующие постоянно (от самокомпенсации температурный удлинений и от собственного веса трубопровода), учитываются дополнительным расчетом, имеющим характер поверочного расчета. Напряжения от температурной неравномерности, возникающие в стенке трубопровода в переходных температурных режимах и отсутствующие в стационарных режимах эксплуатации, нормами расчета на прочность не учитываются и регламентом ются режимными мероприятиями.

ЯБ

-- 86 --

Номинальная толщина стенки трубопровода из расчета на внутреннее давление должна быть не менее определенной по формуле (5.1) или по выражению

— — С. (6.1)
2(~ [о1-1- p

Здесь p — расчетное (раоочее) давление среды, МПа; d„— — наружный диаметр трубы, мм; (г — коэффициент прочности при ослаблении трубы сварным швом, приведенный и продольному направлению (в большинстве случаев для Tрубопроводcв ТЭС используются цельнотянутые бесшовные стальные трубы, для которых (r =- 1); 5 и С — толщина стенки и минусовый допуск на ее изготовление, мм.

Номинальное допускаемое напряжение [о], МПа, принимается для стали соответствующей марки в зависимости от расчетной температуры равным наименьшему значению, получаемому в результате деления на запас прочности соответствующей характеристики прочности металла при одноосном растяжении.

В качестве расчетных характеристик прочности металла принимают временное сопротивление разрыву при температуре 20 'С ((т~в'), условный предел текучести при расчетной температуре (о,',), условный предел длительной прочности при расчетной температуре, соответствующий разрушению через 10' ч (о' „(о;), и условный предел ползучести при расчетной температуре, соответствующий деформации 1 " за 10' ч (о(.(о').

Для углеродистой стали при температуре ( 400 С и для легированной при t ( 450 'С значение [a] принимается как наименьшее из двух значений: ов" 2,6 и о„','1,5. Для углеродистой стали при t) 400'С и легированной при t) 450 С значение [(т] принимается как меньшее из трех значений: 0„/1,5; од, ( о;, 1,5 и (

о( . (о 1,0.

Формула (6.1) пригодна при соблюдении условия (5 — С) d„( 0,25, что удовлетворяется при принятых 86

о„= pd,i'2$(r.

(6.2)

в настоящее время на ТЭС давлениях свежего пара и питательной воды. Прибавка С определяется таким же способом, как это было описано в комментариях к формуле (5.1).

После выбора основного размера- толщины стенки трубопровода — производится поверочный расчет на действие дополнительных нагрузок — изгибающих моментов, осевых усилий и крутящих моментов от весовых нагрузок и самокомпенсации. Последние определяются специальными расчетами. которые будут описаны ниже.

Все расчеты трубопроводов на прочность проектными организациями энергетического профиля выполняются в настоящее время с помощью ЭВМ по специальным программам. Наиболее широко используются программы АТЭГ1 и НПО ЦКТИ, позволяющие учитывать совместно сложный комплекс нагружающих факторов: внутреннее давление, самокомпенсацию температурных удлинений трубопровода, весовую и внешнюю нагрузки, податливость пружинных опор и подвесок, температурную неравномерность в окружном направлении трубопровода на горизонтальных участках. От инженера требуется знание существа расчетных методов и умение в необходимых случаях выполнить хотя бы упрощенную проверку результатов, выдаваемых ЭВМ. Поэтому для обеспечения сознательного отношения будущих инженеров к прочностным расчетам трубопроводов с помощью ЭВМ по готовым программам целесообразно ознакомление с некоторыми методами их безмашинных расчетов.

Поверочны й расчет трубо п ровода и а прочность производится с учетом внутреннего давления как основного нагружающего фактора сначала на дополнительное воздействие усилий и моментов, вызываемых весовыми нагрузками, а затем на совместное действие весовых нагрузок и самокомпенсации температурных удлинений.

Среднее окружное напряжение от действия внутреннего давления, МПа, определяется по формуле

-- 87 --

Здесь ~р — коэффициент прочности продольного сварного шва (для бесшовных цельнотянутых труб гр = 1).

Суммарное среднее осевое напряжение от действия внутреннего давления, осевой силы и изгибающего момента

o,=o ~o~+ 0,8o„. (6.3)

Входящие в эту формулу величины расшифровываются дальнейшим текстом.

Среднее осевое напряжение от действия внутреннего давления

о„' . (6.4)

ф2

4 (d~+S) S(p

Эта формула получена с использованием приближенного выражения для площади кольцевого сечения трубы как произведения длины его средней окружности и толщины стенки. Входящий в формулу коэффициент ~р является коэффициентом прочности поперечного сварного шва и должен выбираться в соответствии с рекомендациями ОСТ 108.031.02-75. Его значение зависит от вида сварного соединения, способа сварки, марки стали и расчетной температуры металла и изменяется в пределах оз = 0,7 —: 1,0. Усиление шва в величине коэффициента прочности rp не учитывается.

Среднее осевое напряжение от действия осевого усилия

ор =Q/'fV 10'. (6.5) Здесь f — площадь поперечного сечения стенки трубы, м', Q — продольное усилие, Н; ср — коэффициент прочности поперечного сварного шва (при сжатии cp = 1,0).

Осевое напряжение от действия изгибающего момента

o„= М„/(p„ lV 10'. (6.6) Здесь М „— наибольший изгибающий момент, действующий в трубопроводе, Н м; 'й" — момент сопротивления поперечного сечения трубы, м'; ~р„ — коэффициент прочности поперечного сварного шва при изгибе, зависящий от технологии изготовления

труб (катаные, механически обработанные), от марки стали и от расчетной температуры металла, измен яющийся в пределах 0,6 — 0,9,

Касательное напряжение ~, МПа, от скручивания трубопровода

т = Мк/2N' 10', (6.7)

где М„— крутящий момент, Н м.

При определении напряжений от действия весовых нагрузок в формулы (6.5) — (6.7) подставляются усилия Q' и моменты М'„, М'„только от весовой нагрузки, а при определении напряжений от действия весовых нагрузок и самокомпенсации в формулы подставляются суммарные усилия Q' .+ Q'" и моменты (М,', 1 М'„), (М„' + .1 1„'"), получаемые путем алгебраического суммирования.

Главные нормальные напряжения определяются после этого по формулам

о,=-0,5 [о„+о,+ -', - ]/ (о, — о,) 2 + 4т' ]; (6.8)

о =0,5 [о~+о

— 1' (о„— а,)' + 4т2 ]; (6.9)

о, =а„. (6.10)

Для обеспечения условия o ) ) o ) о, индексы при обозначениях главных напряжений окончательно устанавливаются после определения их численных значений.

Эквивалентные напряжения о, для расчетного сечения трубопровода в соответствии с гипотезой максимальных касательных напряжений принимаются равными:

о, = а — о,. (6.11)

Эквивалентные напряжения в трубопроводах от действия внутреннего давления и весовой нагрузки о, "и от действия внутреннего давления, весовой нагрузки и самоком сенсации

в.ск

о, должны удовлетворять усло-

-- 88 --

виям

о, "( 1,1 [о]; (6.12)

aв." ( 1 5 [o] (6 13)

Если эти условия не выполняются, следует осуществить конструктивные мероприятия, снижающие эквивалентные напряжения от действия всех нагрузок до допустимого предела.

6.3. ОПОРЫ ТРУБОПРОВОДОВ И РАСЧЕТ
НА ВЕСОВУЮ НАГРУЗКУ

<!-- картинка -->

б

3-

Трубопроводные трассы могут иметь сложную конфигурацию, закрепляются на каркасе и металлоконструкциях главного здания с помощью опор и подвесок различного типа, назначение которых- воспринимать весовую нагрузку трубопровода и одновременно обеспечивать свободу его температурных деформаций при прогреве и при остывании.

В зависимости от назначения опоры подразделяются на четыре конструктивных типа: неподвижные (или мертвые), направляющие (скользящие, роликовые или шариковые), же- У = (l I [ ф

сткие подвески и пружинны подвески и опоры.

Неподвижные опо ры (рис. 6.1, а) не допускают ни линейных, ни угловых перемещений закрепленного сечения. Для установки опор разбивают трассу на участки, самостоятельные по компенсации температурных расширений и помимо весовой нагрузки воспринимающие усилия и моменты от самокомпенсации. Обычно неподвижные опоры устанавливают на концах трасс, например на паропроводах острого пара — у выходного коллектора пароперегревателя котла и у стопорного клапана турбины, но иногда применяют неподвижные опоры и в других промежу. точных точках трасс, а также на концах ответвлений, у клапанов 11СБУ.

Направляющие опоры (рис. 6.1, б) обеспечивают перемещение соответствующего сечения ~трубопровода только в одном линейном направлении — обычно в горизонтальном — — и вдоль оси трубы. Для уменьшения трения и продольной реакции при температурном перемещении трубопровода направляющие опоры

1
1
и
JI

'1

(

11

II

и

r"

Ф

II

1
C

J

1 °

~%

У %

Ф

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Рис. 6.1. Типовые конструкции опор для трубопроводон:

а — неподвижная (мертвая) опора; б — направляющая роликовая опора, I — ло ке: 3 — хомут; 4 — упор; 5- опорный лист; 6-- обойма: 7 — ролик

2 — корпус:

-- 89 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1~

<!-- картинка -->

Рис. 6.2. Подвески трубопроводов:
жесткая подвеска; б - пружинная подвеска с одной liLпыo и с одной пружиной в пепи; I
хомут; 2 проушина; В. тяга; 4 направляющая тарелка; '- траверса;
6 — пружина; 7.— рым

выполняются роликовыми или шари-ковыми.

Направляющие опоры обычно устанавливаются на одном прямолинейном ropизонтальном участке с неподвижной опорой, где температурное перемещение трубопровода направлено вдоль оси трубы и где вертикальное температурное перемещение практически отсутствует.

7Кестк ие подвески (рис. 6.2, и) применяются в тех случаях, когда соответствующее сечение трубопровода имеет нулевое по расчету вертикальное температурное перемещение, но должно иметь свободу

перемещений во всех направлениях горизонтальной плоскости.

Пружинные креплен и s» трубопроводов должны обеспечивать свободу температурных перемещен и й соответствующих точек трасс во всех направлениях. Крепления подразделяются на пружинные подвески (рис. 6.2, o) и пружинные опоры. В первом случае пружины располагаются выше оси трубопровода, во втором -- ниже. Иногда по местным условиям приходится применять конструкции пружинных подвесок, где часть пружин располагают выше, а часть — ниже оси трубопровода.

-- 90 --

Пружинные подвески должны иметь достаточно длинные тяги для обеспечения свободы горизонтальных перемещений соответствующих точек трасс.

Минимальная длина 1яги зависит от величины горизонтального перемещения точки крепления трубопровода, а максимальная определяется, как правило, компоновочными возможностями.

Для пружинных подвесок и опор применяют цилиндрические винтовые пружины, работающие на кручение.

Основной характеристикой пру-

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1

1

1 1

1

1

1

1 )

1

1

1 ' 1

1 (
1
1

1 1 1

ЙI Й

(д. ' 1

<!-- картинка -->

Рис. 6.3. Пружинная подвеска на вертикальном участке трубопровода с двумя цепями пружин и с тремя последовательными пружинами в каждой цепи:

/ — хомут; 2. - ушко; 3 — траверса; 4 — apy кина;

5 — направляющая тарелка; б . тяга; 7 упор 90

жины является ее жесткость С, Н м:

С = Р|'А (6.14)

8 (D — d)'п '

где Р — нагрузка, Н; Х, — прогиб вдоль оси пружины, мм; Е и G =- = — Е'12 (1 -l- v)1 — модули упругости и сдвига пружинной стали; d -- диаметр прутка, мм; D — наружный диаметр пружины, мм; п — число рабочих витков; ъ — коэффициент Пуассона.

Пружины для опор и подвесок трубопроводов стандартизованы (ОСТ 764.04-78), различаются по допустимой нагрузке Рмак,, и подразделяются на две группы (70 и 140 мм) по максимальному прогибу

Обычно пружины выбирают и регулируют таким образом, чтобы в рабочем состоянии трубопровода их деформация не превышала 0,7 г.к!ак, а нагрузка была не более 0,7Р„ик, Если вертикальное температурное перемещение данной точки трассы превышает 0,7л„.„„,, устанавливают две и более пружин в цепи. Если нагрузка на опору 11превышает 0,7P„,.„1... устанавливают две и более параллельных цепей пружин. Последовательное включение пружин в цепи понижает жесткость опоры пропорционально количеству последовательных пружин, при этом во столько же раз увеличивается допускаемое вертикальное перемещение трубопровода в точке опоры. параллельное включение пружинных цепей повышает жесткость и грузоподъемность опоры пропорционально числу цепей. На рис. 6.;3 приведена пружинная подвеска с двумя цепями пружин и с тремя последовательными пружинами в каждой цепи.

Г1ри температурных перемещениях паропроводных трасс, вызываемых самокомпенсацией их температурных удлинений, реакции опор и подвесок изменяются пропорционально вертиxaльным температурным перемещениям. Поэтому расчеты трубопроводов на весовую нагрузку должны выполняться совместно с их расчетами на самокомпенсацию с учетом податли-

-- 91 --

вости опор и подвесок. Такие совместные расчеты сложны и могут выполняться только на ЭВМ но специальным программам.

Рассмотрим методику упрощенноr0 безмашинного расчета неразветвленного пространственного трубопровода на весовую нагрузку, разработанную МЭИ. В этой методике использован известный из курсов сопротивления материалов метод сил. Трасса, подлежащая расчету на весовую нагрузку, обычно имеет на обоих концах А и Б жесткое закрепление и нагружена направленной вниз равномерно распределенной весовой нагрузкой q, Н.м, включающей вес металла трубопровода и его тепловой изоляции. Иногда дополнительно учитывается вес заполняющей трубопровод среды. В промежуточных точках к трубопроводу приложены сосредоточенные силы — реакции опор и подвесок, обычно направленные вверх.

В этом виде трасса представляет собой для расчета шестикратно статически неопределимую систему. Неизвестными в ней являются три составляющих реакции по направлениям координатных осей прямоугольной ортогональной системы и три составляющих реактивных момента в трех ортогональных плоскостях в одной из неподвижных концевых опор (например, в опоре Б). До начала расчета такой пространственной трассы на весовую нагрузку ее можно преобразовать и, приняв некоторые допущения, привести задачу к трехкратно статически неопределимой системе. Это преобразование расчетной трассы показано на рис. 6.4. Дуговые элементы трассы (гибы) условно заменяются жесткими прямыми углами. Наклонные относительно координатных осей участки условно заменяются парами участков, ориентированных вдоль координатных осей прямоугольной системы координат. Далее трасса проецируется на горизонтальную плоскость, чтобы избавиться от вертикальных участков. Действие вертикальных участков на трассу заменяется действием сосредоточенных сил, включающих как собственный вес вер-тикальных участков, так и приложенные к ним реакции соответствующих опор и подвесок, имеющихся на вертикальных участках.

Возможность такого преобразования реальной пространственной трассы в расчетную плоскую оправдывается тем, что вертикальные участки не добавляют в трассу новых изгибающих и крутящих моментов от весовой нагрузки, а выполняют лишь функцию передатчиков весовых моментов от одного горизонтального участка к другому. По оценке все эти допущения вносят в данную методику расчета моментов и напряжений от весовой нагрузки погрешность не оопее 10 оо.

Дополнительное упрощение расчетов неразветвленной трассы на весовую нагрузку достигается принятием равными нулю обеих горизонтальных составляющих реакций крайних неподвижных опор. Приравниваются нулю и моменты в крайних неподвижных опорах, действующие в горизонтальной плоскости.

В результате решение задачи сводится к определению трех неизвестных: вертикальной реакции Х, и реактивных моментов Х. и Х., в условно раскрепляемой неподвижной опоре Б, действующих в вертикальных плоскостях проекций.

На рис. 6.4, а изображен а пространственная грасса трубопровода, подлежащая расчету на весовую нагрузку. Через 1а, 1б, 1в, 2а, 2б обозначены ее промежуточные опоры. В данной трассе имеется только один вертикальный участок высотой h На рис. 6.4, о изображена эквивалентная плоская трасса, у которой влияние отброшенного вертикального участка заменено его весом qh, который вычитается из направленной вверх реакции S,)(, имевшейся на вертикальном участке опоры. Реакции остальных промежуточных опор обозначены через S„, S,ir,

На рис. 6.4, в показана окончательная расчетная плоская схема трассы для весовой нагрузки. Здесь реакция Я,о — — S3~ — qh Расчетная схема состоит из чередующихся по

-- 92 --

направлениям участков, ориентированных вдоль горизонтальных осей Х и Z. Начало координат совмещено с левым концом трассы, а нумерация участков и их элементов начинается с правого условно раскрепляемого конца и ведется в сторону начала координат в порядке алфавита и возрастающих номеров. Координатные

оси располагаются так, чтобы все нечетные участки были ориентированы по оси 7, а все четные — по оси Х. Ось V направлена вверх. Направления действий реакции Х, и реактивных моментов Л и Хз в условно раскрепляемой неподвижной опоре Б, принятые в качестве положительных, указаны на рис. 6.4, в.

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1
l

Е
14S

у
т т,
l4r j
"48 "4б ' ь4а
1

4f
х
$3a
г н
33
I

]
44

и

а)

$1а ь Б~

ч

$20 $2F $2a

К2 Х3

х...,

т

Н

$4в б $,а $+а

.:/1 1

$3а

<!-- картинка -->

$28 $213 $2а

х

$3а

$33

$за

А и

Z $3g
$ь8 $43 $чд

4

4

l

1М1Шу1у'

в)

Рис 6.4. 11преобразование реяльиои схемы пространственного неразветвленного труоо
провода H расчетного схему для определения моментов от весовой нагрузки;
и ис..олная пространственная трасса тр)бопровода с I!p3HHHнн IHH иолв«скажи и с ~уi овыми
ал«лентами (гибамин о — условная н.изская схема трассы со спрямленными луговыми з.~ементами
и с заменой ьи Ртикальнык 1 участков сосредоточенным весовыми нагрузками qhi; а расчетная
плоская с,сма -,'IIа««I»' с окончательным обозначением всех реакции; 5', -„=$3- — qh. р«з)льпируко

:IG ° О
нгая расч тная реакl!HR в месте радио.HI,H«HHH на исконной трассе вертикальHOГO у'I lстHH высо
тив h

-- 93 --

<!-- картинка -->

m=n m
l

+ — ) 1 М;„М,„dl; (6.16)
GI .,1
р,,1

m =- 1

(М „-',- М,Д) M;„dl-,'—

o

1

m=n m

{Мак г Мбк)
GI

/л=1 3

Х M;„dl. (6,17) Здесь 1 =- л/64 (d'„— У,), 1 = 21- экваториальный и полярный моменты инерции поперечного сечения трубы; индексом «и» обозначены изгибающие, а индексом «к» — крутящие моменты; индекс д присвоен моменту от распределенной весовой нагрузки q; индекс s — моменту от сосредоточенных реакций S;I; М (с чертой наверху) соответствует моментам от единичных сил или моментов, приложенных в условно раскрепляемом конце Б трассы; и — текущий номер элемента трассы между соседними сосредоточенными силами; и — общее число элементов на всех участках трассы; I„— длина текущего элемента трассы.

Под участком трассы понимается каждый ее отрезок, параллельный од-Для расчета значений этих реакций служит система канонических уравнений метода сил:

621 Х1 + 622 Х2 + 623 Х3 ~2p = 01

(6.15)

Физическая сущность этих уравнений представляет собой условие равенства нулю вертикального перемещения и поворота в двух ортогональных плоскостях конца трубопровода в точке расположения условно раскрепляемой опоры Б. Для их решения используется интеграл Мора в двух его вариантах:

t

m=-л m

б; = — ~ I я„,м„d/

I' I

m — 1

ной из горизонтальных осей координат и ограниченный концами участков другого горизонтального направления или концами трассы. Каждый участок разбивается на элементы, границами которых являются точки приложения сосредоточенных сил. Например, расчетная схема трассы на рис. 6.4, в имеет четыре участка, а каждый участок содержит четыре элемента.

В результате интегрирования по формуле (6.16) для коэффициентов б;; получены выражения следующего вида:

6;=- +.1л[Ац+(1 ' Y)В 1 (618)

Здесь для 6„и = 3, для 622 и 633

и =- 1, а для 612 =- К1 и ~13 =-- 631

и = 2. Перед выражением для б1 = — 621 должен быть знак минус, а перед остальными — плюс. о23 =

— 6 32 — О.

В формуле (6 18) А;; и В;;— некоторые безразмерные численные коэффициенты, выражающиеся через относительные длины участков, например для трассы, состоящей из четырех участков, один из них имеет вид

/

3 ' ~-nз(а)л а

(„)п а2 ~ а4

ал

~ а, (а,i" {аа., + — '), /б. ii

/

1 11~L~ а2 ~2 ~1 а3 ~3'~'~ а4 = l4//- б1 l2 l3 14 д'1и"ы участков; L — общая длина проекции трассы на горизонтальную плоскость.

Для учета в расчетах расположения участков относительно направлений координатных осей вводится понятие об их ориентации с присвоением соответствующего знака. Принято считать за положительное н управление ориентации такое, когда по пути обхода трассы в направлении возрастания номеров участков движение в пределах рассматриваемого участка происходит против направления соответствующей координатной

-- 94 --

оси. Противоположное направление считается отрицательным.

Например, у трассы, изображенной на рис. 6.5, а, отрицательную ориентацию имеет первый участок, а на рис. 6.5, б — второй участок. Для учета ориентации участков в расчетных формулах типа (6.19) выделяются плечевые члены, знак которых зависит от ориентации участка. Плечевые сомножители взяты в круглые скобки и имеют за скобкой верхний индекс «п». При положительной ориентации участка плечевой сомножитель имеет знак плюс, при отрицательной — минус. Плечевых сомножителей в каждом члене формулы может быть один или два. Некоторые члены могут вообще не иметь плечевых сомножителей. В таком случае они всегда положительны. Перемножение плечевых сомножителей в формулах производится по правилу знаков алгебры.

В соответствии с формулой (6.17) были найдены выражения для свободных членов Л;„уравнений (6.15):

Л;р — — +-Лучи-Л;„(6.20)

где i = 1, 2, 3. В свою очередь

Л;р - — +- у1 и' [А,; -1- (1+ р) B„], (6.21)

а также

-, ,'a;„SeRa;..а S„+а,:,„-S,„- --.- +a; „S,— '...}, (6.22)

где для Л, т=4, адля Л, и Л.„, гп=-3, для Л„п — -3, а для Л„ и Ла, и =- 2. Перед выражениями для Л1п, Лзч и Л„должен стоять знак минус, а перед Л„, Л„и Л„. — знак плюс. Коэффициенты в формулах (6.22) в свою очередь определяются из выражений вида

a;; „= C;.; „=, (1 + ~) D»„. (6.23) Здесь по-прежнему i = 1, 2, 3, /— номер участка; k = а, б, в ... — обозначения сосредоточенных сил в пределах каждого участка. Коэффициенты Ач;, В~;, С;;„и D; в формулах (6.21) и (6.23) выражаются через относительные длины участков а,, яе, аз ... и элементов а,„, а,q, а,„, а1,ч а2а, и,п ... по особым формулам, структурно идентичным формуле (6.19), которые здесь не приводятся.

После того как для заданной трассы с заданными длинами участков и элементов подсчитаны все коэфф ициен ты по приведенным выше формулам, не представляет труда выполнить ос-ота )

оге ога ога

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

~sz~ згю ьгс / XVI II OHTIIII II

ч6

<!-- картинка -->

,уп

Рис, 6.5. Примеры расчетных схем трубопроводных трасс для определения моментов
от весовой нагрузки с отрицательной ориентацией части участков:

а -- трасса с отрицательно ориентированным первым участком; 0 -- трасса с отрицательно ориен-тированным BTOpblM участком

-- 95 --

тальные расчеты и с помощью уравнений (6.15) найти неизвестные Х1, Х, и Х,, для различных вариантов нагружения промежуточных опор. В этом появл яется необходимость при выборе оптимальной регулировки их пружин.

Для предварительного выбора значений реакций промежуточных опор можно воспользоваться оценочным способом распределения нагрузки между опорами по весам примыкающих участков трубопровода:

S13 0,5 10.13 + а„) ql.;

S,~ =0,5(~„---'-а,„) с1И

Sy„= 0,5 (а,„+ я,„-',— а.,„) gl (6.24)

Получающаяся при таком распределении весовой нагрузки между опорами эпюра изгибающих моментов для трассы не является оптимальной, однако он а в первом приближен и и приемлема. Лучшие результаты дает способ определения нагрузок на опоры в рабочем состоянии трубопровода, базирующийся на уравнениях строительной механики, которые выражают условие равенства нулю вертикальных перемещений трубопровода в точках установки опор при совместном действии весовой и рабочих нагрузок на опоры. Этот способ называется способом нулевы.х перемещений от весовой нагрузки, но он для реализации требует применения ЭВМ.

Для построения эпюр изгибающих моментов от весовой нагрузки производится расчет действующих моментов и) элементам каждого участка, поскольку на стыках элементов первая производная изгибающих моментов претерпевает разрыв. Расчет производится раздельно для направления каждой оси Х и 7. Уравнение изгибающих моментов для произвольного элемента и участка трассы по оси Z (аналогично по оси Х) может бьпь записано следующим образом:

M; ) = Мн — Qн Laz — 0,5ф.'с~,'. (6.25)

Здесь ~' — номер участка; j — буквенное обозначение элемента в порядке алфавита; Л1„и Q„— изгибающий момент и поперечная сила в начальном

сечении элемента; а, -= г:1 — текущая безразмерная координата; z координата текущей точки элемента, отсчитываемая о~ начального сечения. Расчет эпюр производится последовательно о от элемента к элементу. и начиная от условно раскрепляемого конца трассы.

После построения эшор моментов определяется опасное сечение, и для него производится проверка прочности трубопровода по формулам (6 2) —— ~6.13).

На рис. 6.6 в качестве примера показаны эпюры изгибающих моментов от весовой нагрузки в паропроводе, расчетная схема которого состояла из трех участков: первый и третий ориентированы по оси Л, а второй — по оси Х. Расчет выполнен как поверочный: реакции промежуточных опор были предварительно определены с помощью ЭВМ. Поверочный безмашинный расчет по описанной выше методике был выполнен для двух состояний трассы: холодного (нерабочего) и горячего( рабочего). За счет перемещений трассы при прогреве значения реакций опор изменялись, и это было учтено в расчете.

Как видно из рис. 6.6. б, в, при прогреве трассы «ее температурном перемещении в результате уменьшения реакций промежуточных опор реакции неподвижных опор на концах возрастают. Это привело к подъему средней части эпюры и к опусканию ее краев: изгибающий момент на правом конце в точке Г меняет при этом знак. Эпюра моментов у левого края вблизи точки А в рабочем состоянии была искусственно занижена путем использования специальной опоры АТЭП.

6.4, САМОКОМПЕНСАЦИЯ
ТЕМПЕРАТУРНЫХ УДЛИНЕНИЙ
И ТЕМПЕРАТУРНЫЕ ПЕРЕМЕЩЕНИЯ
ТРУБОПРОВОДОВ

Рассмотрим один из наиболее распространенных методов безмашинного расчета трубопроводов на cBMOKoмпенсацию температурных удлинений- метод упругого центра. При этом методе не учитываются весовая на-

-- 96 --

грузка трубопровода и упругость промежуточных опор. Метод разработан лишь для неразветвленных трубопроводов. е часток между двумя неподвижными опорами можно рассматривать как статически неопределимую криволинейную балку с жесткими заделками на концах. Пространственная неразветвленная трасса при этом будет шестикратно статически неопредел имой.

Сущность метода упругого центра сводится к использованиюдля раскрытия статической неопределимости расчетной балки (трубопроводной трассы) теоремы Кастильяно, согласно которой первая производная потенциальной энергии деформации балки по одной из обобщенных независимых внешних сил равна обобщенному перемещению, соответствующему этой силе в точке ее приложения. При

<!-- картинка -->

$z

$зк

За

38

$2г
ге

2а" 2а,
2b

J II I I I II LI

I I III III II

$, 1К $18

н 1g

lesS,2d

м
( 1

hda ~
2
В

Х
I

<!-- картинка -->

~~(
/~


|

f Юг
I

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1d

Рис. 6.6. Пример эпюр изгиоа10щих моментов от весовой нагрузки в паропроводе свеукего пара Блока Т-2501300-240:

и .- расчетная схема трассы; б . — эпгоры пзгПClak)wПк моментов на втором участке трассы между точками В и В в направлении оси Х; ы -- эпюры изгибающих моментов на участках ГВ и БА в направлении осн Z; 1а, гб, Гв, 1с, 2а.. -- номера элементов трассы; Sea, В,а, Sea, 5aa....— peaKtlHdt промежеточных подвесок и опор; 1 — холодное состояние трассы; 2 горячее рабочее состояние

-- 97 --

раскрытии статической неопределимости одна из концевых неподвижных опор условно отбрасывается и ее действие заменяется приложенными на этом конце трассы силами и моментами. В случае пространственной трассы необходимо приложить на конце три составляющие силы по направлениям координатных осей и три момента в трех opTQIQHBJIbHbIx плоскостях.

Г1ри прогреве от монтажной (20 сС) до рабочей температуры трубопровод удлиняется, а неподвижные опоры на концах препятствуют его свободному удлинению. В результате трубопровод деформируется и при пространственной трассе в нем возникают изгибающие и крутящие компенсационные моменты и соответствующие им напряжения.

Потенциальная энергия деформации трубопровода приближенно равна:

Ма

L

М2

U= 1 —" dl-(-1 — ' dl, (6.26)

2Е1,) 2Glр

0 о

где Ми и Ми — соответственно изгибающий и крутящий моменты в произвольной точке трассы; L длина геометрической оси трубопровода между неподвижными опорами. Поскольку Ми (( Ми, вторым членом формулы (6.26) можно пренебречь.

Вывод основных формул расчета на самокомпенсацию проще сделать для плоской трассы (рис. 6.7). Изгибающий момент в любом сечении А трубопровода

М = P„x — P, у -1- Мо 1 6 27)

Согласно теореме Кастильяно
обобщенные перемещения

L

Дх= — = — 1"М ' dl=

д!.' 1 1" дМ

дР,. Е/ дРх

О

(~,1 PJ I Мог '(6 28)

Е(

L

д!. 1 1' дМ

Ay = — = — ',14 — ш=

дР, El ) дР

0

— (P Д I р — Р„1,., + М, S,.); (6. 29)

4 Зак. 1 499

'ох

х,

Г„

1
Т

5
Ьх

I

L)

01

Рис. 6.7. Схема плоского неразветвленного трубопровода к расчету на самокомпенсапи1о:

S — упругий це стр тяжести трассы; 0 и Oiместа расположения неподвижных опор; Lx, 1 д — расстояния ме кду неподвижными опорами в направлениях координатных осей; XOY — исходная система координат; XsSYs — система координат, проходящих через упругий центр тяжести трассы

Здесь 1 — длина геометрической оси трубопровода. С учетом пониженной жесткости дуговых элементов трассы берется приведенная длина 1.„р. Приведенная длуша дугового элемента (гиба) l„„„= — kl,, где 1„= 1тЯа: 180- длина дуги с углом а;'й =— (10 + -- 12л'-') (1 — 121.9) — коэффициент гибкости Кармана; i. =- 4SR (d„— S)'— геометрическая характеристика гиба; d„и S — наружный диаметр и тол-тъо= — = — М — dl =

д!' 1 дМ

дМо Е1 дМо

0

= — (P) S9 — P, .S „+ Мо 1-) (6 30)

L L

Здесь I,. = 1 уЧ1, 1„= 3 хЧ1 — линейные моменты инерции геометрической оси трубопровода относительно координатных осей, м', I „„=

ь

хуй — центробежный момент

О

L L

е „ „ . з . о [ У1 ~ ] .,11

О 0 статические моменты геометрической оси трубопровода относительно координатных осей.

Для неподвижной опоры до = О, тогда

М, = P,. —" — Р„— ', (6.31)
I 1

-- 98 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

х' 95 90 75' 90 705 120

а 0,979 0,999 0,98 0,9 0,886 0,827

(т=0)888К

=Щ7((

) R

Рис. 6.8. Определение координат
тяжести лугового элемента:
и — при произвольной д) . е гиба а; б
гиба а=9()'

центра

при дуге

щина стенки трубы, м; Я — радиус гиба, м. Формула Кармана справедлива при л ) 0,3.

Пользуясь выражением (6.31), можно исклк)чить .И, из уравнений (6.28) и (6.29). Получается система из двух уравнений для определения Р,. и Ру.

Для дальнейшего упрощения решения переносят оси координат в упругий центр тяжести (УЦТ) рассматриваемой трассы: ее статические моменты 5х и Яу относительно новых осей координат равны нулю. Координаты УЦТ определяют по формулам

хз = ~у' 1-пр' уз = ~х '1 пр

В результате система уравнений приобретает вид

Рх Iхз — Ру1„„, = ЕIЛх

( )

Р 1у,— Р,. Iх„=ЕИУ.

Для переноса координатных осей в упругий центр тяжести используют формулы

1хз =1х Уз 1-при 1уз =1у -)-з ( при

1хуз 1ху хз Уз L«р'

Входящие в формулы (6.32) расчетные линейные перемещения конца 0 участка определяют по формулам

Л'4 ( 3)

ЛУ = ЛУ( ~ — ЛУб — ЛУр.1

Температурные удлинения участка по направлениям координатных осей

6.34)

Дух =сг-( (~р 1з() 1 у

(

Здесь а( — температурный коэффициент линейного расширения материала трубопровода; iр и 1„ — рабочая и монтажная температуры трубопровода; L,. и L, — расстояния между неподвижными опорами участка; Лх„ и Лу, — заданные перемещения концов рассматриваемого расчетного участка трассы; Длр и Лур — значения предварительной растяжки трубопровода.

Наибольшую трудоемкость по этой методике расчета представляет определение моментов инерции и статических моментов трассы. Для этого трассу разбивают на прямолинейные и дуговые элементы и определяют координаты л«; и у«; центров тяжести каждого из них. Для прямолинейных элементов они расположены посредине каждого, для дуговых определяются в соответствии с рис. 6.8. Статические моменты прямолинейных элементов определяют как произведения их длины l; на соответствующие координаты центров тяжести: 5х( = у«; l;; S „; =- х«; l; . Дл я дуговых элементов вместо 1„принимают приведенную длину 1«р „элемента. Статические моменты всей трассы определя(от суммированием по элементам: S,. =- ZS,.;, S, ZS,;. Одновременно вычисляют пРУиведеннУю длинУ тРассы: L пр---- =- ~1«р(.

Моменты инерции элементов получают как сумму собственного момента инерции элемента относительно осей, проходящих через его центр тяжести, I ~;(), I 9,(), I ху,.(), и дополнительного члена, учитывающего перенос осей в начало координат трассы:

1х( =1х(о+ 1пр( У«('~

1у( — 1у(о+1«р, хц,, (6.35)

(

1х„; = 1,((,.() -г 1«)„х«( уц,.

Собственные моменты инерции прямых и дуговых элементов здесь определяются по формулам

Здесь l,.; и l,; — длины проекций элемента на оси Х и Г соответственно.

-- 99 --

<!-- картинка -->

Знаки у собственных линейных моментов инерции элементов 1„;, и I; всегда положительны. Знак у центробежного момента инерции 1„„;, зависит от положения прямолинейного элемента и хорды дугового элемента относительно положительных направлений координатных осей (рис. 6.9): если луч, проведенный через начало координат параллельно прямому отрезку или хорде дуги, проходит в первом и третьем квадрантах, то знак момента инерции положительный, если во втором и четвертом — отрицательный.

Для прямолинейных элементов т =- п = 1, для дуговых т и и принимают в зависимости от угла дугиа:

Уь

m
1'г' «рафан

711 «5аа1зан

афана

Mparm

m"

Рис. 6.9. К определению знака у центробежного момента инерции дугового или наклонного прямолинейного элемента: mn и m'и', pq и р'q' - взаимно параллельные линии; центробежный момент инерции дуги А положителен, а дуги Б отрицателен

а

m

и

.30' 45' 60' 75' 90' 105' . 1 0,98 0,96 0,93 0,88 0,83

1 0,99 0,98 0,97 0,96 0,95

Решая совместно уравнения (6.32), можно определить реакции Р,. и Р,. Если эти реакции перенести в упругий центр трассы S, как показано на рис. 6.10, то изгибающий момент в любой точке, например Б, трассы может быть определен как произведение равнодействующей Р =- V Р„'+ + Р„ 'на длину перпендикуляра Мь-, опущенного на ее направление mn из рассматриваемой точки Б. Таким образом, отрезок М; (длина опущенного перпендикуляра) в определенном масштабе представляет значение изги бающего момента в произвольной точке трассы (на рис. 6.10 штриховкой показана эпюра изгибающих моментов). Знак момента по длине трассы изменяется. В точках пересечения геометрической оси трассы с линией mn изгибающие моменты равны нулю.

При расчетах на самокомпенсацию пространственных трасс вводится понятие статических моментов S и моментов инерции I относительно плоскостей проекций. По аналогии с формулой (6.35) моменты инерции элементов относительно координатных плоскостей определяют суммированием собственных моментов инерции относительно плоскостей, проходящих

через их центры тяжести, например 1„„, и дополнительных членов, учитывающих перенос осей в начало координат трассы, например E„p;x'-';:

<!-- картинка -->

f х „;О + Enpi ХИ! Puis

1;, = 1-„о -1-'цр'Уц'' 1-,г, =
=I —, -б-уНО ~ пРИ Уц~ Ф'

(6.37)

=I —. +E а х

г«10 npi ц! ni

~'Б

Е

1

Б,

УБ

Рх

~0

Рис. 6.10. Эпюра изгибающих компенсационных моментов в паропроводной трассе, изображенной на рис. 67

Здесь моменты инерции относительно плоскостей проекций обозначены индексами с чертой наверху. Например, через х обозначена плоскость, перпендикулярная оси Л'. Центробежные моменты инерции относительно двух плоскостей обозначены двойными индексами с чертой, например ху. Соб-

-- 100 --

ственные моменты инерции прямых и дуговых элементов определяются аналогично (6.36) по формулам

В итоге всех этих предварительных расчетов составляется и решается система уравнений деформаций:

1-„,.О = l„р1;/12т; Ixyi0
= +-1„;1„;1„/12п;

1- е — — 1„р l,'«/1sт;;

1„—,,„= +' 1„р, 1„; 1„/12п;

I;,= l„р 1,';/12т;

I,xi, = ~1пр~ l„ l„;/12п

(6.38)

= ДхЕ! 10 — ';

— 1 —, Р„+I„,Р„— 1 — „Р,=

ДдЕ! ]P е.

=ДЯЕ1 10 -'.

(6.42)

При расчетах пространственных трасс для учета повышенной гибкости дуговых элементов при работе на изгиб в двух плоскостях в расчет вводится коэффициент й, = 1/3 -+ 2/3/г, где й — коэффициент Кармана. В этом случае 1„„=- 1„/г,.

Знаки у собственных центробежных моментов инерции элементов выбирают по тому же правилу, что и для плоских трасс. Основные расчеты выполняются в табличной форме. Поправки к моментам инерции на перенос координатных осей в центр упругости трассы подсчитываются по фор- мулам

Д1-„= — х, S-„; Л1- = — у, S„-; Л1-, = — z,S-,;

Л1 — = — g S- Д1 — = — 2 S-ху х х» уz е у)

M — = — х S2х е х

(6.39)

Значения центральных моментов инерции трассы относительно координатных осей, проходящих через центр упругости системы, определяют суммированием по принципу

1„-,,=1„-+ Л1 —,;
х е х + х т

(6:40)

После этого суммированием моментов инерции относительно плоскостей находят моменты инерции относительно осей:

I„,=1у-,+1;,;

1„,=1,—,+I„—,;

(6.41)

)оо

Если в результате расчета выявится недостаточная компенсирующая способность трубопровода [не выполняется условие (6.13)1, применяют компенсаторы температурных расширений. Гнутые П-образные компенсаторы из труб разрешается применять для любых давлений и температур среды, но они требуют много места для размещения. Для лучшего отвода дренажа их располагают горизонтально. Для паропроводов на давление ниже 0,7 МПа допускается применение более компактных линзовых компенсаторов.

Для выбора пружинных подвесок и опор трубопроводов необходимо знать значения температурных перемещений промежуточных точек трубопроводов при прогреве и при остывании. Точный расчет температурных перемещений трубопроводов производится на ЭВМ по специальным программам с учетом большого количества различных факторов: самокомпенсации температурных удлинений трубопровода, действия весовой нагрузки, податливости опор, наличия в трубопроводе температурной неравномерности в окружном направлении и др. Для быстрой приближенной оценки перемещений трубопроводов применяются упрощенные методы расчета.

Здесь приводится простейший метод расчета, именуемый методом «куба плеч». По этому методу гибы заменяются прямыми углами и трасса разбивается на систему прямолинейных элементов, ориентированных по направлениям координатных осей и

-- 101 --

жестко соединенных между собой. Каждый элемент рассматривается как прямая консоль с заделанными концами. Для такого элемента, представляющего собой балку с заделанными концами (рис. 6.11), перемещение конца В при отсутствии поворота может быть подсчитано по формуле = Р!'/(12EI). Рассматривая неразветвленную пространственную трассу с неподвижными опорами на концах при ее нагреве от монтажной 1„ до рабочей t~ температуры, будем полагать, что тепловые расширения трассы в заданном направлении поглощаются только элементами, перпендикулярными этому направлению, за счет их изгиба. Предполагается, что изгиб этих элементов происходит без поворота их концов. Собственный вес трубопровода по этому методу расчета не учитывается. За счет температурного удлинения элементов в направлении каждой координатной оси при нагреве трассы возникает усилие, передающееся от элемента к элементу. Это усилие Р можно для всех элементов трассы считать одинаковым, и тогда при одинаковых поперечных сечениях элементов (1 = = const) для перемещений в направлении оси i можно получить соотноше- ния

= const, (6.43)

l2EI 11гв 11гп

где 1, 1, k — условные обозначения координатных осей; т, и — условные номера элементов, ориентированных по направлениям осей j и k соответственно. Аналогичные соотношения получаются для перемещений в направлениях остальных координатных осей. Отсюда следует, что прогибы элементов, расположенных перпендикулярно рассматриваемому направлению, пропорциональны кубам их длин.

Рассмотрим трубопровод со спрямленными элементами (рис. 6.12). Пронумеруем элементы и при обозначении их длин введем дополнительный индекс осевой ориентации (например, l „, l„„(„и т. д.). Метод куба плеч позволяет оценить перемещения только граничных точек сопряже-

1
А
В

%'

1
7

9

~39

Рис. 6.11. Деформация элемента трубопроводной трассы в предположении перемещения конца В при отсутствии его поворота:

f — прогиб; 1 — длина элемента; Р — поперечное усилие

ния элементов, обозначенных на рис. 6.12 буквами А, Б, В и т. д. Перемещение промежуточных точек элементов приходится оценивать линейной интерполяцией. Ниже будут даны формулы для расчета перемещений только в направлении оси х. Расчет перемещений по другим координатным направлениям производится аналогичным путем.

Вначале подсчитывается температурное удлинение трассы вдоль оси х:

Дх =а, (tq — t~) (l„,— l„5+ l„.,). (6.44)

Затем определяется коэффициент деформирования в направлении оси Х элементов, ориентированных перпен-

Б 2 В
3
в
гг /
Ж
б

1

А

1,д
к

У%%

Рис. 6.12. Схема пространственного неразветвленного трубопровода к расчету перемещений угловых точек упрощенным мето дом куба плеч:

1-9 — номера элементов трассы; А и К — неподвижные опоры на концах; В, В, Г И — гра- HHliII элементов; 1д,. 1х~... — длины элементов

-- 102 --

ди кулярно оси Л:

К

(6.45)

После этого подсчитываются переме-щения точек трассы в направлении
оси х

bxA =0; bxl; = bx.« — К,. Ii1,

bx15 — бхб + Я~ (t„— t„) l

bxr =bхв — К,, ~~з,

бхд — Бхг К 1 4,
bxI:. — охд ~~ (t55 t„) 4;,

6хж —— 6хе — К,. l'ь.

~хз бхж Кх тут
бхи = бхз+ а (t — t„) l„„.,

(6.46)

l p l

В качестве проверки правильности расчета определяется перемещение конечной неподвижно закрепленной точки К трассы, которое должно быть равно 0:

бхк =- бхи — К„1,g — — О. (6.47)

Знание расчетных температурных перемещений трассы служит в качестве ориентировки при контроле отсутствия защемления трасс. Для этой цели на трубопроводах устанавливаются специальные реперы — указатели температурных перемещений трассы, показания которых сопоставляются с расчетными величинами перемещений.

6.5. РАСЧЕТ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
И ТЕПЛОВЫХ ПОТЕРЬ ТРУБОПРОВОДОВ

Внутренний диаметр, м, трубопровода определяется по принятой скорости движен и я среды, исходя из максимального возможного в эксплуатации ее расхода:

d, = 1 ' 40~ (лыр), (6.48)

где D — расход среды, кг с; w —- скорость движения среды, м с; плотность, кг'м'.

Скорость перегретого пара принимается в зависимости от его параметров в пределах 30—70 м с, IIacblщенного 20—40 м с, в паропроводах )02

к РОУ, ЬРО,'5, предохранительным клапанам 80— 100 м.с. Скорость воды в нагнетательных трубопроводах принимается 2,5 — 6 м с, во всасывающих 0,5 — 1,5 м с. Повышение скорости среды приводит к уменьшению необходимого диаметра и числа параллельных ниток трубопроводов, т. е. капиталовложений. Одновременно увеличиваются гидравлические потери в грубопроводе, что отражается на cI«I- жснии тепловой экономичности установки и приводит к увеличению расхода топлива, т. е. эксплуатационных расходов. Чрезмерное повышение скорости среды может вызвать быстрый износ уплотнительных поверхностей арматуры и вибрацию трубопровода.

При небольших перепадах давления, когда отношение удельных объемов среды в конце и в начале трассы не превышает 1,2, потери давления в трубопроводе определяются по формуле

ЛР= Х й!,d„+ 11",„1 Р«", (6.49)

2

ГДе ()« „СРЕДНЯЯ II 10THOCTb СРЕgb,

кг'м'; l — длина трубопровода, м; л — коэффициент трения прямых участков; Ь„— коэффициент местных сопротивлений. Для вентилей при полном открытии „ =- 3 —; 5, для задвижек 0,4—0,7, для обратных клапанов типа «захлопка» 1,5—3, для гибов зависит от радиуса гиба и угла поворота и составляет 0,06 — 0,1, для тройников в зависимости от направления потока,"„= 0,14 —: 0,6.

Коэффициент трения прямых участков i'. зависит от относительной шероховатости внутренней поверхности труб и от характера движения потока среды в трубе, определяемого числом Рейнольдса Яе -- ';d„v. При Re ) 2300 поток является турбулентным и коэффициент трения можно определить по формуле

i. =11,14+ 2 Jg (d„/Ш)1--', (6.50)

где Ш — эквивалентная шероховатость внутренней поверхности стенки трубы, которую для стальных бесшовных труб можно принять равной

-- 103 --

0,18 — 0,22 мм (большие значения при сварке с подкладными кольцами).

При скорости среды больше 130- 150 м/с и при больших перепадах давления в трубопроводах, когда отношение удельных объемов среды в конце и в начале трассы превышает 1,2, примен яются специальные методы расчета.

Для уменьшения потерь теплоты в окружающую среду и обеспечения безопасности труда обслуживающего персонала все трубопроводы, имеющие температуру среды выше 45 =С (расположенные внутри помещений) и выше 50'С (расположенные вне помещений), должны защищаться тепловой изоляцией. Потери теплоты через изоляцию на 1 м длины трубопровода, Вт/м, могут быть определены по фор- муле

л (1,— ~2)

2,з "з I
— 1a — +
2Лиз ~1н ~в виз

(6.51)

где 1,— температура протекающей среды, 'С; t — температура окружающего воздуха, принимаемая для помещений равной 25 — 30'С; а, — коэффициент теплоотдачи от поверхности изоляции к воздуху, Вт/(м"С); d„и d„, — наружные диаметры трубы и поверхности теплоизоляции, м; Ли - коэффициент теплопроводности материала изоляции, Вт/(м С).

К числу наиболее употребительных теплоизоляционных материалов для трубопроводов относятся минераловатные прошивные в проволочной обертке маты с объемной массой 100- 200 кг/м', имеющие Л„, =- 0,046 —: 0,058 Вт'(м =С) и применяющиеся до температуры 600 'С, совелитовые изделия с объемной массой 350- 400 кг/м' и Лиз = 0,089 —: 0,093 Вт /(м 'С), с предельной рабочей температурой 500 'С, асбомагнезиальный шнур, для которого Лиз = 0,11 Вт. /(м С) и предельная температура 400 'С.

В формуле (6.51) не учитываются тепловые сопротивления стенки трубы и пограничного слоя между средой и стенкой, имеющие малые значения. Потери теплоты через изоля-цию на 1 м трубы, Вт~м, связаны уравнением теплоотдачи с температурой наружной поверхности изоляции t„„„, которая не должна превышать 50'С:

Ч = (~из ~с) л~1из Rg (6.52)

Совместное решение уравнений (6.51) и (6.52) позволяет определить необходимую толщину слоя теплоизоляции. Для определения коэффициента теплоотдачи а, от поверхности изоляции к окружающему воздуху при свободном турбулентном его движении можно рекомендовать формулу

Nu„= А (Grв Prв)" (Prв/Pr„)' (6.53)

где Nu„= аз1/Л„— критерий Нуссельта; Gr „= ф „t Р/v', — критерий Грасгофа; Pr = v/а — критерий Прандтля; Л„— коэффициент теплопроводности воздуха, Вт/(м 'С); рвтемпературный коэффициент объемного расширения воздуха, С ', g = — 9,81 м/с', v — коэффициент кинематической вязкости, м"с; а — коэффициент температуропроводности, м'/с. Индекс «в» обозначает воздух за пределами движущегося слоя, индекс «с» — наружную поверхность слоя изоляции.

Развитое турбулентное движение наступает при числах Gr, PrД ) 6 х " 10". В качестве определяющего размера l. м, для вертикальных участков трубопроводов принимается высота участка, для горизонтальных — наружный диаметр изоляции. Для вертикальных участков А = 0,15; и =. =- 1/3; для горизонтальных А = 0,5; и = 1/4.

Для уменьшения теплопотерь излучением теплоизоляцию трубопроводов закрывают снаружи листовым алюминием.

6.6. ТРУБОПРОВОДНАЯ АРМАТУРА

Энергетическая трубопроводная арматура по назначения подразделяется на запорную, регулирующую, предохранительную и контрольную.

По схеме управления запорная арматура может иметь ручной и электрический привод, может управляться по месту или дистанционно. Регули10З

-- 104 --

рующая арматура может иметь ручной, электрический, пневматический или гидравлический приводы, может управляться вручную, дистанционно и автоматически с помощью сервопривода, получающего импульсы от регулятора в зависимости от отклонения регулируемого параметра от нормы. предохранительная арматура действует, как правило, автоматически с использовайием механического, электрического, электромагнитного, парового или гидравлического принципа;

Трубопроводная арматура выбирается по условному давлению р, и по диаметру условного прохода D . По конструктивному оформлению различают арматуру с фланцевыми крышками и бесфланцевую с самоуплотняющимся соединением корпуса и крышки. Чугунную арматуру с литыми корпусами разрешается применять на давление не более 1,3 МПа и температуру не выше 300"С. На более высокие параметры применяется арматура с корпусами и крышками из углеродистой или легированной теплоустойчивой стали (в зависимости от параметров среды), литыми или коваными.

<!-- картинка -->

МЯ&М

<!-- картинка -->

Рис. 6,1 3. Запорный клапан ЧЗЭМ с рукояткой, D,.=10 и 20 мм на рабочие параметры воды до 38 МПа и 280 'С и пара до 25,5 МПа и 565 'С:

1 — корпус; 2 — сальниковая набивка; а — шток;

4 — рукоятка; 5 —.шпиндель; б -- сальниковая букса; 7 — золотник; 8 -- седло

Арматура на низкие и средние

параметры среды присоединяется к трубопроводам и к оборудованию при помощи фланцев, на высокие и сверх- критические параметры — преимущественно сваркой. В последнем случае фланцевые соединения иногда сохраняются в местах соединения арматуры с оборудованием. например для соединения '1корнует--обратного клапана с нагнетательным- патрубком -питательного- .насоса

В качестве материала для наплавки уплотнительных поверхностей арматуры применяются твердые сплавы аустенитного класса, обладающие достаточной твердостью, высокой стойкостью против эрозии, коррозии, задирания.

Запорная арматура

служит для включения и отключения потока среды и представлена клапанами и задвижками.

Клапаны запорные выпускаются на

D,, не более 150 мм, поскольку с увеличением проходного сечения у них прогрессивно увеличивается усилие на шпиндель. Клапаны запорные применяются в основном на вспомогательных паровых и водяных магистралях, где требуется большая плотность отключения. Во время работы они должны быть полностью открыты или полностью закрыты.

На=-.р~тё: 6-ЛЗ-изображен,запорный

клапан'.с ручным приводом с помощью рукоятки. Такие-клапаны при высоком и сверхкригическом давлениях выпускаются для условных проходов 10 и 20 мм. Они используются на дренажных и продувочных линиях, в качестве воздушников, на импульсных линиях.

Запорные клапаны D,, 20—65 мм

могут иметь ручное местное управление от маховика, насаженного на шпиндель, или дистанционное — ручное или от колонкового электропривода, соединяемого с клапаном через шарнирные муфты.

На рис. 6.14 представлен запорный

клапан со встроенным электроприводом. Для ручного управления здесь имеется маховик на валике электро, привода. Запорные клапаны могут

-- 105 --

<!-- картинка -->

)
Г-.1

f

Х

"~Р-'Ч~

'Y

х

ч

I
.2

~1 И"

1

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1

(|

У

г —- 1

Гб

в) )

Рис. 6.14. Запорный вентиль ЧЗЭМ со встроенным электроприводом, D„ 20- 65 мм на рабочие параметры воды до 38 МПа и 280 'С и пара до 25,5 МПа и 565 'С:

1 —; 2 —; 8-- шток;

4 — электродвигатель привода; 5 — редуктор; коробка концевых ограничителей; 7 — маховик ручного управления. Обозначенные на рисунке размеры приведены в каталогах арматуры

устанавливаться как на горизонтальных, так и на вертикальных участках трубопроводов с направлением потока среды с любой стороны, при любом положении шпинделя. Исключение составляют лишь клапаны со встроенным электроприводом, которые могут устанавливаться только на горизонтальных трубопроводах в положении шпинделем вверх.

Запорный орган клапана состоит из золотника, штока и наплавленного на корпус седла. Уплотнительные поверхности золотника и седла имеют коническую форму. В качестве материала для сальникового уплотнения штока применяют асбестовую набивку для водяных клапанов и асбографитовые кольца для паровых.

Запорные задвижки выпускаются на условные проходы от 100 до 600 мм. Гидравлическое сопротивление задвижек меньше, чем гидравлическое сопротивление клапанов, они менее удобны при ремонте и не обеспечивают столь высокую герметичность.

в

10

Рис. 6.15. Задвижка запорная ЧЗЭМ, D, 100—300 мм с приводной головкой и цилиндрической зубчатой передачей на параметры воды до 38 МПа и 280 'С и пара до 25,5 МПа и 565 'С при бесфланцевом соединении корпуса с крышкой:

1 — корпус; 2 — шток; 8 — цилиндрическая зубчатая передача; 4 — штурвал; 5 — шарнирная муфта к дистанционному приводу; б — сальниковая набивка штока; 7 — набивка уплотнения крышки;

8 -- бесфланцевая крышка; 9 — клиновой затвор с тарелками; 10-- седло

Запорный орган задвижки выполняется в виде клиновидного затвора обычно с двумя самоустанавливающим ися дисками (тарелками) и двух седел, вваренных в тело корпуса. Тарелки закрепляются в обойме при помощи двух тарелкодержателей.

Задвижки могут устанавливаться как на горизонтальных, так и на вертикальных участках трубопроводов с направлением потока среды с любой стороны и при любом положении шпинделя (рис. 6.15). Исключением являются лишь задвижки со встроенным электроприводом (рис. 6.16), устанавливаемые только на горизонтальных участках трубопроводов в положении шпинделем вверх.

В задвижках всех типов предусмотрено местное ручное управление при помощи маховика, насаженного на

-- 106 --

L1- 474

<!-- картинка -->

1т ~,~к1
Г

1

I

1 ]

и

1
1

1


I

Х

t
1
Б~
~=тааа

Рис. 6.16. Задвижка запорная со встроенным электроприводом, D1 400 мм на рабочие параметры пара 4,1 МПа и 570 'С: 1 — корпус; 2 -. крышка ф.панцевая; 3 — маховик ручного привода; 4 -- редуктор; , — электродвигатели; 6 — шток; 7 — букса сальникового уплотнения штока

втулку шпинделя или на валик приводной головки, либо маховичка у редуктора встроенного электропривода. При встроенном электроприводе ручное дистанционное управление невозможно. В других типах задвижек возможны как ручное дистанционное управление, так и электропривод (колонковый), соединяемые при помощи шарнирных муфт со втулкой шпинделя или с валиком приводной головки. Приводная головка может иметь цилиндрическую или коническую зубчатые передачи. Последняя удобна при установке задвижки на вертикальном участке трубопровода.

Большинство задвижек имеет байонетное соединение тарелок с обоймой. Тарелки фиксируются в определенном положении относительно обоймы при помощи двух подпружиненных штифтов. Для компенсации неточностей изготовления деталей затвора и установки седел в корпусе между распорным кольцом и одной из тарелок

устанавливается компенсирующая прокладка. Кроме того, для регулирования линейных размеров затвора допускается установка дополнительной регулирующей прокладки. Первоначальное прижатие тарелок к седлам (уплотнение затвора) производится с помощью распорного кольца, установленного между тарелками и выполненного в форме клина, а окончательное уплотнение — за счет перепада давления рабочей среды.

В некоторых типах задвижек тарелки распираются специальным грибком, имеющим с одной стороны сферическую, а с другой плоскую поверхность. Такой грибок обеспечивает возможность регулировки положения тарелок относительно седел за счет установки прокладки под плоский торец грибка.

Соединение корпуса с крышкой у большинства задвижек на высокие параметры самоуплотняющееся бесфланцевое с сальниковой набивкой. Для уплотнения бесфланцевого соединения корпуса с крышкой применяют шнуровую асбестовую набивку с прослойками из тигельного чешуйчатого графита между смежными кольцами. В некоторых типоразмерах задвижек на высокие и средние параметры корпус и крышка соединяются на фланцах с гребенчатой прокладкой из малоуглеродистой стали.

При эксплуатации возможны случаи, когда задвижки с бесфланцевым соединением корпуса с крышкой закрываются, если они заполнены водой (конденсатом), и в таком положении могут подвергаться нагреву. В подобных случаях во избежание повышения давления во внутренней полости корпуса до недопустимого значения задвижки должны быть оснащены разгрузочным устройством в виде трубки, соединяющей внутреннюю полость корпуса задвижки с трубопроводом со стороны подвода среды, или в виде отверстия в тарелке.

Регулирующая армат у р а предназначена для изменения и поддержания в трубопроводе, резервуаре или системе параметров среды и ее расхода и включает в себя регу-

-- 107 --

г

С==в~

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1

1

1
1

А-А

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

/ 9 Г

.- TZ

15

111 /10

17

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

И]

А

1

1

А

Ф

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

V

Яу

. Перк~ыша
й 5 2

<!-- картинка -->

700

Рис. 6.1?, Регулирующий питательный клапан Ву 250 мм ppaa=38 МПа, 1pa6=280 'С. 1 — корпус; 2 — шибер; 3 — седло; 4 — шток; 5 — крышка бесфланцевая; 6 — кольцо разъемное;

7 — кольцо сальника; 3 — диск опорный; 9 — сальниковая букса; 10 — электропровод; 11 — механизм прямоходный; 12 — бугель; 13 — планка нажимная; 14 — болт откидной; 16 — набивка; 16- ось; 17 — указатель открытия; 18 — отверстия в седле

107

-- 108 --

лирующие и дроссельные клапаны, редукционные ус1 ановки, охладители пара, регуляторы уровня, конденсатоотводчики. Запорная арматура не может применяться в качестве регулирующей, а регулирующая не обеспечивает плотности в закрытом состоянии.

Регулирующая арматура ТЭС разнообразна по назначению, принципу действия и конструктивному выполнению. Регулирующие клапаны могут иметь возвратно-поступательное или вращательное движение золотника, могут быть одно- и двухнедельными (разгруженными по давлению). Односедельные клапаны с поступательным перемещением конического золотника при малом D,, называются игольчатым и,

В питательных узлах энергоблоков высоких и сверхвысоких параметров применяются регулирующие питательные клапаны шиберного т и п а (рис. 6.17). Регулирующий орган здесь выполнен в виде двух плоских дисков, один из которых (седло) закреплен неподвижно в корпусе и имеет ряд сопловых отверстий. Другой диск сплошной и как шибер может перемещаться по поверхности перво-го диска, открывая поочередно отверстия. Подбирая расположение и диаметры отверстий, можно получить необходимую расходную характеристику

р20

I

1
I
(

855

<!-- картинка -->

r0

<!-- картинка -->

,УВ 42,

Г

«~

I (Ll ~~~

10.где 77oAi

<!-- картинка -->

Вход среды

<!-- картинка -->

I .ШЛИ.

L

Рис, 6.18. Клапан регулирующий поворот-ный D„50 — 300 мм, ру=2,5 —:10 МПа;
1 — корпус; 2 — ; 3 — винт; 4 -- золотник;
б — седло; б — рычаг управления клапаном; 7-шпиндель золотника

Рис, 6.19. Запорно-регулирующий игольчатый клапан впрыска Ру 20 мм на р„аб —— =38 МПа и 1pau=280 'С:

а — общий вид; б — клапан в разрезе; 1 — корпус; 2 — седло; 3 — прокладка; 4 - . шток; втулка промежуточная; б — бугель; 7 -- тумба бугеля; б — втулка резьбовая; 9 — втулка шпиндели; 10 . пружина тарельчатая; 11 — электро- привод

-- 109 --

Рис. 6.20. Схема редукционно-охла-дительной-устайовки-.

1 и 7 — запорные задвижки: 2 — клапан'
дроссельный; 3 — шумоглушитель; 4 — форм
сунка; 3 — импульсный клапан; 6 — глав-I ПаР
ный предохранительный клапан; 8 и 12 —, м~~~ж
измерительные диафрагмы; 9 — запорный
клапан: 10 — ограничительная дроссельная
шайба; П — регулирующий клапан впры-.
ска; 13 — обратный клапан; 14 — коллек- P
тор пароохладителя; PT — регулятор тем-'
пературы пара; PП — регулятор давления

клапана. Встроенный электропривод позволяет осуществлять дистанционное или автоматическое управление клапаном. При помощи маховика можно клапаном управлять на месте вручную. Соединение корпуса с крышкой бесфланцевое.

На рис. 6.18-изображая-регулирующих к лапан'" п о в о ротноготипа. Дросселирование потока осуществляется за счет создания золотником клапана узких щелей в проточных сечениях седла, запрессованного в перемычку корпуса. На шпинделе золотника укреплен рычаг, служащий для управления клапаном от сервопривода автоматического регулятора.

;=.а poc. 6ХР приведа:й запорнорегулирующий~ клапан" игольчатого типа~ для регулирования температуры пара впрыском воды 1.Клапан управляется при помощи встроенного электропривода или вручную — маховиком.

Для снижения давления и температуры пара применяются р е д у кционно-охладительные установки (РОУ). Установки используются на ТЭС для резервирования отборов и противодавления турбин, для резервирования котлов среднего давления и для параллельной работы с ними, для постоянной работы на потребителя, для использования пара при растопке котлов.

На рис. 6.20 изображена принципиальная схема РОУ высокого давления.

Свежий пар дросселируется в клапане. После шумоглушителя пар направляется в коллектор пароохладителя и далее к потребителю. Охлаждающая вода поступает на впрыск через запорный, регулирующий и обратный клапаны. Перед регулирующим клапаном впрыска установлена ограннчи-

, 11

110

F

<!-- картинка -->

РедУЦиРоваННЫй

],

пар

Охлажапощая
11 10 9

<!-- картинка -->

тельная шайба, проходное сечение которой рассчитано на максимальный пропуск охлаждающей воды. Форсунки впрыска имеют механическое распыливание и крепятся к коллектору пароохладителя на фланцах. В качестве охлаждающей в большинстве случаев используется питательная вода котлов.

В целях предотвращения повышения давления в магистрали редуцированного пара против нормального установка снабжается предохранительным клапаном или импульсно- предохранительный устройством, состоящим из импульсного клапана 5 и главного предохранительного клапана 6. Давление пара на выходе РОУ регулируется дроссельным клапаном,

предохранительная аратура служит для защиты трубо ровода, резервуара или системы от чрезмерного повышения давления ил уровня среды, для предотвращения обратного ее,потока. Типичные представители предохранительной арматуры — предохранительные и обратные клапаны,, импульсно-предохранительные, переливные, пускосбросные и',отсечно-перепускные устройства.

Основным,, видом предохранительной арматура являются п р е д охранителЬные клапаны. В эксплуатации,ТЭС возможны нарушения режимов работы установок и аппаратов, сопровождающиеся быстрым повышением давления среды. Предохранительные клапаны служат для быстрого снижения давления до нормы. Клапаны автоматически открываются, выпускают среду (пар) в атмосферу и закрываются также автоматически при снижении давления до

-- 110 --

нормы. Суммарное проходное сечение устанавливаемых на аппарате (трубопроводе) предохранительных клапанов рассчитывается на полный расход среды (пара) при номинальном режиме работы.

Предохранительные клапаны различаются: прямого действия (обычно рычажные или пружинные) и импульсные. В рычажном клапане затвор прижимается к седлу действием груза, укрепленного на свободном конце рычага. Этому наиболее простому уст-861ХЛап

ройству свойственны недостатки: трудность обеспечения высокой плотности в затворе клапана, возможность прикипания клапана к седлу,малая пропускная способность.

При большом номинальном расходе пара и высоких его параметрах применяются импульсно-предохранительные устройства (рис. 6.21), включающие импульсные и главные предохранительные клапаны. Импульсный угловой полноподъемный рычажно- грузовой клапан срабатывает под пря-

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

/~Л-»

1

Труба

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1

Выхпвп

г

~, гг

о дренаж

труба за.т- ~:-~ 2 а)

1

5

М~

8 дренаж

1
7

1

f
/

l

I foo..
I

. 800

1

д')

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1»с

) х

4 г
f

QL

///ь 18

Qui,

ц1

Труба 25"3
'х~

<!-- картинка -->

«/руба 2бхЗ

г е ~ ггг гго"г Й ф4~~

40///КФ14

,ДЯ l1B 1

Рис. h.21. Импульсно-предохранительное устройство:

установка импульсно.предохранительного устройства на линии греющего нара деаэратора; о — установка импульсно-предохранительного устройства для РОУ; / -- главный предохранительный клапан; 2 — игольчатый вентиль Dy /0 мм. рт=6,4 Мпа на дренажной линии; Д импульсный клапан Dy 20 мм, py —.4 МПа; 4 игольчатый вентиль Dy 20 мм. py=0,4 МПа; в главный предохранительный клапан: / — корпус: 2 крышка; 3 — тарелка; 4 поршневое устройство; 5 дренажное отверстие; г импульсный клапан: I корпус; 2 - седло:,3 тарелка; 4 крышка; 4 грузовой рычаг; ь шток

-- 111 --

мым воздействием давления пара. Главный предохранительный клапан сервомоторного типа открывается под действием давления пара, поступающего от импульсного клапана в полость сервомотора над поршнем.

Распространенным типом предохранительной арматуры являются о бр атныеклапаны. Обратный клапан является самодействующим предохранительным устройством и пропускает среду только в одном направлении и автоматически закрывается при обратном ее движении. Обратные клапаны устанавливаются на входе питательной воды в котлы, за ПВД, на нагнетании насосов, на паропроводах отборов турбин, на дренажных линиях. Обратные клапаны выполняются с поступательно перемещающимися тарелками или в виде захлопки. Первый тип клапана более распространен (рис. 6.22). Такие клапаны устанавливаются на горизонтальных участках трубопроводов критиками вверх. Направление потока снизу вверх под тарелку. Уплотни- тельные поверхности седел и тарелок при ( 65 мм конусные, а при большем D плоские. Концентр личность посадки тарелки на седло достигается направляющей втулкой, запрессованной в крышку или в корпус клапана.

На рис. 6.23 изображен обратный клапан типа захлопки. Такие клапа-ны могут устанавливаться как на горизонтальных, так и на вертикальных участках трубопроводов. Обратный клапан-захлопка обладает меньшим гидравлическим сопротивлением, чем клапан с поступательно перемещающейся тарелкой, однако для него требуется корпус специальной конструкции. Обратный клапан устанавливается на нагнетательных патрубках питательных насосов для предотвращения обратного тока воды. Клапан предохраняет также насос от запаривания при пуске, для чего из корпуса клапана имеется специальный отвод, к которому присоединяется линия рециркуляции, обеспечивающая минимальный расход воды через работающий насос при закрытой задвижке на нагнетании.

В обратных клапанах с большим проходным сечением D„) 100 мм часто применяют принудительную посадку тарелки на седло при помощи пружины. Обратные клапаны на паропроводах отборов турбин имеют для закрытия принудительную посадку с автоматическим включением от системы защиты турбины (КОС).

Одним из важных видов предохранительной арматуры являются б быстродействующие редукционно- охладитель-

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Рис. 6.22. Горизонтальный обратный клапан с поступательно перемещающейся тарелкой, D, 150 и 175 мм на параметры ло 18,5 МПа и 215 'С:

1 . корпус; 2 — крышка; а нру кина: 4 тарелка; а седло

Рис. 6.23. Обратный клапан-захлопка для питательных насосов изготовления ЧЗЭМ на параметры ло 38 МПа и 280 'С:

1 — корпус: 2 — крышка плавающая; 3 — тарелка; 4 — рычаг; 5 — крышка; 6 — штуцер разгрузочный .пинии

-- 112 --

<!-- картинка -->

ные установки (БРОУ). Разновидностью БРОУ являются п у скосбросные устройства (ПСБУ), входящие в состав пусковых схем блочных энергетических установок. Их основное назначение — защита поверхностей нагрева котлов от пережога при внезапном прекращении поступления пара в турбину. ПСБУ обеспечивают сброс острого пара из главного паропровода в конденсатор турбины и не допускают повышения давления пара на выходе из котла.

Для энергоблоков с единичной мощностью 500 МВт и выше, которые оборудуются питательными насосами только с паротурбинным приводом, дополнительно предусматриваются пускосбросные устройства собственных нужд (ПСБУ СН), которые в случае отключения главных турбин обеспечивают питание приводных турбин питательных насосов редуцированным острым паром. Другое назначение ПСБУ — сброс пара из главного паропровода в конденсатор в обход турбины в пусковых режимах энергоблока с целью прогрева паропровода и достижения толчковых параметров пара перед турбиной.

На рис. 6.24 изображена схема ПСБУ. Пар высоких параметров, сдросселированный частично в дроссельном клапане, проходит через дрос-Острый пар

Рсп7рый пар

ф . 2

Охлаждаюи~ан дода

редуцированный и ослаб' ленный пар

Рис. 6.24. Схема пускосбросного устройства (ПСБУ или БРОУ):

1 — клапан запорно-дроссельным; 2 — дросселирующее устройство; 3 — охладитель пара; 4 пароводяная форсунка; 5 -- регулирующий клапан впрыска; 5 -- обратный клапан; 7 запорный вентиль

сельные решетки, помещенные в дросселирующих устройствах или в охладителе пара, снижает давление до требуемой величины и охлаждается водой или пароводяной смесью, подаваемой через механические распылители или форсунки в охладитель пара. Количество охлаждающей воды регулируется установленным на трубопроводе регулирующим клапаном, управляемым с помощью встроенного электропривода.

Клапан запорно-дроссельный для ПСБУ (рис. 6 25) во время пуска и при работе энергоблока может быть полностью закрыт, частично или полностью открыт. Клапан устанавливается на горизонтальном участке сбросного паропровода с двумя входами среды через боковые патрубки и с выходом вниз. Дросселирующий орган клапана может герметично закрывать проходное сечение. Клапан устанавливается штоком вверх и управляется дистанционно или автоматически при помощи встроенного электропривода. Возможно также ручное местное управление при помощи маховика, насаженного на валик редуктора.

Дросселирующий орган клапана состоит из профилированного золотника и вваренного в корпус седла с наплавленными уплотнительными поверхностями. Время открытия клапана составляет 11 и 23 с (две модификации). Концентрическая посадка штока на седло достигается направляющей втулкой. Пропускная способность клапана рассчитывается на 30%-ный расход пара турбиной при полной нагрузке блока.

В качестве дополнительных неуправляемых дросселирующих органов ПСБУ служит дросселирующее устройство в виде нескольких рядов дросселирующих решеток (рис. 6.26), вваренных внутрь сварно-штампованного корпуса. Из промежуточной полости перед подпорной решеткой отбирается пар к пароводяным форсункам. Дросселирующее устройство устанавливается на вертикальном участке сбросного трубопровода вблизи от запорно-дроссельного клапана с на-

-- 113 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Рис. 6.25. Клапан запорно- дроссельный со встроенным электроприводом для ПСБУ (БРОУ) D, 150/250 мм на рабочие параметры пара до клапана 25,5 МПа и 565 'С: 1 — корпус; 2 золотник; 8 седло; 4 — шток; 5 — крышка;

5 — сальниковая букса; 7 — втулка шпинделя; 8 - - штурвал; 9 редуктор; 10 . электродвигатель

~ — -4»

в'

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

а I

Рис. 6.26. Дроссели рующее

устройство ПСБУ (БРОУ): 1 — корпус; 2 — - дросселирующая решетка; 8 — отбор пара к пароводяным форсункам; 4 -- подпорная решетка

1

<!-- картинка -->

(~у

<!-- картинка -->

кж х

Ъ.'
1

ь

правлением потока со стороны патрубка меныпего диаметра.

На рис. 6.27 изображен охладитель пара ПСБУ. Охлаждение достигается за счет смешения сбрасываемого пара с пароводяной смесью, поступающей от форсунок к внутреннему соплу-распылителю. Одновременно в охладителе пара происходит окончательное дроссели рован ис под ока за счет мятия пара в дросселирующей

-- 114 --

Рис. 6.27. Охлапителh
ПСБУ (БРОУ)

паря

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

гг„~

гг

лц~

9 1 г 1

г — корпус; 2 — иодвол охл liK. лякипеи,...роволинои смеси от О)рисунок: Л — лросселиру~он~а я ре:'Iel he,' г — с(lil lo раси целители о;и;l.1ит ~~ II' ре

н-'~~б Z

решетке, вваренной внутрь корпуса охладителя. Охладитель пара устанавливается ца вертикальном участке сбросного паропровода ПСБУ непосредственно за дросселирующим устройством. Распыление охлаждагощей воды в форсунках осуществляет-ся паром от дросселирующего устройства.

Контро IbHBH армат\' р а служит для контроля наличия или уровня среды в сосуде; к ней относятся пробные и спускные клапаньг и краны, указатели уровня.

ГЛАВА СЕДЬМАЯ
НАСОСЫ ТЕПЛОВЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

7.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Насосы предназначены для перемещения жидкостей и сообщения им энергии. В трубопроводах ТЭС перемещаются жидкости при различных давлениях и температурах: вода, масло, мазут, пульпа, реагенты.

По назначению насосы ТЭС подразделяются на две группы: насосы основного технологического назначения и вспгх1гагате.гьныв. В тепловой схеме электростан ци й н асосы используются для перемещения воды и в основном располагаются в помещении турбинного отделения.

К первой гругше относятся питательные, бустерные, конденсатные, дренажные, циркуляционные (охлаждающей воды конденсаторов), сетевые и подпиточные насосы.

Во вторую группу входят насосы технической воды, пожарные, насосы сырой и химически очищенной воды, дозаторы реагентов, подъемные насосы водоструйных эжекторов и газоохладителей генераторов. пере-11 4

качивающие насосы баков запаса конденсата и обессоленной воды, дренажных и других оаков, насосы смывной и эжектирующей иоды, багерные и гпламовые насосы систем гидравлического шлакозолоудаления, мазутные насосы, маслонасосы систем смазки главных и приводных турбин. электрических генераторов, питательных насосов и мельниц и некоторые другие насосы.

По принципу действия насосы можно разделить на две группы: «сгьемные и динамические.

В насосах объемного типа определенный объем перекачиваемой жидкости отсекается и перемещается от входного патрубка к напорному, и ей сообщается дополнительная энергия, главным образом, в виде энергии давления. Насосы объемного типа подразделяются на две группы: возвратна-пагпгг7пательнога действия и ратагг Тонн ы о.

При дальнейшей детализации в первую группу входят порши евые и плунжерные насосы, а во вторую Ш естереича-

-- 115 --

н

н

ь

~2

]В'гса

сьг

ФЛ

1

тые (зубчатые), в и н то вые и пл асгин чатые.

В насосах динамического действия приращение энергии жидкости происходит в результате взаимодействия потока жидкости с вращающимся рабочим органом. Принято подразделять эти насосы на две группы: лопас тн ы е и вихревые. В лопастных насосах жидкость получает приращениеэнергии за счетвзаимодействия с вращающимися лопастями рабочего колеса. В энергетике преобладающее распространение получили лопастные насосы, которые по направлению потока в рабочем колесе подразделяются на центробежиые (радиальные и диагональные) и о с ев ы е (рис. 7.1). Особую группу составляют струйные насосы (эжекторы, инжекторы, гидроэлеваторы).

Для перекачки воды в основном применяются лопастные насосы, для масла — лопастные (центробежные) и рота цион н ые (зубчатые и винтовые), для мазута — лопастные и объемные (поршневые). Для дозировки реагентов в питательную и котловую воду используются насосы плунжерного типа.

Струйные насосы (эжекторы) применяются, главным образом, для отсоса воздуха из систем, находящихся под вакуумом, и для откачки воды из затопляемых помещений.

В большинстве случаев объемные и динамические насосы имеют электропривод от двигателей трехфазного тока асинхронного типа, не позволяющих непосредственно осуществлять регулирование производительности плавным изменением частоты вращения. Иногда используются двухскоростные электродвигатели со ступенчатым изменением частоты вращения. Насосы большой мощности и с высокой частотой вращения имеют паротурбинный привод. В основном это питательные насосы энергоблоков мощностью 250 МВт и выше.

Мазутные насосы на ТЭС, где мазут используется в качестве растопочного топлива, в ряде случаев могут иметь привод от паровой машины (поршневые насосы) с выравниванием

Рис. 7.1. Форма проточной части
колес лопастных насосов:
и . центробежного радиального; о
Нежного диагонального: н AcpN(il'

в)

рабочих

— центро-11.)

колебаний напора с помощью воздушного колпака — демпфера. Главные маслонасосы паровых турбин во многих случаях имеют привод от вала главной турбины (зубчатые и винтовые насосы), пусковые маслонасосы турбин умеренной мощности могут иметь привод от небольшой паровой турбинки.

Устройство, состоящее из насоса, двигателя, соединительной муфты (или вариатора частоты вращения) и измерительных приборов, называется насосным агрегатом и входит в состав насосной установки (рис. 7.2).

Жидкая среда из приемного резервуара по подводящему трубопроводу подводится к насосу, который посредством муфты соединен с приводным электродвигателем. Среда, получив приращение энергии, по напорному трубопроводу подается в напорный резервуар. На напорном трубоп роводе установлены запорно-регулирующая задвижка и сужающее устройство расходомера. Для защиты насоса от обратного тока жидкости при случайном отключении двигателя на напорном трубопроводе может быть установлен обратный клапан. Приемный резервуар может располагаться как выше насоса, так и ниже его оси (на рис. 7.2 второй случай изображен штриховыми линиями). В первом случае на подводящем трубопроводе перед насосом устанавливается задвижка, во втором на нижнем конце подводящей трубы в большинстве случаев располагают обратный (приемный) клапан, обеспечивающий заполнение (заливку) корпуса насоса

-- 116 --

Р/А [

11'11

Hreq А

п

<!-- картинка -->

Нпвр,

В =7

7

мв

)
Ннаг l

1

Н8сс

Су

I j

)11

Il Ш

Рис. 7.2. Схема насосной установки.

1 сетка: " — обратный клапан на всасывающем трубопровода, .1 приемный резервуар /два варианта расположения); 4 подводящий трубопровод; 5 задви кка на подводе воды к насосу при верхнем расположении приемного резервуара; 6 — насос; 7 —. обратный клапан на I)ar//exa)I)II) пасоса: Г) . задвижка )(а нагнетании; 9 — сужающее устройство (диафрагм)а) расходомера; /О- напорный трубопровод; /1 — напорные резервуар; 12 - — приводной электродвигатели 1З.— муфта: )IB .. маповакуумме-.р на всасывающей стороне насоса; .И — манометр на нагнетании; /) — расхо- домер

водой, необходимое для нормального пуска насоса в работу. При отсутствии на всасе обратного клапана при низком расположении приемного резервуара приходится для заливки насоса перед пуском применять специальное (обычно струйное) воздухоотсасывающее устройство. Для предотвращения попадания в насос твердых частиц вход в подводящий трубопровод защищают сеткой. В состав насосной установки могут быть включены дополнительная запорно-регулирующая арматура, предохранительные устройства, приборы для измерения гидравлических и электрических параметров.

7.2. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ НАСОСОВ
И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ

сосом через напорный патрубок в единицу времени, и измеряется в м"с.

Массовая подача измеряется в кг с и представляет собой массу жидкости, подаваемой насосом через напорный патрубок в единицу времени. Между объемной и массовой подачами существует соот- ношение

где р — плотность жидкости, кг м'.

Важнейшей энергетической характеристикой насоса является д а в л ен и е — давление, которое создается насосом и которое характеризует энергию, сообщаемую жидкости в насосе. Энергия, измеряемая в Дж м', равнозначна Па [H.м'-' = Н м мз). Давление насоса определяется по формуле

Различают ибъе,ину/а и,иисе(/вую подачу насоса.

Объе)мная подача есть объем жидкости, подаваемой на1 И)

с — с а .а н в

Р= Р — Рн+ (1

+ 1)Й (~» — z„)

(7.21

-- 117 --

Здесь р„и р, — абсолютные давления на нагнетании и всасе насоса, Па; сн и с, — скорость жидкости на нагнетании и всасе, м/с; z„и z, — высоты, м, точек измерения давления, отсчитываемые от произвольной горизонтальной плоскости сравнения (плоскость 0 — 0 на рис. 7.2).

В практике широко используется понятие «напор насоса», также связанное с давлением и определяемое зависимостью

Н =р/pg.

(7.3)

Напор насоса измеряется в метрах вертикального столба перекачиваемой жидкости, что следует из соот-Н ношения размерностей 1м1

—,J. С учетом выражения (7.2) м'с

имеем

НРн — Ps

Р0

Сн С в

; z„— z„. (7.4)

С энергетической точки зрения напор насоса, как видно из выражения (7.4), представляет собой сумму удельных энергий перекачиваемой жидкости на выходе и входе насоса: энергии давления (р„— р,)/pg, кинетической (с,', — с',)/(2g) и энергии положения

2» — 2в.

Обычно z„— z „и (с„' — с',)/(2g) пренебрежимо малы по сравнению с энергией давления и поэтому напор насоса ориентировочно можно оценить по показаниям манометров на его выходе и входе:

Н = Рн Рн . (7.5)

РК

Напор, развиваемый насосом, расходуется на преодоление сопротивления сети Н„под которым понимают сумму гидравлических потерь ДН, повышения давления р, — р,, изменения кинетической энергии потока (с» — cf)/2g и поднятия z = Ннн„— — НГ, жидкости (при приемном резервуаре ниже оси насоса z =

Ннаг + Нвс).

Нв = (р2 р1)/7+

+ (с,' — с',)/(2g) + z+- AH. (7.6)

Здесь индексы 2 и 1 относятся к двум сечениям — в конце нагнетательного и в начале всасывающего трактов. При работе насоса на конкретную сеть в установившемся режиме соблюдается равенство Н = Н,.

При определении мощности насоса различают полезную мощность, или мощность, передаваемую жидкой среде N, =- Qp, Вт, и потребляемую мощность, или мощность, подводимую к валу насоса от двигателя:

М--- —" —: — Рв . (7.7)

Чн г1н

Коэффициент полезного действи я насоса выражается как произведение трех частных КПД, характеризующих отдельные виды потерь энергии в насосе:

Чн '' Чг Чоб Чмех' (7.8)

Здесь Ч„— гидравлический КПД насоса или отношение полезной мощности к сумме мощностей полезной и затрачиваемой на преодоление гидравлических сопротивлений в насосе, он может составлять от 0,8 до 0,96; т1,q — объемный КПД насоса, учитывающий дополнительные потери энергии вследствие внутренних протечек через зазоры и концевые уплотнения насоса, составляющий 0,96 — 0,98; q„„- — механиче. с к и й КПД, характеризующий потери энергии на трение в подшипниках и уплотнениях насоса и от трения нерабочих поверхностей колес насоса о жидкость (в зависимости от конструкции насоса Ч,„,. = 0,80 —:

— 0,94). Значения КПД современных насосов лежат в пределах Ч„= 0,7 —:

— 0,9.

Характеристикой насоса динамического типа называется зависимость его основных параметров от подачи Q при постоянной частоте вращения и и при заданных вязкости и плотности жидкости и размерах его рабочих колес (рис. 7.3). Важнейшей считается напорнаяхара ктеристи ка H(Q) насоса. Кривые N (Q) и Ч „(Q) характеризуют энергетические качества насоса. Кри-

-- 118 --

1 '('н Бокc '

1

~; ~~)оно п
и

(

""T
)
и

1
)

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

')н
(

8" ~о

мокс

и

n=con sk a2=cons(

(

/)(

~(, ~'

6c+rar) . ' Вс дон

(

л л i

Рис. (.3. Характеристика( нас(и(I (ннамичеслэг(1 )лопастного! типа.

1 fIdIl011. рязниваемь.и нясосо(l; Х потреб,у(:мяя мошност(н Нн КГIД насоса: Нн .доп . ..опустился высота всасывания; Q - f(018ча насоса; (I и () частота вргн(ения и наружный (Иаи;р 1Эабаи 'rO КОЛ 'C;I: Пн.м. к; ТО (Ка МаК- сималш(ого К! IД насоса; Нмнк - точка максиьяого напора насоса: Q: к по"я (а насоса

и м,(ксимяльном КП J.; Q((.((rк( — по,",яч,( мясо. с а и j) иияксимя. I ь н о П напоре

вая Н„,,„„, (Q) дает представление о всасывающей способности насоса.

На характеристике выделяется рабоча я часть -- зон а, в пределах которой рекомендуется длительная эксплуатация насоса, опредсляемая допустимым снижением его КПД (на 2 — 3 "u его максимального значения). На характеристике насоса выделяются режимы экон1).)1 12чесн12й2, соответствующий наибольшему И 1Д, и ног)она.2ьный, обеспечивающий заданные технические параметры работы. Оба эти режима находятся в пределах рабочей части характеристики.

Характеристики насосов обычно получают экспериментальным путем.

(

(

А

к'эк
)

Ц ио

(

1; (

1 1 1

( , '(
(
л
(

о

" )()т (((г
р) ~нн~„~ 1) э к

Рис. 7.4. Формы напорные
насосов:

хиракт(ристик

а - стабильная; б нестабильная (заиадвющая); Нмпк "- максимальный напор; Н„напор ирн нулевой подаче; Г)н.каке — подача насоса ири максимальном напора; Hv(( и 9як напор и ио. дячя в точке оптимального ре кима работы( а соса (при наибольшем КПд).

Форма характеристики насоса зав):- сит от конф!1Гурации его проточной части, соотношения кинематических 11Параметров в проточной част:.. вязкости жидкости и от некоторых других факторов. Различают два вида напорных характеристик (рис. 7.4).

Е'П)1)б)(г)ЬН))10 И НВС)72Й!Эц 2ЬНуЮ. П р)

стабильной характеристике напор «Ie1)pepbIIl))o снижается от его значения при Q 0 на всем диапазоне подач. В эгом случае каждому значение) напора соответствует единственное значение подачи.

Г1ри нестабильной характерист)I).о лишь на определенной части криво.: напор уменьшается с увеличением подачи. Точка максимума Нм,„(, дели. напорнукт характеристику на две ве'(- ви: западакощую Q ( Q~ „,„, „и ниспадающую Q ) Qui „,.„,,. При нестабильной форме характеристики о„.- ному значению напора Н; в диапазоне от Ин до Нма,„, соответствуют два значени я подачи Q; и График Л' (Q) называется кривой ло)юности, его вид зависит от типа насоса. В центробежных насосах с увеличением подачи мощность непрерывно возрастает от Л'о = (0,4 —: 0,6) N,.„, д» Л)„,,„,.,. В диагональных насосах максимальное значение мощности достигается в режиме Q„(, а при дальнейшем увеличении подачи мощность уменьшается. Осевы( насосы потребг

ляют максимальную мощнос1 ь пр;:. нулевой подаче (Q - I!), и с увеличением Q потребляемая мощность уменьшается. В связи с эгим во избежание перегрузки электродвш атсля центробежные насосы следует запускать в работу при закрытой задвижке и; напорном трубопроводе, а диагональные и осевые — при открытой.

Х арактеристика )1 „(Q) имеет ма ксимум (экономический режим; см. рис. 7.3). Для центробежных «acoco=. характеристика имеет пологую форму, благодаря чему рабочая часть получается достаточно широкой. Хара ктеристика допустимой ва к уу сфе-.- Рической высоты всасывания Н н(., до, . = f(Q) представляется непрерывно падающей кривой. Падение Нв,,„н Пp: увеличении Qу,диагональных и оск-

-- 119 --

вых насосов менее значительно, чем у центробежных радиальных.

Для взаимного сравнения лопастных насосов различных конструкций и с различными размерами удобны безразмерные характеристики. В этом случае пользуются характеристиками двух типов: относительными и каэффиссиентными.

Относительные характ еристики (рис. 7.5, а) удобны для сравнения насосов различных конструкций. В этих характеристиках текущие значения параметров отнесены к параметрам экономического (оптимального) режима: Q = Q!Q„„.; Ц и/Нан.; N = N/N,,„. и Чн ==

= Чн'Чн макс.

Коэффициентные характеристики (рис. 75(б) удобны для сравнения геометрически подобных насосов. Обычно для серии подобных насосов дается одна группа безразмерных характеристик. В нее входят безразмерные коэффициенты подачи ср, напора п1э и мощности сс, определяемые соотношениями

1 ~ V Ф р (7 9)

)тс(а (а ыа на

Здесь d, и l2 — наружный диаметр и ширина канала на выходе рабочего колеса, м; и, — окружная скорость на выходной кромке колеса, м/с.

В зависимости от соотношения параметров (Q, Н, n) изменяется форма проточной части рабочего колеса насоса. Для ее характеристики в соответствии с заданными параметрами применяется критерий — к о э ф ф ициент быстроходности насоса:

n, = 3,65п@//)'/2 (Н/i) — з/' (7.10)

где j — количество потоков жидкости, соединяемых в рабочих колесах параллельно; i — количество ступеней рабочих колес, соединяемых последовательно.

Коэффициент быстроходности п,—

частота вращения эталонного насоса, мин ', работающего на воде (р = = 10' кг/м') с полезной мощностью 736 Вт при напоре 1 м и максимальном

9э. (га +/и
(

<!-- картинка -->

Рис. 7.5. Безразмерные характеристики насоса:

« — ()тпосительпая; 6 коэффициентная; Q, Н. N. г!» - — относительные подача, напор. мощность и КПД, отнесенные к параметрам оптимального режима; (р, ф, ц — безразмерные коэффициенты подачи. напора и мощности

значении КПД. Коэффициент быстроходности определяет тип проточной части насоса при оптимальном режиме.

Для ряда энергетических насосов, например питательных, приходится применять относительную малую быстроходность (n, = 35 —: 70 мин-') с целью получения высокого напора при относительно малых подачах.

7.3. ВЫБОР ОСНОВНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК
НАСОСОВ

Проектирование проточной части насоса производится на базе использования законов сохранения массы, энергии, количества и момента количества движения.

Закан сохранения массы выражается уравнением неразрывности потока:

Q рср„ f const. (7.11)

Здесь f — площадь поперечного сечения потока, м', с — средняя скорость потока за пределами пограничного слоя, м/с; сс,, — коэффициент, учитывающий снижение скорости потока в пограничном слое.

Закон сохранения энергии выражается уравнением Бернулли:

gz)+ р,/р+ с,'/2 = gz, +
+р2/р+с,'/2 — ga+ХцН. (7.12)

Здесь z и z., — геометрические высоты двух сечений проточной части относительно некоторой произвольной горизонтальной плоскости, м; р, и

119

-- 120 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

2 1
г

1

Рис. 7.6. Основные размеры рабочего колеса центробежного насоса:

диаметр входного патрубка; гТ; — средний диам 'Tp входных кромок рабочих лопастей; д',-- иаметр выходцы: кромок: l и и — ширина входной и выходной кроток

р -- статические давления в этих сечениях, Па; с, и c„ — скорости потока, м с; gH—энергия, сообщенная насосом жидкости на участке между сечениями 1 и 2, Дж7кг; ДОН -- гидравлические потери энергии на этом же участке, Дж'кг.

Уравнение количества движения для двух рассматриваемых сечений потока 1 и 2 в векторной форме имеет вид

Я (с — с)=ZF

('7.13)

где F — сила, действующая на поток, Н; с, и с., — скорость потока в сечениях, м с.

С"„

С В" ФА

ч Ь

Рис. 7.7. Треуго IbilHKH скоростей потока жидкости в проточной части центробежного насоса:

ки и и - абсолютная, относительная и окружная скорости на входе жидкости в рабочие 10ПB" сти насоса; с;. са- и и. — то же на выходе; р, и 1~- -- Зглы входа и выхода жидкости из рабочего колеса насоса

Уравнение моментов количества движения записывается также в векторной форме:

Рм1гр с,— т, с,] = ZFr. (7.14) Здесь r, и r — радиальные (векторные) координаты центров сечений потока.

Течение жидкости в рабочем колесе насоса имеет сложный пространственный характер, что затрудняет его исследование. Для у прощения анализа трехмерную модель течения заменяют двухмерной, сохраняющей основные свойства реального течения. Для этого условно рассекают лопасти в рабочем колесе плоскостью, перпендикулярной оси вращения, получая на ней сечения лопастей, образующих радиальную (круговую) решетку. Течение в области радиальной решетки рассматривается, как плоскопараллельное.

Опуская сложные выводы формул, приведем кратко основные расчетные соотношения для одноступенчатого центробежного насоса.

При проектировании насосов обычно задаются подачей Q, напором Н, давлением р и плотностькз р жидкости. Прежде всего определяется к о э фф ициент Ян, являющийся важной характеристикой насоса: R„— = 3,25 1 1 lг„'(1+ Хи) + b„- 1 lХН. (7, 15)

Обычно Я„= 4,1 —: 4,3. В формуле (7.15) йо = с,:с„; с„и с, — абсолютные скорости жидкости в конце входного патрубка насоса и при входе на лопасти рабочего колеса. На рис. 7.6 этому соответствуют d — диаметр входного патрубка рабочего колеса (воронки) и d, — средний диаметр входных кромок рабочих лопастей. Отношение lео принимается в пределах 0,5 — 1,0, где меньшие значения относятся к рабочим колесам с большими углами р на выходе. Для центробежных насосов угол 13. мал (рис. 7.7) и составляет 15 — 25 .

В формуле (7.15) Хи — коэфф ициент кавитации, который принимается равным 0,3 — 0,4; коэффициент потерь на входе жидкости в

-- 121 --

рабочее колесо насоса ~,„ имеет значение 0,2 — 0,3.

На следующем этапе определяется угол р, входа жидкости в рабочее колесо насоса (рис. 7.7); для него tg P, = 24,2 (d,/d,) k,/К„'. Для насосов обычно d,/d, ~ 1. Далее находят отношение скоростей с,„/и, = kc x Х tg P,/т. Здесь k, — отношение проекций скоростей потока на радиальное направление на входе и выходе рабочего колеса: k, = с,„/с,„= 0,5 —:

— 1,0 (меньшие значения — для узких колес); т = d,ld, — отношение диаметров выходных и входных кромок рабочих лопастей, принимаемое равным 1,3 — 3,5 (оптимально т т 2). Теперь может быть найден к о э ф ф ициент теоретического напора:

Н, =-1 '" ctg P,. (7.16)

и

Коэффициент потерь в спиральной камере насоса g, = („/ /(k,' + („), где ~„—коэффициент, учитывающий суммарные потери в спиральной камере (на удар, на трение, на поворот потока и в диффузоре). По данным испытаний насосов ~„= = 0,25 —: 0,4.

Отношение скоростей жидкости в спиральной камере А, = с,'/с, = 1,1 —:

— 1,3. Здесь с, — средняя скорость жидкости в спиральной камере; с,'— корость в конце зоны удара потока на выходе из рабочего колеса в спиральную камеру.

Гидравлический КПД центробежного насоса уточняется по формуле

[н+

Нт( 4 т' 2

+ (с„1и,)']). (7.17)

Здесь ~ — коэффициент потерь на рабочих лопастях, равный 0,15—0,4 (меньшие значения — для малых углов ~,).

Коэффициенты напора Н„= т~„Й, и давления р„= Ч„р„где p, = H,р.

Необходимая частота вращения насоса

84

П- Х

т') ~/

где pД() р„, = 0,95 — '. 1,0 — коэффициент расхода на входе жидкости в рабочее колесо; j — количество подводов жидкости к рабочему колесу; и, — окружная скорость у выходной кромки рабочего колеса;~) = d„/d,— коэффициент, учитывающий уменьшение живого сечения подводящего патрубка насоса за счет загромождения его валом с насаженной на него втулкой. В одноступенчатых насосах с односторонним подводом среды (насосы консольного типа) нагромождение подводящего патрубка отсутствует и v = О. Для многоступенчатых насосов и насосов с двусторонним подводом (j = 2) среды к рабочему колесу v = = 0,2 —: 0,4. Теперь можно найти общий КПД насоса по формуле

I

(7.19)

1+ аyт+ а,(

Здесь т1„',„= 0,84 —: 0,98 — механический КПД без учета дисковых потерь на трение, учитываемых в этой формуле отдельно (меньшие значения — для малых машин с подшипниками скольжения); а,-, = 0,01 —:

— 0,03 —; аддисковые потери на трение, равные 0,01 — 0,04; для ступеней ссоотношением размеров I,/d, ) 0,03 (см. рис. 7.6) а„= — 0,01 —: 0,02.

Далее по формуле (7.7) может быть определена мощность привода и выбран двигатель с ближайшими к расчетным значениями частоты вращения и мощности. Запас по мощности должен бытьнеболее 15 — 25 %. Изменение частоты вращения влечет за собой изменение отношения диаметров т, или угла P„или обеих величин одновременно. Если, например, изменяется коэффициент т, тогда новое значение и определяют методом последовательных приближений по формуле (7.18).

-- 122 --

<!-- картинка -->

Не вдаваясь в детали расчета числа лопастей рабочего колеса насоса и их профилей, ограничимся описанием углов в соответствии с рис. 7.7. Здесь Р» и ()вр — входной и выходной углы рабочих.лопастей, причем рекомендуется ргр Q 40 —: 50'. Угол у называется углом атаки: при расчетном режиме (в области максимального Кг гД) 7 — (2 —: 5)'. Входной угол рабочих лопастей ргр — — P, + 7, Угол 6 называется углом отставания потока. Рекомендуется иметь 6 = = (3 —: 8)', тогда выходной угол рабочих лопастей I)» = Рй + 6.

Число рабочих лопастей гр связано со средним шагом /,р лопастей соотношением t,р — — ts (r, + r,)/zs, где у, и г, — радиусй входной и выходной кромок рабочих лопастей. Вводится понятие длины профиля бп (рис. 7.8), которая для профилей произвольной формы и при малом угле рвр приближенно равна Ьп ж (r, — r,) sin 0,5 х х (I) р + рйр). Вводится также понятие относительного шага Т,р как отношения t,р — — t,р/6д. На основании экспериментальных исследований рабочих колес насосов можно рекомендовать /ср —— 03 —: 0,5 (меньшие значения йри рйр ) 40 —: 50', а большие при рвр — — 20 —: 25'). Используя отношение радиусов лг = уа/ги можно получить

ар — з!п и'R+6'P . (7.20)

tcp нт — 1 2

~/р

гр

Рис. 7.8. Профили рабочих лопастей цен-тробежного насоса:

г, н г, — радиусы входных н выходных кромок
рабочих лопастей; Ьи — длина профиля; г — ра-днус гиба лопасти; Ro — радиус центров окруж-ностей гибов

l 22

Лопасти рабочих колес насосов обычно изготовляются в виде дуг окружности, радиус гиба которых (рис. 7.8)

, (7.21)

2 (rs сов Ввр — r, соа Вгр)

а радиус центров окружностей

Rs = туг гх'+ r' — 2п; соз рпйр. (7.22)

7.4. ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ И КАВИТАЦИЯ
В НАСОСАХ

Геодезическая высота всасывания Н„— разность отметок оси колеса насоса и свободного уровня в резервуаре, из которого жидкость всасывается (см. рис. 7.2). Движение жидкости от поверхности свободного уровня до входа в рабочее колесо происходит за счет потенциальной энергии всасываемой жидкости. Расход потенциальной энергии жидкости на ее подъем во всасывающую воронку колеса и потери энергии на преодоление сопротивления всасывающего трубопровода при известных условиях ведут к кавитации.

Кавитация — это гидродинамическое явление в гидравлических машинах, в том числе в насосах, зависящее от гидродинамических характеристик машины и физических свойств жидкости, приводящее к разрушению как движущихся, так и неподвижных частей гидравлических машин. Длительная работа лопастных насосов в условиях кавитации приводит к характерному разрушению их рабочих колес,зависящему от свойств металла и степени развития кавитации.

Кавитация начинается при падении давления жидкости до значения, равного или меньшего упругости ее насыщенного пара, и сопровождается нарушением оплошности потока и образованием пузырей или полостей (каве/гк), заполненных паром. Кавитационные явления могут возникать также при снижении местного давления по причинам динамического характера.

-- 123 --

Проблема кавитации в насосах стала особенно острой s связи z повышением частоты вращения нх ррааббобчйх .колес особенно у вятателыпях насосов энергс@Лбйой пе сверхкритические начальные параметры пара.

Известно несколько видов. кавитации гидромашин: а) пузырьковая; б) в форме каверн ограниченного размера; в) в форме обширных каверн.

Пузырьковая форма кавитации обычно развивается около лопастей, омываемых потоком без значительных градиентов давления. Происходят возникновение и рост пузырьков, они движутся вдоль лопасти колеса и затем разрушаются.

Если в 'потоке жидкости имеются местные зоны разрежения, тогда возникают связанные с ними и с обтекаемой потоком лопастью насоса каверны — стационарные полости, охватывающие часть лопасти рабочего колеса при его вращении. При обширных кавернах занятые ими стационарные полости охватывают всю лопасть и замыкаются за ней. Наблюдения показывают; что такая форма.кавитации при обтекании плоского крылового профиля начинается от его входной кромки. В хвостовой части каверна неустойчива, здесь от нее периодически отделяются 'участки различных размеров и форм, которые затем сносятся потоком и замыкаются.

В настоящее время принято считать, что кавитационное разрушение материала происходит из-за механического воздействия кавитирующего потока иа материал. Циклический процесс разрушения одних каверн (или пузырьков) и образования новых заставляет колебаться хвостовую часть каверны на обтекаемой поверхности. Степень навигационного повреждения лопасти зависит от давления, при котором происходит разрушение каверн. Это явление сопровождается кавитационными гидравлическими ударами, приводящими материал лопасти к усталости. Кроме поверхностного разрушения металла, вызванного усталостными явлениями в результате многократных гидравлических ударов, имеютместо также отрыв

и унос частиц металла жидкостью, проникающей в поры металла и выталкиваемой из них под действием колебаний давления жидкости. Пористые металлы более подвержены подобным разрушениям.

Снижение абсолютного давления в проточной части насоса до давления упругости пара перекачиваемой жидкости, приводящее к кавитации, может быть общим для всей системы или местным. Общее падение давления может быть вызвано 'рядом причин; увеличением геодезической высоты всасывания или уменьшением подпора на всасе, снижением абсолютного давления в системе, ростом температуры перекачиваемой жидкости. Местное уменьшение давления может быть связано с причинами динамического характера: с возрастанием скорости жидкости вследствие увеличения частоты вращения, с отрывом или сжатием потока, с отклонением линий тока от нормальных траекторий.

При всасывании из открытой емкости, когда на уровень жидкости действует атмосферное давление, высота всасывания определяется по формуле

Н Н

во Д вс

РЫ

— — — ДНк. (7.23)

м'

Здесь рз и р, — давления барометрическое и насыщенного пара при данной температуре жидкости; ДН„— сопротивление всасывающего трубопровода, м; с, — скорость жидкости на входе в насос, мlс; ДН„— необходимое избыточное давление во всасывающей воронке насоса сверх давления насыщенного нара, называемое а нтикавитационным запас о м, м.

Питательные насосы ТЭС всасывают воду с температурой выше l00 'С из закрытых аккумуляторных баков деаэрированной воды, где имеется паровая подушка с равновесным давлением насыщенного пара, соответствующим температуре воды. В этом случае в формулу (7.23) вместо рз должно быть подставлено рд-123

-- 124 --

шмакс

1

в — я в
S6 $м

Рис. 7.9. Распределение относительных скоростей жидкости по обводам профиля вращающейся рабочей лопасти насоса:

А — входная кромка лопатки; Л — выходная кромка; Sa — путь обхода по лицевой стороне профиля; Яе — путь обхода по тыльной стороне профиля

давление в деаэраторе. В то же время р, = pa и формула (7.23) преобразуется к виду

Н„=/ьНк, + — "+ ДНк. (7.24)

2g

Здесь в отличие от формулы (7.23) H„— подпор жидкости над всасывающей воронкой насоса, имеющий противоположный знак по сравнению с Н„в формуле (7.23).

Требуемый антикавитационный запас энергии на всасе насоса /sH„„. зависит от его подачи, от частоты вращения и от конструкции входных элементов лопастного колеса насоса и может быть определен по формуле

бн„-).iс6 +Л — '. (7.26)

к ' 2g ' 2g

Здесь с, и сп, — абсолютная и относительная скорости потока во всасывающей воронке насоса и на входной кромке лопастного колеса (см. рис. 7.6 и 7.7); Л, и Л, — опытные коэффициенты. Для оптимальных режимов Л, = 1,2. Коэффициент Л, зависит от шага, толщины, формы и кривизны входной кромки лопасти. Его оптимальное значение равно Л, = = 0,3.

Склонность рабочего колеса насоса к кавитации существенно зависит от характера изменения относительной скорости w обтекания жидкостью его профиля.

На рис. 7.9 показаны результаты измерений относительной скорости потока жидкости вдоль рабочей лопа-сти насоса. Скорость близка к нулю в некоторой точке А на входной кромке. На тыльной стороне профиля SS она резко возрастает на некотором удалении от точки А до wД,„„ заметно превышающей относительную скорость набегающего потока вследствие искривления линий тока при обтекании входной кромки:сама ) ш,. Далее на тыльной стороне профиля скорость быстро падает, а затем снижается более медленно до япя — относительной скорости выхода жидкости из рабочих лопаток.

На лицевой стороне профиля S, на небольшом удалении от точки А скорость резко возрастает, а затем сохраняется почти постоянной и лишь в конце профиля немного возрастает до w,. Положение точки А на профиле зависит от угла атаки у: точка находится на входной кромке (в точке максимальной кривизны) на режиме обтекания, который принято называть режимом безударного входа. Угол атаки 7 при безударном входе обычно отрицателен.

Важной характеристикой склонности рабочего колеса насоса к кавитации является отношение максимальной относительной скорости шм,п, к скорости набегающего потока w. Отношение связано с упоминавшимся .выше коэффициентом кавитации Л„соотношением

Лм(сам,„,/wz) — 1. (7.26)

Физический смысл коэффициента кавитации становится понятным после установления связи между давле. нием жидкости и ее относительной ско. ростью на профиле. Максимальное местное снижение давления равно:

ря — рмип - р (Свмякс — свя)/2 ~

=ЛЯ рспх/2. (7.27; Здесь дг — давление жидкости перес рабочими лопастями насоса; м „,— инимальное давление у профиля ло пасти. Если р„„„будет меньше, чеь давление насыщения, то будет про исходить вскипание жидкости и, кау следствие, кавитация. Таким образом коэффициент кавитации Л,м являетсу

-- 125 --

мерой снижения давления на профиле лопасти. Желательно иметь значение Х„минимальным. Для обычных рабочих колес в области расчетных режимов согласно опытным данным Х„= — 0,3 —: 0,4.

Минимальный антикавитационный запас энергии в уравнении (7.24) может быть определен в зависимости от частоты вращения ротора насоса и и от его производительности (подачи) Q по формуле, предложенной С. С. Рудневым:

ЛН =10 . (728)

~/~ 4/3

К~

Здесь с„р — коэффициент, выражение для которого может быть получено из формулы [7,281:

с„=-5,62nQ'~'(ЛН )-з~4 (7.29)

Выражение (7.29) для с„р структурно подобно выражению (7.10) для коэффициента быстроходности насоса и,. Разница лишь в том, что вместо напора насоса Н в него входит антикавитационный запас энергии на всасе AH„.

Это сходство выражений дало основание назвать с„ркавитац ионным коэффициентом быстроходности. Между коэффициентом с„р и быстроходностью п, существует зависимость

— = 20,5 ( " """ (7.30) C„„p ( Н

где отношение ЬН„.„„(Н= х называется коэффициентом кавитации Т о м а. Коэффициент широко используется при оценке навигационных качеств осевых насосов. Для центробежных насосов большее распространение при оценке кавитацион н ых качеств имеет коэффи циент с„,, который получают путем кавитационных испытаний насосов. Для первой ступени многоступенчатых насосов, характеризующихся значением и,.= 80 —: 120, ВНИИгидромаш получены значения с„- 1500 —:

— 1700.

Кавитация насосов сопровождается дополнительными явлениями, от-рицательно сказывающимися на работе насоса: шумом и вибрацией, снижением КПД и характеристик Н (Q). Если п,( 100, тогда кривые Н (Q), КПД и мощности почти не изменяются с уменьшением давления на всасывании, но резко падают при кавитационном срыве. При и,, = — 100 —:

— 350 кривые Н (Q) и 1V (Q) снижаются постепенно до тех пор, пока не будет достигнута точка гравитационного срыва. Для осевых насосов с и,) 450 нет отчетливо выраженной точки гравитационного срыва: наблюдается лишь постепенное снижение кривых Н (Q) и У (Q). Снижение кривых Н (Q) и КПД может начаться до достижения давления парообразования на входе в колесо за счет выделения воздуха или легкокипящих фракций из перекачиваемой жидкости.

Для защиты насосов от гравитационного разрушения применяются меры, не связанные и связанные с изменением конструкции насоса. К первым относятся:

а) уменьшение сопротивления всасывающих линий (минимальная их длина, оптимальный диаметр, отсутствие резких поворотов);

б) ограничение скорости жидкости во всасывающих трубопроводах значениями 1 — 2 м/с при определении их диаметра;

в) недопущение воздушных мешков при трассировке всасывающих трубопроводов (в противном случае предусматриваются устройства для удаления воздуха).

Конструктивные меры предусматриваются для первых ступеней многоступенчатых насосов. К ним относятся:

а) конструирование насосов с минимальным значением коэффициента быстроходности.n, и применение колес с оптимальными входными углами лопастей;

б) применение оптимального числа

рабочих лопастей z = 6 —: 8, а при больших значениях и, увеличение числа лопастей против вышеуказанного;

в) удлинение лопастей в осевом

направлении всасывающей воронки;

19'

-- 126 --

<!-- картинка -->

г) применение гладких стенок и закругления входных кромок лопастей;

д) устранение резких изменений направления потока у входа в колесо;

е) применение входного направляющего аппарата для оптимальной закрутки потока;

ж) применение шнекоцентробежного колеса у первой ступени;

з) применение первой ступени насоса с вихревым отрывом потока;

и) применение бустерных насосов с пониженной частотой вращения;

к) применение насосов с суперкавитирующими лопатками.

Н

1

1

Ис 1

Ле

Я, й

ряс. Тцц Характеристики центробежного насоса (при постоянной частоте вращения) и сети:

H — нагорная характеристика насоса: Be — характеристика (сопротивление) сети; He — стат»- ческая часть характеристики сети; Иа~ — динамическая часть характеристики: А — рабочая точка; Qi — подача насоса. соответствующая рабочей точке характеристики

7.5. РАБОТА НАСОСОВ НА СЕТЬ
И РЕГУЛИРОВАНИЕ

ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Насос и внешняя сеть, на которую работает насос, образуют единую систему, определяемую равенством подачи Q насоса и количества жидкости, проходящей по внешней сети,а также равенством напора Н, создаваемого насосом при постоянной частоте вращения [формула (7.4)[, и напора, расходуемого сетью Н, [формула (7.6)[. Графически равновесие системы насос —сегь (Н = Н,) выражается точкой пересечения А характеристики насоса Н (Q) с характеристикой сети Н, (Q), называемой рабочейточкой (рис. 7.10).

В общем случае характеристика сети Н, (Q) состоит из статического и динамического ее сопротивлений. Статическое сопротивление не зависит от расхода среды и в формуле (7.6) определяется суммой: H„= (»,— — р,) 7+ г, где (р, — р)) — разность статических давлений в напорном и приемном резервуарах (см. рис. 7.2): z — разность уровней жидкости в этих же резервуарах.

На рис. 7.10 Н„ отложена в виде горизонтальной прямой линии.

Динамическое сопротивление сети Н„= (ох — ce))/2g+ ДН зависит от скорости движения среды по трубопроводам сети, а следовательно, и от ее расхода Q (зависимость квадратичная). В рабочей точке динамическое сопротивление сети обозначено через Н „ чему соответствует подача насоса Q,.

В частном случае, если насос работает на замкнутую сеть с возвратом среды на его всас (например, насосы рециркуляции), статическое сопротивление сети Н„ = 0 независимо от того, под каким абсолютным давлением находится перекачиваемая жидкость.

В условиях ТЭС обычно приходится иметь дело со сложной сетью, состоящей из нескольких разветвленных трубопроводов различного диаметра и длины, включенных между собой параллельно н последовательно и расположенных иногда на различных отметках.

При последовательном соединении участков и неизменном статической сопротивлении всей сети новая харак теристика получается суммирования. ем динамических сопротивлений уча. стков при заданной подаче. К дина. мическому сопротивлению первого участка H„,добавляется динамическое сопротивление второго участка Н„, и третьего Нд„и парабола суммарной характеристики сети Н, становитс) все более крутой (рис. 7.11).

При параллельном соединении уча стков характеристика сети получает ся суммированием расходов жидкост) через отдельные участки при постоян ном напоре.

-- 127 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

На рис. 7.12 рассмотрен случай работы насоса на сеть, в которой каждый из параллельно включенных участков с динамическими сопротивлениями Н, и Н, имеет Также различное статическое сопротивление Н„, и Н„,. Суммарная характеристика сети Н, в этом случае изображается ломаной кривой, состоящей из характеристики Н„участка 1-2 от нулевой подачи до точки ее пересечения с линией статического напора H„„а затем переходящей в кривую Н,. (участок 2-А), получаемую суммированием подачи q, и Q при постоянных значениях напора.

В условиях эксплуатации возникает необходимость регулирования подачи насосов. Регулирование может осуществляться двумя способами: изменением характеристики сети и изменением характеристики насоса.

К первому способу относится д р о с с е л ь н о е регулирование, заключающееся в дросселирование потока жидкости с помощью задвижки на нагнетании насоса. Дросселировать поток на всасывающей стороне насоса не рекомендуется, так как это может привести к возникновению кавитации. Дросселирование потока с помощью регулирующей задвижки или клапана на нагнетании насоса является наиболее распространенным, простым и надежным способом регулирования подачи. Его недостатком является низкая экономичность способа, так как регулирование подачи сопровождается потерей энергии и части напора в дроссельном органе. При дроссельном регулировании из-за большой местной скорости изнашивается регулирующий орган и возникает опасность его неплотного закрытия при остановке насоса. Для обеспечения минимального снижения КПД насосного агрегата при дроссельном регулировании напорная характеристика насоса должна быть наиболее пологой.

Дросселирование потока с помощью регулирующей задвижки равносильно введению в сеть дополнительного сопротивления. Статическое сопротивление сети Н„ при этом не

Hi

"лз
~~д~

и '

( ) 1

нд1 1

1

ст

1

Q

1

Q

(

Q„

ОП5Ц

Рис. 7.11. Характеристики насоса и сети при последовательном соединении трех участков с одинаковым статическим сопротивлением Нст:

Ндь Нд, и Нд,. динамические сопротивления участков; Нси Н~, и Нсз — суммарные характеристики сети при наличии одного. двух и трех последовательных участков; А; — As — рабочие точки на характеристике насоса; Q,—Qs — три значения подачи насоса

изменяется, а к динамической составляющей добавляется новое сопротивление, и парабола становится более крутой. Этот метод регулирования можно пояснить, используя упоминавшийся выше рис, 7.11. Каждому положению регулирующей задвижки в этом случае будет соответствовать свой график динамического сопротивления сети.

На рис. 7.11 изображены три характеристики сети — Н„, Н„и Н„, соответствующие трем положениям за-Нс

Hcc~jHccz

Q2

1~7 ~2

Рис. 7.12. Характеристики насоса и сети с двумя параллельными участками:

Нет~ и Hccs — статические напоры участков; Нд, и Нд~ — динамические сопротивления участков; Нсо Hcs и Hc — суммарные характеристики первого и второго участков и всей сети; 1—2 — совпадение характеристики второго участка с характеристикой всей сети; А — рабочая точка на характеристике Н насоса; Q, Q, и Qc — подача насоса и расходы жидкости через первый и второй участки сети

-- 128 --

<!-- картинка -->

H Hc

Hст

а(

(7л Q1+IU

1'ис. 7.13. Регулирование производительности насоса перепуском (байпасированием) потока:

Н 1 — характеристика основной сети при закрытом перепуске; Нсг — характеристика перепускной лнпвк; А, — рабочая точка первого режима (с закрытым перепуском); А, — рабочая точка режима с перепуском; Q, — подача насоса в первом режиме; Q' '— подача жидкости в основную

т

сеть в режиме с перепуском

движки: полностью открытому и различным степеням прикрытия.

Вторымспособом регулирования производительности насоса воздействием на характеристику сети является байпасиров ан и е или перепуск части жидкости из напорной линии на всас насоса. Этот способ графически изображен на рис. 7.13.

Напор насоса при открытии перепуска снижается от Н, до а пода

<!-- картинка -->

Рис. 7.14. Регулирование подачи насоса изменением частоты вращения его рабочего колеса:

Н(яо. H(I11), Н(лт) — характеристики насоса при трех аваченаях частоты вращения; Не — характеристика сети; Q» Ql, Ql— подача насосе при каждом ма трех режимов; Аь Ат, А, — рабочие точки для трех режимов

ча возрастает от (гг до (г„уменьшение напора вызывает уменьшение расхода жидкости через основную линию от

е, ()(.

С точки зрения экономичности такой способ регулирования приемлем для насосов с большой быстроходностью (н, ) 250) и для вихревых насосов, у которых мощность падает с увеличением подачи. В центробежных насосах с л, ( 250 регулирование перепуском вызывает увеличение потребляемой мощности и может приводить к перегрузке двигателя.

Способы регулирования производительности изменением характеристики насоса в общем являются более экономичными. Из них на первое место следует поставить регулирование изменением частоты вращения рабочего колеса (рис. 7.14).

Регулирование частоты вращения легко осуществляется при электродвигателях постоянного тока. При переменном токе задача усложняется- используются асинхронные электродвигатели с фазным ротором. Можно также применять электромагнитную или гидравлическую муфту. Для питательных насосов с потреблением мощности более 12 МВт целесообразно применение паротурбинного привода, обеспечивающего плавное регулирование частоты вращения в широком диапазоне.

Регулирование изменением частоты вращения приводит к новому положению характеристики насоса, и рабочая точка перемещается в новое положение, соответствующее новому значению подачи. Отличительной особенностью этого мегода является то, что он не приводит к дополнительным потерям в системе насос — сеть. KIIgl насоса сохраняется в первом пришли. жении постоянным, и этим обеспечи. вается максимальное значение КПД насосной установки.

Частота' вращения в точке А, (рис. 7.14) определяется из уравнениу подобия:

-- 129 --

Питательны е насосы относятся к числу наиболее ответственных вспомогательных машин ТЭС. На блоках с давлением (3 МПа, мощностью до 2(0 МВт применяются питательные насосы с электроприводом с установкой двух агрегатов производительностью по 50 % максимального расхода питательной воды на блок (без резерва) или одного на полный расход воды.

На блоках сверхкритического давления конденсационных мощностью 300 МВт и теплофикационных мощностью 250 МВт устанавливают по одному питательному насосу полной производительности с приводом от паровой турбины с противодавлением и один пускорезервный электронасос половинной производительности с гидромуфтой.

На более крупных энергоблоках (500 МВт и выше) в целях разгрузки выхлопных частей главных турбин устанавливают по два питательных насоса с приводом от паровых турбин конденсационноготипа, каждый половинной производительности с резервированием подвода пара к приводным турбинам.

Переход на турбопривод питательных насосов с повышением мощности блоков и начального давления связан с рядом причин. При выборе типа привода питательных насосов до перехода к сверхкритическому начальному давлению пара на энергоустановках с единичной мощностью 210 МВт и ниже отдавали предпочтение электроприводу с регулированием производительности на старых установках дросселированием патока, на более новых — гидромуфтой. Это оправдывалось при относительно небольшой мощности привода, когда КПД электродвигателя выше, чем КПД паровой турбины.

С ростом начальных параметров пара повышается относительная и абсолютная мощность питательных насосов и их экономичность заметно отражается на экономичности всего энергоблока.

С ростом мощности привода КПД приводных турбин становится выше,

5**

чем КПД электродвигателей, и турбопривод питательных насосов становится предпочтительнее. В то же время применение электропривода здесь ограничивается трудностями конструирования асинхронных электродвигателей большой мощности, имеющих в настоящее время верхний предел единичной мощности около 8 МВт. Выше этой границы пришлось бы переходить к электродвигателям синхронного типа, менее удобным при пусках и в эксплуатации, или применять несколько параллельных питательных электронасосов меньшей производительности, что усложняет и удорожает установку.

Другая причина связана с частотой вращения насоса. С повышением требуемого напора приходится увеличивать частоту вращения ротора насоса во избежание чрезмерного возрастания числа необходимых ступеней и длины вала (при p„„=- 30 —:

— 35 МПа требуется и 100 —: 135 с '). При электроприводе для этого приходится применять повышающий редуктор, что связано с дополнительными потерями энергии. Турбопривод ие имеет ограничений по частоте вращения

На рис. 7.(9 в качестве примера приведен основной питательный насос энергоблока 300 МВт, имеющий привод от паровой турбины с противодавлением (ПТН). Аналогичную конструкцию (при других размерах) имеет пускорезервный питательный электронасос (ПЭН) для этого блока с мощностью привода 8 МВт.

Соединение вала насоса с редуктором осуществляется жесткой муфтой через валик, расположенный внутри шестеренки редуктора. Вал редуктора соединяется с ротором гидромуфты зубчатой муфтой. Соединение гидромуфты с ротором электро. двигателя осуществляется с помощью полужесткой муфты. Питательный электрона. сос имеет производительность 153 кг!с при давлении нагнетания 31,4 МПА и всасы. эания 1,96 МПА (после бустерного насоса). Частота вращения ротора 125 с — ' при потребляемой мощности 6300 кВт. Нормальная температура перекачиваемой воды 170 'С. Насос имеет шесть ступеней Давления. Для обеспечения надежности и гер- ЫеТЯЧЯОСТЯ KOPIIVC НаСОСа ВЫПОЛНеН ДВОйным. BIIemIIIIil корпус не имеет горизоя-131

-- 130 --

<!-- картинка -->

Нсгь

Нс з

Нстз

Нем

с малым значением статической составляющей Нсе.

Некоторые центробежные насосы малой быстроходности обладают характеристиками, у которых напор холостого хода меньше максимального напора (рис. 7.18). Участок ас характеристики при известных условиях может оказаться причиной неустойчивой работы насоса с колебаниями подачи и напора, часто сопровождающимися гидравлическими ударами в сети и даже повреждениями насоса.

Характеристика сети является параболической с вершиной параболы в точке, где горизонталь статической составляющей напора пересекает ось ординат. Если характеристика сети пересекает характеристику насоса в двух точках, тогда возникают условия для неустойчивой работы насоса. Как видно из рис. 7.18, такие условия возникают на участке характеристики насоса между точками а и с.

Из графика следует, что явление неустойчивости не будет возникать. когда напор холостого хода насоса больше статического напора сети. Анализ показывает, что первопричиной неустойчивости работы является то, что в определенный момент давление в сети больше, чем напор холостого хода, или если максимальный напор насоса меньше давления в сети. Возникает тенденция к реверсу потока в

системе насос — сеть. Колебания в системе насос — сеть могут возникнуть, когда система может запасать и возвращать обратно энергию; это, в частности, имеет место при подаче воды питательным насосом в котел.

При наличии в сети аккумуляторов энергии (паровая подушка в котле, длинные упругие трубопроводы) амплитуда колебаний при нарушении равновесия может достигать больших значений и работа насоса вблизи точки максимума напорной характеристики может быть неустойчивой. Возникает помпаж, т. е. явление автоколебаний в системе насос — сеть. При работе питательного насоса ТЭС в случае повышения давления в котле характеристика сети эквидистантно перемещается вверх. Это изображено на рис. 7.18 кривыми Н,х, Н„, Н„и Н,,, Предельной характеристикой здесь будет график Н„, имеющий касание в точке е с характеристикой насоса.

При дальнейшем повышении давления режим работы насоса скачкообразно переместится в зону отрицательных подач и при отсутствии обратного клапана вода из котла пойдет через насос обратно вдеаэратор. Давление в котле упадет, и, когда характеристика сети достигает значения, соответствующего напору холостого хода насоса, произойдет скачкообразный переход режима работы насоса в зону положительных подач. Этот процесс может многократно повторяться.

Работа насоса в области помпажа не должна допускаться в эксплуатации. При наличии западающего участка характеристики насоса предотвратить или уменьшить помпаж можно применением обратных клапанов с линией рециркуляции, обеспечивающих работу насоса с подачей большей, чем в точке с начала неустойчивой зоны характеристики.

Рис. 7.18. Работа центробежного насоса на

неустойчивой ветви характеристики:

1l — характеристика насоса; Hc B e — значения статического сопротивления сети; Йе,—с,—

оответствующие суммарные характеристики сети: eec — область неустойчивой работы пасоса:

Ь н б — точка характеристики насоса. определяющие размах подач при работе Ila сеть с «з.

рактеристикой He(' .е — предельная точка эоны неустойчивой работы насоса

180

7.6. КОНСТРУКЦИИ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ
НАСОСОВ

Конструкции энергетических насосов отличаются большим разнообразием. Ниже приведено описание наиболее характерных из них.

-- 131 --

Питательны е насосы относятся к числу наиболее ответственных вспомогательных машин ТЭС. На блоках с давлением 13 МПа, мощностью до 210 МВт применяются питательные насосы с электроприводом с установкой двух агрегатов производительностью по 50 % максимального расхода питательной воды на блок (без резерва) или одного на полный расход воды.

На блоках сверхкритического давления конденсационных мощностью 300 МВт и теплофикационных мощностью 250 МВт устанавливают по одному питательному насосу полной производительности с приводом от паровой турбины с противодавлением и один пускорезервный электронасос половинной производительности с гидромуфтой.

На более крупных энергоблоках (500 МВт и выше) в целях разгрузки выхлопных частей главных турбин устанавливают по два питательных насоса с приводом от паровых турбин конденсационного типа, каждый половинной производительности с резервированием подвода пара к приводным турбинам.

Переход на турбонривод питательных насосов с повышением мощности блоков и начального давления связан с рядом причин. При выборе типа привода питательных насосов до перехода к сверхкритическому начальному давлению пара на энергоустановках с единичной мощностью 210 МВт и ниже отдавали предпочтение электроприводу с регулированием производительности на старых установках дросселированием потока, на более новых — гидромуфтой. Это оправдывалось при относительно небольшой мощности привода, когда КПД электродвигателя выше, чем КПД паровой турбины.

С ростом начальных параметров пара повышается относительная и абсолютная мощность питательных насосов и их экономичность заметно отражается на экономичности всего

энергоблока.

С ростом мощности привода КПД приводных турбин становится выше,

5**

чем КПД электродвигателей, и турбопривод питательных насосов становится предпочтительнее. В то же время применение электропривода здесь ограничивается трудностями конструирования асинхронных электродвигателей большой мощности, имеющих в настоящее время верхний предел единичной мощности около 8 МВт. Выше этой границы пришлось бы переходить к электродвигателям синхронного типа, менее удобным при пусках и в эксплуатации, или применять несколько параллельных питательных электронасосов меньшей производительности, что усложняет и удорожает установку.

Другая причина связана с частотой вращения насоса. С повышением требуемого напора приходится увеличивать частоту вращения ротора насоса во избежание чрезмерного возрастания числа необходимых ступеней и длины вала (при р, „—. 30 —;

— 35 M(1a требуется и 100 —; 135 с '). При электроприводе для этого приходится применять повышающий редуктор, что связано с дополнительными потерями энергии. Турбопривод не имеет ограничений по частоте вращения.

На рис. 7.19 в качестве примера приведен основной питательный насос энергоблока 300 МВт, имеющий привод от паровой турбины с противодавлением (ПТН). Аналогичную конструкцию (при других размерах) имеет пускорезервный питательный электронасос (ПЭН) для этого блока с мощностью привода 8 МВт.

Соединение вала насоса с редуктором осуществляется жесткой муфтой через валик, расположенный внутри шестеренки редуктора. Вал редуктора соединяется с ротором гидромуфты зубчатой муфтой. Соединение гидромуфты с ротором электродвигателя осуществляется с помощью полужесткой муфты. Питательный электронасос имеет производительность 153 кг/с при давлении нагнетания 31,4 МПа и всасывания 1,96 МПа (после бустерного насоса). Частота вращения ротора 125 с — ' при по. требляемой мощности 6300 кВт. Нормальная температура перекачиваемой воды 170 'С. Насос имеет шесть ступеней Давления. Для обеспечения надежности и герметичность корпус насоса выполнен двойным. Внешний корпус не имеет горвзов-

-- 132 --

<!-- картинка -->

с

, о
', х

J

х

А С

- о

«а 3 o,а

» о" С С Са

l y

с х

ао,

l

с

с

O

с

Ыс

ас

С Х

х

с с

) с

, о

сс

с 1

о

с

оО
m х,

»'о

о2

о

О »ОО

сх
О с

O

О охф

оа

»

( )

Cl С

9 С

я ц с

«С С

a lxo
Я

9

с

о ««

ао
И а

«оо
(»а
с о
с с

о * о

о

а с
и ха
и о,о
а с»

1
з


9l с«

z

с*х

i ®«

с

CI, Сх

с

9. с

-- 133 --

тельного разъема и состоит as кованого цилиндра с напорным и всасывающим патрубками и с опорными лапами и крышки на стороне нагнетания. присоединяемой на фланце. К крышке на круглом фланце присоединен корпус заднего уплотнения, который образует камеру разгрузочного диска. На стороне всасывания крышкой служит корпус переднего уплотнения.

Внутренний корпус, имеющий горизонтальный разъем, выполнен ковано-сварным. В него закладываются направляющие аппараты, также имеющие горизонтальный разъем. Их верхние и нижние половины соединяются болтами. Такая конструкция дает возможность осмотра насоса при ревизии без разборки ротора. Крепление внутреннего корпуса обеспечивает возможность независимого теплового расширения деталей насоса без нарушения их центровки. Для обеспечения плотности между стыкуемыми деталями устанавливают прокладки as нержавеющей стали. За первой ступенью насоса предусмотрен отбор воды для регулирования температуры промперегрева пара впрыском в пусковых режимах.

Ротор насоса состоит из вала с насаженными на него рабочими колесами из нержавеющей стали. Для облегчения сборки ротора диаметр вала под колесами asменяется ступенчато, а посадка колес на зал осуществляется с необходимым натягом. Для обеспечения независимого теплового расширения вала и рабочих колес между их втулками предусмотрены разрезные установочные кольца.

В областях переднего и заднего концевых уплотнений вал защищен рубашками из нержавеющей стали.

Осевое усилие, действующее на ротор насоса, полностью уравновешивается разностью давлений по обе стороны разгрузочного диска. Со стороны рабочих колес к диску подводится питательная вода после последней ступени сжатия в насосе. Из камеры разгрузочного диска вода отводится перепускной трубой во всасывающую камеру насоса.

Концевые уплотнения вала выполнены без сальников — щелевого типа. Для предотвращения протечек горячей воды и охлаждения концевых участков вала к ним подводится холодный конденсат. Каждое уплотнение состоит из двух втулок и трех камер. Внутренние камеры, расположенные со стороны насоса, соединены с деаэратором, средние — с линией нагнетания конденсатных насосов, а наружные через сифон — с конденсатором главной турбины.

Питательная вода из всасывающей камеры насоса и камеры разгрузочного диска, дросселируясь в первых секциях уплотнения, поступает во внутренние камеры уплотнений и отводится в деаэратор. Холодный кон-денсат из линии нагнетания конденсатных насосов поступает в средние камеры корпусов уплотнений с давлением, несколько превышающим давление в деаэраторе. Этот конденсат частично уходит во внутренние камеры, препятствуя проникновению наружу питательной воды с температурой 170'С, и, дросселируясь во вторых секциях уплотнений, поступает в наружные камеры, откуда отводится через сифон в конденсатор. Для поддержания необходимого давления уплотняющего конденсата на его подводе установлены регулирующие вентили.

Насос снабжен двумя самоустанавливающимися опорными подшипниками cHOJIblaaaaa имеющими сферические опорные поверхности, корпуса которых крепятся на крышках внешнего корпуса насоса, где расположены уплотнения. В корпусе заднего подшипника имеется электрический индикатор осевого сдвига ротора.

Зубчатый редуктор (рис. 7.20) предназначен для передачи крутящего момента от электродвигателя к насосу с повышением частоты вращения от 48 до 125 с '. Редуктор выполнен одноступенчатым с двумя цельноковаными шестернями, шевронные зубцы которых обеспечивают плавное зацепление и уравновешивание осевого давления.

Шестерни редуктора расположены в чугунном корпусе, имеющем горизонтальный разъем. В нижней части корпуса имеется маслосборник.

На боковых стенках корпуса выполнены специальные приливы, в которых размещены вкладыши опорных подшипников. Для подвода масла к зацеплению шестерен предусмотрены маслоподводящие трубки, прикрепленные к корпусу редуктора с внутренней стороны.

Гидромуфта служит для регулирования частоты вращения ротора питательного насоса при неизменной частоте вращения электродвигателя.

На рис. 7.21 изображена гидромуфта жиклерного типа, основными узлами которой являются статор, ведущий и ведомый роторы.

133

-- 134 --

<!-- картинка -->

Рис. 7.20. Продольный разрез редуктора пускорезервного ПЭН для блока К-300-240: I — рама; 9 — маслосборннк рамы; В — маслосборник корпуса; б — подвод масла на зацепление;

5 — корпус редуктора; б — маслопровод; 7 — приливы для подъема крышкй редуктора; В — смотровоа люк; 9 — меслоукаветель с термометром; 79 — дмэлекгор для выпуска перов масла; Ы — общна слив масла

Статор выполнен в виде чугунного корпуса с горизонтальным разъемом,в ко. торый встроены два подшяпняка ведущего ротора и один ведомого. Задние подшипники роторов имеют общую крышку к образуют с нижней половиной корпуса камеру для подвода масла в рабочие полости гидромуфты. В нижней части корпуса имеется маслосборный картер, предохраняющий стенки корпуса от соприкосновения с нагретым в гидромуфте маслом.

Ведущий ротор жиклерной гидромуфты образован двумя чашеобразными дисками, соединенными по наружному диаметру цилиндрической приставкой. Внутренняя полость каждого диска разделена радиально расположенными лопатками на 20 частей. К торцу переднего диска прикреплен вал, на другой конец которого насажена полумуфта для соединения с валом электродвигателя.

Проставка ротора имеет шесть радиально расположенных отверстий, в которых закреплены стаканы. В боковые стенки стаканов ввернуты ниппели, выходные отверстия которых направлены в сторону, противоположную вращению гидромуфты. Через ниппели осуществляется слив масла из гидромуфты в количестве, необходимом для поддержания температуры на сливе не выше 60 — 66'С.

Ведомый ротор представляет собой вал с насаженным на него двухсторонним диском. На переднем «oIIIIe вала расположена внутренняя обойма роликоподшипника. С другой стороны вал опирается на опорно-упорный подшипник в имеет зубчатую муфту для соединения с взлом редуктора.

Работа гидромуфты регулируется изменением количества подводимого к ней масла. При установившемся режиме подвод масла равен его сливу через ниппели. Слив масла через ниппели определяется давлением масла перед ними, которое зависит от уровня масла в гидромуфте, т. е. от степени ее заполнения, поскольку частота вращения ведущего ротора постоянна. Чем больше заполнение гидромуфты маслом, тем меньше скольжение ведомого ротора относительно ведущего.

Изменение подвода масла к гидромуфте производится регулирующим устройством, смонтированным на специальном кронштейне, который крепится к корпусу гидромуфты. Регулирующее устройство состоит из регулирующего клапана, управляемого с помощью КДУ. Масло в систему смазки подшипников насоса и на питание гидромуфты поступает от маслосистемы главной турбины при давлении 0,14 — 0,16 МПа.

Конструкции питательных насосов котлов для блоков 500 и 800 МВт в основном идентичны приведенной на рис. 7.19. Насосы отличаются только размерами и частотой вращения ротора. Для блоков 500 и 800 МВт питательные электронасосы отсутствуют. Вместо них устанавливаются по два на блок питательные турбонасосы, каждый производительностью на 50 % номинального расхода питательной воды в котел. В отличие от'турбонасоса блока 300 МВт, где для привода используется турбина с противодав-

-- 135 --

<!-- картинка -->

о д

а о

с а

о 'Q

ос с с "с Йс е

с

-m

с

ос

а.

С С

с

P.

g,л.

(a '

с

с

с а

с

Йс

Ь

с

с"

с

ай

с с

Ео

Й Ф

с

а

с

й

с

'O

\ )

е '

Й,

со

C

а

IC

аа

йо

Lt

с»

с

о

Со

1

с

8'

I

а.

са

~[

с

\ ° р

с- оой

В о:

а с
й е

О сс
ай

й,

с

а

.K

ci g
о1;. о

с
й g
о

-- 136 --

лением, приводные турбины блоков 500 и 800 МВт конденсационного типа.

Питательные насосы для блоков сверхкритических параметров выпускают ЛМЗ, завод «Экономайзер» и Сумской насосный завод. Приводные турбины для ПТН выпускают Калужский турбинный завод и завод «Экономайзер».

Конденсатные насосы представляют особую группу энергетических насосов, работающих с минимальным кавитационным запасом. Этот запас обусловлен разностью вертикальных отметок уровня свободной поверхности жидкости в конденсаторе и оси входного патрубка насоса и потерями во всасывающем тракте насоса.

Условия работы требуют применения для конденсатных насосов относительно низкой частоты вращения, использования материалов, стойких к кавитационным разрушениям, установки для первой ступени насоса рабочих колес специальной конструкции с высокой всасывающей способностью. В связи с этим конденсатные насосы обладают более низкой экономичностью, большей металлоемкостью и более высокой стоимостью по сравнению с другими насосами на аналогичные подачи и напоры.

Из условий удобства компоновки и уменьшения занимаемой площади для крупных конденсатных насосов часто принимают вертикальное исполнение.

На рис.7.22 изображен конденсатный насос первого подъема производительностью 278 кг/с на напор 0,95 МПа (95 м вод. ст.) вертикального типа, двухступенчатый и двухкорпусный.

Литой чугунный корпус в нижней части имеет разъем в вертикальной плоскости. Во внутреннем корпусе выполнены каналы полуспирального подвода к первой ступени, переводные каналы между ступенями и каналы двухзаходного спирального отвода от рабочего колеса первой ступени. Литая напорная крышка насоса выполнена цельной. К ней крепятся нижняя разъемная часть внутреннего корпуса, лопаточный отвод второй ступени, корпуса подшипника и сальника.

ПсаСЫваЮщии пагруоок shlseeses в виде башмака, приваренного к нижней части наружного корпуса. Этим достигаются достаточно благоприятные условия для равномерного подвода конденсата к обеим половинам рабочего колеса первой ступени. Кроме того, всасывающий патрубок располагается на уровне верхней входной воронки рабочего колеса. Ротор насоса состоит нз вала, комплекта рабочих колес, защитных втулок, подшипника, полумуфты. Сварно-литое рабочее колесо первой ступени двухстороннего входа с предвключенными шнеками перед входными воронками, рабочее колесо второй ступени- одностороннего входа.

Циркуля ционные насос ы. Работа ТЭС связана с потреблением большого количества охлаждающей воды, которая в основном направляется в конденсаторы турбин. Служащие для подачи на ТЭС этой воды из водоисточника циркуляционные насосы отличаются большой производительностью при относительно небольшом напоре 0,15 — 0,2 МПа (15 — 20 м вод ст.). На береговых насосных станциях современных блочных ТЭС преобладающее распространение получили осевые циркуляционные насосы. Вертикальные осевые насосы (рис. 7.23) изготовляются одно- ступенчатыми с неподвижными ил и поворотными лопастями рабочего колеса. Насосы предназначены для перекачки воды с температурой 10 — 30'С с подачей до IS 300 кг!с при напорах до 0,23 МПа (23 м вод ст.).

Конструкция насосов нормализована, что дает возможность в одном корпусе устанавливать модификации проточной части н при равной частоте вращения получать различные характеристики насоса. Диаметр рабочего колеса достигает Ибо мм. На закладное фундаментное кольцо устанавливается камера рабочего колеса, которая состоит из двух половин и может иметь цилиндрическую пли сферическую внутреннюю расточку. Дальше на фланцах присоединяются направляющий аппарат и отвод. Рабочее колесо имеет от двух до шести лопастей из высоколегированного стального литья марки 1Х18Н9Т в присоединяется к фланцу вала. Внутри корпуса рабочего колеса помещается механизм поворота лопастей, работающий от ручного, гидравлического или электрического провода. Последние два типа привода позволяют изменять угол установки лопастей в зависимости от режима при работающем

-- 137 --

411 йсБ

<!-- картинка -->

Рис. 7.22. Конденснтный насос вертикального исполнения двухступенчатый КсВ-1000-95:

1 — наружный корпус; у — предвключенный шнек; S — рабочее колесо первой ступени: 4 — всасывающий патрубок; а — рабочее колесо второй ступени; 6 — вал; У — полуыуфта; 8 — корпус подшипника: р- сальник; lO — нагорный патрубок; II — внутренний корпус

-- 138 --

<!-- картинка -->

Рис. 7.23 Осевой вертикальный насос циркуляционной воды:

1 — закладное Фундаментное кольцо; 9 — камера рабочего колеса; 9 — лопасти рабочего колеса; 4 — нижний подюпиник: О — направляющий аппарат; О- люк; 7 — отвод; 3 — вал;

9 — верхний подшипник; 10 — сальник; 1 1 — муфта: гу обтекатель

f5-

насосе. Снизу корпус рабочего колеса закрывается обтекателем.

Стальной кованый вал ротора насоса вращается в двух подшипниках Скольжения с резиновыми или лигнофолевыми вкладышами. Нижний подшипник смонтирован в корпусе направляющего аппарата, верхний — в опорном узле отвода. Перед пуском насоса к верхнему подшипнику подается вода, которая используется в каче-стве смазывающей среды. Для контроля за нижним подшипником в отводе предусмотрен люк. Уплотнение вала осуществляется мягким сальником, корпус которого смонтирован на опорном узле отвода. Ва. лы насоса н электродвигателя соединяются между собой жесткой муфтой непосредственно или через промежуточный вал. Вес ротора и осевое усилие воспринимаются пятой электродвигателя.

-- 139 --

Часть вторая
ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГАЗОВОЗДУШНЫХ
ТРАКТОВ

ГЛАВА ВОСЬМАЯ
ГАЗОВОЗДУШНЫЕ ТРАКТЫ

ал. принципиАльныЕ схЕмы

ГАЗОВО34УШНЫХ ТРАКТОВ

Газовоздушный тракт является важной составной частью тепловой электростанции, сооружение которого связано с большими трудностями и большим расходом материалов. Тракт в значительной мере определяет размеры ТЭС, на транспортировку по нему дымовых газов и воздуха затрачивается большое количество энергии, от его работы зависит надежность работы электростанции. ТЭС,потребляя огромное количество юплива и воздуха. выбрасывают полученные в результате сгорания вещества в окружающую среду Поэюму в газовоздушном тракте наряду с паровым котлом, тягодутьевыми машинами и газовоздухопроводами все большее значение приобретают газоочистные устройства и дымовые трубы, рассеивающие дымовые газы в атмосфере.

Принципиальная схема газовой- душного тракта определяет затраты энергии газа и воздуха при заданных сопротивлениях отдельных его элементов. Схема определяет место установки тягодутьевых машин (па холодном воздухе, горячем воздухе, дымовых газах), число независимых ниток с разными характеристиками трактов и машин, наличие постоянно действующих перемычек с дросселированием давления в них и др.

Принципиальная схема зависит от ряда факторов, из которых важнейшими являются вид топлива, принятая схема топливоприготовления, тип топочного устройства, принятый способ регулирования перегрева, давление или разрежение в газоходах парового

котла и в системе пылеприготовления, способ подогрева воздуха и др.

Для каменных и бурых углей умеренной влажности применяются принципиальные схемы газовоздушных трактов, приведенные на рис. 8.1,

Простейшей и наиболее распространенной является схема, приведенная на рис. 8.1, а Воздух после воздухоподогревателя разделяется на два потока: первичный, поступающий в мельницу и затем транспортирующий топливо в топку, и вторичный, поступающий непосредственно к горелкам или амбразурам молотковых мельниц.

Расчет дутьевого вентилятора ведется по сопротивлению тракта вторичного воздуха, а на тракте первичного воздуха давление дросселируется с потерей части энергии. Дросселирование давления свидетельствует о серьезных недостатках этой принципиальной схемы.

Более эффективной в отношении потребления энергии, хотя и более сложной, является схема на рис. 8.1, б. Воздухоподогреватель разделен по воздуху на две части. Для каждой части устанавливается вентилятор того давления, которое необходимо для преодоления сопротивления воздушного тракта.

Дымовые газы могут транспортироваться дымососом; однако получили применение также бездымососные схемы, когда транспортировка как воздуха, так и продуктов сгорания осуществляется дутьевыми вентиляторами.

Основными требованиями к построению принципиальных схем газо- воздушного тракта, отличающихся минимальным расходом энергии на транс-

-- 140 --

<!-- картинка -->

1

<!-- картинка -->

Z уа,,1

<!-- картинка -->

а)

г

t

7

с я по выражению

)в'„д=( I, (8.1)

где V — объем воздуха (газа), проходящий через вентилятор (дымосос), м'/с; /а — работа адиабатического сжатия 1 м' газа кН/мз

Затрачиваемая в идеальном цикле сжатия 1 мз газа работа запишется по выражению

k—1

— /

Рис. 8.1. Схемы газовоздушных трактов для каменных и бурых углей умеренной влажности!

и — простейшая схема: б — схема с разделенным еоздухоподогреватслем; 1 — паровой котел: 2 — воздухоподогреватель; 2а — разделен. ный по воздуху воздухоподогреватель! 8 — золоуловитель; 8 — пылеприготовительная останов«а; 8 — горелка; б — дутьевой вентилятор; Т.. дымосос; 8 — дросселирующая заслонка; 9- еентвлятар первичного воздуха; 20 — дымовая труба

сортировку воздуха и газа, являются следующие:

в схеме должны отсутствовать участки, в которых энергия, затраченная на сжатие, бесполезно теряется (дросселируется);

машины следует устанавливать в том месте, где агент имеет наименьшие температуру и избыток воздуха;

машины при одинаковых температурах и избытках воздуха желательно устанавливать на воздухе, а не на продуктах горения, так как объем газов за счет реакций горения оказывается большим, чем объем воздуха;

машины желательно устанавливать перед паровым котлом, а не после него, так как при этом используется тепло сжатия.

Энергия, затрачиваемая на транспортировку воздуха или газа идеальной машиной, т. е. такой, в которой отсутствуют потери и процесс сжатия является адиабатным, кВт, находит-где k — показатель адиабаты (для двухатомных газов k = 1,4), р,, )7,— давление газа в начале и в конце сжатия, кПа

При расчете затрачиваемой мощности вентилятора вместо адиабатной работы подставляют развиваемое давлен ие, кПа,

Н=р,— р,,

тогда мощность сжатия, кВт, запишется в форме

)Ггп = )/Нтй. (8.3)

Поправку тр можно определить по формуле

2(2 = 1 — — —, (8.4)

1 )У

2k р,

вытекающей из выражения (8.2).

При нормальном атмосферном давлении р, = 101,3 кПа выражение (8.4) упрощается:

тР ш 1 — 3 6 10 з Н (8 5)

Поправочный коэффициент ф следует вводить, если полное давление машины превышает 3 кПа; при меньших значениях Н можно принимать тР = 1.

З.2. ГАЗОВЫЕ ТРАКТЫ ПАРОВЫХ КОТЛОВ
ПОД РАЗРЕЖЕНИЕМ И НАДДУВОМ

Одним нз способов повышения экономичности работы ТЭС является применение газоплотных котлов под наддувом вместо паровых котлов с уравновешенной тягой. Создание газоплотных котлов, работающих под наддувом, связано с некоторыми труд-

-- 141 --

ностями при их изготовлении и эксплуатации. К настоящему времени можно считать освоенными для работы под наддувом котлы на газе и мазуте на докритические параметры (котлы ТГМЕ-464 паропроизводительностью 500 т/ч) и на закритические параметры (ТГМ-324 паропроизводительностью 1000 т/ч).

Экономия энергии или топлива от применения газоплотного котла и наддува по сравнению с обычным котлом под разрежением складывается из трех составляющих: уменьшения мощности на привод тягодутьевых машин, снижения потерь с уходящими газами вследствие снижения избытка воздуха и снижения температуры уходящих газов.

Затраты энергии на преодоление сопротивления газового тракта котла при установке дымососа, кВт, можно представить в виде

В (сд+ Даг! 'г'н ff„гп

~д Х

Чд Чпн 273

100 н4

(8.61

100

где В — расход топлива, кггс; садизбыток воздуха перед дымососом; даг = ((/аг/(/а) — 1 — увеличение теоретического объема газа по сравнению с объемом воздуха при а = 1; V' — теоретически необходимый для сгорания объем воздуха при нормальных условиях, м'/кг; V„' — теоретический объем продуктов горения при нормальных условиях и а =- 1, ма/кг; Н„— сопротивление газового тракта, кПа; Т„— температура газов перед дымососом, К; q, — потеря теплоты от механического недожога, %; 7(~, Чд, — КПД дымососа, приводного двигателя; Да, принимается по [241 или по приближенному выражению

(Ггп / (Гг

Шаг 4,7 — +0,1 ~/

100 100

где W" — приведенная влажность топлива, %/МДж; V" — выход летучих на горючую массу, %.

Для мазута Дса„= 0,075, для природного газа Ьа„= 0,125.

Общая мощность. вырабатываемая

(ид+ Ьгаг) V„ /1„

Рд Х

Чн,г Чд Чпн

Х

100 — 44

100

(8.8)

где V„" 1"111' — приведенный расход воздуха, м'/кДж, который практически одинаков для всех топлив, несколько возрастает для высоко- влажных бурых углей и может быть определен по соотношению

V~ (О 27+О 67Wп).10 а

Экономия энергии собственных нужд на транспортировку дымовых газов за счет перехода от уравновешенной тяги к наддуву запишется по выражению

До,,„= зрд, (8.9)

где

Н'

s 1

гсв 7 в г Чд

— Ф

дд -(- Ьггг Нг Чп

(8.10) где сс, — избыток воздуха перед дутьевым вентилятором; Т,—температура дутьевого воздуха, К; H„' — сопротивление газового тракта при отсутствии примыкающих дымососных участков; т), — КПД вентилятора; q — использование теплоты сжатия в вентиляторе, обычно гр = 0,9 —: 0,94.

Дополнительные преимущества наддува или вообще газоплотных котлов связаны с уменьшением потерь с уходящими газами. Уменьшение потерь с уходящими газами, %, за счет уменьшения присосов в газоплотном котле по сравнению с обычным составит

Дса(гк па (бух — (п)

г)д ( 44)

et

блоком, кВт, определяется соотношением

Ф' = ВЩ 11, г (8.7)

где (/д — теплота сгорания топлива низшая, кДж/кг; Чн.г — КПД ТЭС брутто.

Разделив выражение (8.6) на (8.7), найдем удельный расход энергии на тягу:

-- 142 --

где (7„„— температура уходящих газов, 'С; 7, — температура дутьевого воздуха, 'С; с,= 1,29 кДж/(мз К)— теплоемкость воздуха.

Относительная экономия энергии за счет уменьшения присосов воздуха на Ли составит

Лр» Ла(/й сз 1»ух /о) (8 11)

Чк.а

где т)„,а — КПД котла, "ь. ПринимаЯ сРедние значениЯ 17во и ою полУ- чаем

ЛР„=0,35.10-з Ла(б — /,) x

х ~о, (8. 1)a)

Чн.а

При отсутствии присосов в коллективной шахте парового котла происходит уменьшение потерь с уходящими газами также за счет снижения температуры уходящих газов Лд „„ на 4 — 5 С при тех же поверхностях нагрева, при этом экономия энергии за счет снижения теплоты уходящих газов составит

Лр "Ук ( оз Лр ) (8 12) "ук го ( ))».а

Пример. Оценить эффект от применения наддува для ГРЭС с блоками мощностью 300 МВт, работающими на ~ азе.

Принимаем а = 1,2; ад 1,4; 1з = =30 С; Оух=140 С; Н,=3,3 кПа; Н;=3 0 кПа;Чз =08;т!д=0 75:Чзr = = 0.36. Чдв = 0,95; Лсо = 0,18; Пкз = = 92 оА ЛОух =5"; qr= 5 ол' Vr =

в = 0,27 10-з мч кДж: r7 = 0.94; чо = О.

Определим расход энергии на привод дымососа при уравновешенной тяге по выражению (8.8):

(l 4 О 125) О 27.10-з.з 3

р

0,35 0,75 0,95

273.г 140

х , — Н,О 10 ".

273

Экономию энергии на транспортиров. ку газов при наддуве определим по выражениям (8.10), (8.9):

1,2 303 3,0 0,75
з!— х

1 4+ 0,125 413 3.3 0.80

м 0,94= 0,537;

Лрт.а=О 547 8 0 10 "=4,3 10

Зкономию энергии за счет уменьшения избытка воздуха в уходящих газах вычислим по выражению (8.1(а):

Лр»=0,35 10 з 0.18

(140 — 30) 100

92

= ~,53.10 — з.

Экономия энергии за счет снижения температуры уходящих газов по формуле (8.12)

5 /5

ЛР, — ( 7,,53. 10-r j=

140 — 30 ~ 92

=2,13 10 — з.

Общая экономия энергии (топлива)
за счет наддува в этом случае составит

Лрн = Лрт . д т ЛР» t ЛР! =

=(4,3+7,532,13) 10-з 14.10-з

е 14оо

Эта экономия является весьма существенной В случае применения газоплотных котлов без наддува экономия сокращается за счет Дрт д на 0,428 Ai, а также за счет возникновения некоторых присосов. Экономию топлива при применении газоплотного котла без наддува по сравнению с негазоплотным котлом можно оценить примерно в 0,7 о4

8.3. АЭРОДИНАМИЧЕСКОЕ ВЫПОЛНЕНИЕ
ГАЗОВОЗДУХОПРОВОДОВ

Воздуху и дымовым газам, движущимся по тракту, приходится преодолевать два вида сопротивлений: сопротивление трения Лр,р, т. е сопротивление при течении потока в прямом канале постоянного сечения, и местные сопротивления Лр„, связанные с изменением формы или направления канала, каждое из которых условно считается сосредоточенным в каком-либо одном сечении канала, т. е. не включает в себя сопротивление трения

Расчет сопротивления ведется по следующим выражениям:

Лр,Д» д — р„; (8.13)

1

ЛР„= ьрд, (8.14) где рд ~ ри'/2; ь — коэффициент местного сопротивления; )ь — коэффициент сопротивления трения; 1, d„— длина, эквивалентный диаметр, м; рв — динамическое давление, Па;плотность среды, кг/м'.

-- 143 --

2

1

П

г

'I

г

л

1

2 1

1

1

1
1

Улс2сл

21

~==ж~

<!-- картинка -->

Для развитою турбулентного потока, характерного для большинства участков газовоздушных трактов (Re) 10'), с достаточной степенью точности для определения коэффициента трения можно пользоваться следующим выражением:

Л 0,11 1 у — + —, (8.158)
/ й, 68
8/ d Re

В области квадратичного закона сопротивления коэффициент Л не зависит от Re:

Л — (8.1Бб)

(, )

218 — 1 1,14)

Значения абсолютной шероховатости 12 102, м, для различных типов поверхностей принимаются следующими:

Стальные трубы газопроводов . . 0,12 Пластинчатые и трубчатые воздухоподогреватели . 0,20 Газовоздухопроводы из листовой

стали . 0,40 Кремнебетонные газоходы .... 2,0 Бетонные, железобетонные и кирпичные газоходы (борова) 2,5

Конфигурация газовоздухопроводов современной ТЭС является довольно сложной, поэтому наибольшая часть давления затрачивается на преодоление местных сопротивлений Дрм Местные сопротивления встречаются в самых различных элементах, связанных с транспортировкой газов, паров и жидкостей. Однако газовоздушные тракты ТЭС отличаются рядом особенностей, которые во многих случаях не позволяют применить для их проектирования известные решения из смежных областей.

Газовоздухопроводы крупных ТЭС отличаются большими сечениями, в связи с чем особое значение приобретают вопросы изыскания компактных форм элементов местных сопротивлений.

На выбор аэродинамических форм оказывают влияние применяемые материалы. Так, например, внешние газоходы многих ТЭС выполняются

в сборном железобетоне из плоских плит.

Большая часть газовоздухопроводов и внешних газоходов выполняется прямоугольного сечения, что связано с особенностями примыкающего оборудования, сложностью конфигурации, особенностью используемых строительных материалов и др. Вместе с тем газовоздухопроводы круглого сечения имеют меньший расход материала и должны применяться там, где это возможно.

Для газопроводов и газоходов котлов, работающих на твердых топливах, особое значение имеет предотвращение отложений летучей золы и снижение абразивного износа.

При турбулентном движении газа в канале поток можно разделить на турбулентное ядро и пограничный слой вблизи стенок. При движении в прямом канале (рис. 8.2, а) в ядре потока скорость по сечению канала меняется мало, а затем в тонком пограничном слое быстро падает до нулевого значения на стенке. В ядре потока силы внутреннего трения невелики, и потому движение в нем можно считать таким же, как и в идеальной жидкости, в которой внутреннее трение отсутствует. Это предположе-;Т-2-- слой

В)

и, =иг PI=P2 220

H I H HI
Ргв рг

и'в

и,) иг

и к P2

И 0 О

Рис. 8.2. Турбулентное движение потока в канале:

а —; 1 — турбулентное ядро патоке; 2 — ламинарный пограничный слой; б — три случая движения потока: l — «знал с параллельными стенками: П — конФузор: Ш — диФФузор: е — схема движения потока в местном сопроенвленнн

-- 144 --

ние справедливо до тех пор, пока в пограничном слое не произойдет отрыв пограничного слоя от стенки и не возникнут вихри, искажающи екартину движения в ядре потока. При отрыве потока и возникают местные гидравлические сопротивления.

Рассмотрим условия отрыва пограничного слоя для трех случаев движения потока (рис. 8.2, б): в канале постоянного сечения, конфузоре и диффузоре. Составим уравнение Бернулли для двух сечений канала, пренебрегая гидравлическими потерями на рассматриваемом участке (для идеальной жидкости)

р — '+ р, = р — ' + р„(8. 16)

где ры р, — статические давления в се. чении 1,2, Па; и„из — средние скорости в сечениях 1,2. м/с; р — плотность среды, к г/мз.

Поскольку в канале постоянного сечения скоростЬ не меняется, в конфузоре растет, а в диффузоре падает, статическое давление остается соответственно постоянным, снижается и возрастает. В первых двух случаях при движении реального газа пограничный слой остается устойчивым. В третьем же случае (в диффузоре) потону приходится двигаться навстречу возрастающему статическому давлению и в пограничном слое, где скорость значительно меньше, чем в ядре потока, кинетической энергии оказывается недостаточно для того, чтобы его преодолеть, вследствие этого может происходить отрыв пограничного слоя, возникновение вихрей и, следовательно, местных потерь.

Найдем условие отрыва пограничного слоя и возникновения местных потерь для канала произвольной формы. Для этого запишем уравнение Бернулли для струйки тока жидкости вблизи пограничного слоя для канала без гидравлических потерь (рис. 8.2, а)

из

Р +Р=14ещ, (8,17)

2

где и, — скорость вблизи стенки на границе ядра потока в некотором сечении; р — статическое давление. Дифференцируя зто выражение вдоль стенки, получаем

дрч диз

— = — ри,—. (8 18)

дз дз

Из соотношения (8,18) следует, что возрастание статического давления дрlдз ) О, имеет место в случае, когда dis/ds( О, т. е. имеет место уменьшение скорости потока вдоль стенки (диффузорный эффект), Таким образом, условием отсутствия отры- 144

ва пограничного слоя и возникновения
местных потерь является

дпз/Bs ) О

на всем протяжении стенок канала. Если на некоторых участках канала у стенки диз/дз ( О, то согласно выражению (8.18) происходит возрастание давления навстречу движущемуся потоку (дрlдз ) О) и в пограничном слое становится возможен отрыв потока с образованием вихрей и местных потерь (диффузорный эффект).

Потери в диффузорах определяются по выражению

брх=грв Сэ (8 19)

где фв — коэффициент полноты на удар, зависящий от угла раскрытия диффузора (его величина меньше 1); коэффициент сопротивления при внезапном изменении сечения

1

Таким образом, потери в диффузоре при прочих равных условиях пропорциональны квадрату потерянной скорости (и, — из).

Коэффициент полноты на удар в выражении (8 19), определяющий интенсивность вихря при отрыве пограничного слоя от стенки, зависит от изменения скорости вдоль стенки ди, дз и может быть оценен параметром

дп„

Пав — —, (8 21)

и, дз

где и, — скорость потенциального течения (без трення) на внешней границе пограничного слоя; s — расстояние по течению потока от точки, начиная с которой скорость уменьшается.

В первом приближении длину элемента s можно принять обратно пропорциональной ию т. е выражение для П записать в форме

1 ди,

П= —, (8.2la)

дз

По аналогии с выражением для потерь в диффузоре (8.19) и для оценки диффузорности того или нного элемента местного сопротивления можно ввести условный коэффициент гидравлического сопротивления

С — ПСх. (8 22)

Коэффициент и характеризует степень отрыва пограничного слоя и возникновение гидравлических потерь, однако действительный коэффициент и для реальных элементов должен быть определен экспериментально. Сравнивая коэффициенты вычисленные теоретическим путем, можно оценить относительную эффективность тех или иных элементов газовоздушного тракта.

-- 145 --

Ч дпа 1
д

дю
дг

us дар
Av
дг

дч

Если на всем протяжении стенок некоторого канала при потенциальном движении (;C О, что имеет место при П ) О, то при движении реальной жидкости (газа) в нем отсутствуют вихревые зоны и местные гидравлические потери.

Если на некоторых участках канала ь ) О ( О), то в этих местах будут наблюдаться вихревые зоны и возникать местные потери, величина которых будет зависеть от величины

Таким образом, максимальный коэффициент ь данного элемента выберем в качестве оценки его гидравлических потерь.

Поскольку известно условие, с помощью которого можно оценить эффективность того или иного элемента газовоздушного тракта, возникает задача о нахождении Ь для исследуемых профилей. Для этого необходимо найти распределение скоростей потока в условиях движения идеальной жидкости, т. е. такой жидкости (газа), в которой между ее частицами, частицами жидкости и стенкой полностью отсутствует трение. Задача движения идеальной жидкости может быть решена теоретически для целого ряда элементов газовоздушных трактов. В частности,это относится к плоской задаче, когдадвижение потока происходит в одной плоскости, а в другой размер остается постоянным. Такой случай имеет место при газоходах прямоугольного сечения.

Движение плоского потока идеальной жидкости описывается с помощью теории комплексного переменного и конформных отображений.

Комплексное переменное г можно представить в трех формах: классической, тригонометрической и эйлеровой

з = х+(у = и (соз а+1 Мп а) =- me'",

где х — действительная часть функции; у — мнимая часть функции; и — аргумент (угол) при тригонометрической записи; m — модуль комплексного переменного; i = )/ — 1,

Из одной формы любое комплексное число (функция) может быть переведено в другую. Для этого используются простейшие тригонометрические соотношения

т= (/хз-)-уз, 'cosa=xlm; sina=y/m;
сс=агс tgх/у.

При вычислениях используется та форма, которая оказывается наиболее удобной в рассматриваемом случае.

Между двумя комплексными переменными 10 —.— ~р+ рф и а = х -'- (у может иметь место функциональная зависимость 2 = f (зу).

Если функцию действительного переменного можно представить в виде кривой на плоскости в соответствующих координатах, то функцию комплексного переменного можно представить в виде отображения одной плоскости нз другую. Таким образом, с помощью функции комплексного переменного можно описать движение всех частиц в канале той или иной формы.

Для нахождения оптимальной формы того или иного элемента тракта необходимо найти конформное отображение простейшего канала с параллельными стенками в плоскости ьт = cp —, 1ф в котором движение потока известно, на канал интересующей нас формы в плоскости г = х+ + iy. Тогда можно определить линии тока, скорости и параметр П в любой точке исследуемого канала и оценить его эффективность.

Если для какого-либо канала найдена функция отображения канала с параллельными стенками в форме г = /(w), то скорость в любой его точке находится по фор- муле

"=1й

(8.23)

где знак й — знак модуля.

Имея в виду, что скорость в любой точке канала можно также записать в форме и, = дфlдз, формулу (8.21а) для параметра П можно записать в виде

(8.24)

Если вдоль некоторой линии тока П ~ О, то местные потери отсутствуют и определять ь по выражению (8.22) не следует. В случае, если П ( О, следует найти его минимальное значение и, подставив это значение в формулу (8.22), найти условный коэффициент гидравлического сопротивления

/Талее приводятся два примера оптимизации форм типичных элементов газовоздушных трактов — коллектора для забора воздуха из окружающего пространства и поворота потока на 90' переменного сечения.

Коллектор для забора воздуха из окружающей среды. рассмотрим методику получения формы коллектора, в котором потери практически отсутствуют. Отображение канала с параллельными стенками в плоскости ы

-- 146 --

Уь'
ььу 'Мкю \'ол л' 'л ь

ьь' ьь

Ь
у

As
шАг +

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

1"'"'"""""' Аз

х 1 1

рде

<!-- картинка -->

]Рь'
ьь:

:Л 'Л\

гг
Аг 2
тр

<!-- картинка -->

Ау

Аз

47'

аг '

гч

сччччч~ччч Я

3

ь

а)

8) 8)

Рис. 8.3. Изыскание формы коллектора для забора воздуха;

о — «онформное отображение полосы на входной коллектор; б — теоретическая форма коллектора с поворотом потока меньше 90', а — то же при повороте на 90ч г — упрощенная Форма коллектора с поворотом потока меньше 90Ч д — то же при повороте потока на 90'

на рассматриваемый канал для забора воздуха с углом излома стенки Iz осуществляется с помощью функции (рис. 8.3, и)

1

z=- — ) (1 — еш)аdsz. (8.25)

Выражение для скорости в любой точке канала согласно (8.23) примет вид

dIIl

ц (( 11 ш] — а

dz

]1 — Ф(cosqI ;—i ш,р) ] — а, (8.26)

Обозначив ее — р и разделив действительную и мнимую части

иг=-'] 1 P COSqI — 1P 91П ф]
= (1 — 2р cos ф -1- р' со з' тр+ р' э!п' ф)
и,==(1 — 2р соз ф-)-р') и/9, (8.27)

и используя формулу (8.24), получаем

П —: u . (8.27а) 1 — 2р cos ф+ ра

Из выражения (8.27а) следует, что для линий тока между fI/2 ( qI ( н cos qI Q О для любого значения р и всегда П ~ О, т. с. отрыв потока отсутствует вдоль всей стенки, если за нее взять линию тока.

Простейшая форма забора воздуха без потерь будет при Iz = 1. Тогда,интегрируя 146

выражение (8.25), получаем

1 ш 1

г = — (Is — г ) = (ср+ 1ф

н н

— р(созф+1з)пф)]. (8.28) Разделив переменные, приняв за стенку канала qI = п/2 и разделив действительную и мнимые части, получим

2

z=- — [Ip+i (II/2 — р)], (8.29)

где координаты точек коллектора опреде-ляются по формулам

х=2Ф/п и р=1 — 2р/л.

Задаваясь различными значениями qI от — со до +oo, находим оптимальную форму коллектора. Однако такой коллектор оказывается громоздким, и потому в формуле (8.25) принимаем 01 = 3, тогда

2 3 11
х = — (IP — — Р'+ — );
2/II 1
д= — ~ — — зр+ — рв),
н12 3

Эта форма коллектора показана на рис.8.3, б. Для удобства изготовления применяются упрощенные формы коллектора, в которых линии тока заменены дугами окружности. На рис. 8.3 показаны такие упрощенные профили, довольно близкие к исходным теоретическим. Так, вместо

-- 147 --

теоретической схемы на рис. 8.3, б применяется вход с поворотом 45'(рис. 8.3, г).

Значительное применение на ТЭС получил забор воздуха с поворотом на 90', показанный на рис. 8.3, д, сконструиро. ванный на основе теоретической схемы на рис. 8.3, г. Эти профили включены в рекомендации «Аэродинамического расчета котельных установок», Коэффициенты сопротивления коллектора по рис. 8.3,г составляют ь —— О,1, а по рис. 8.3, д- 0,18; коэффициенты во много раз меньше, чем у ранее применявшихся коллекторов.

Поворот потока. Газовоздушные тракты ТЭС имеют большое число поворотов. Плавные повороты при больших радиусах округления практически не могут быть реализованы в газовоздушных трактах, так как они не размещаются в заданных габаритах. Дополнительные трудности возникли в связи с применением сборного железобетона для внешних газоходов.

Для поворота потока на 90' конформное отображение (рис. 8.4,а) принимает вид

— дш, (8.30)

я О 04 гж+n

где л — отношение сечения за поворотом к сечению до поворота.

Интегрирование формулы (8.30) дает следующее выражение:

1 РТ
z=(Агth Р+ — агctg — ), (8.31)

В В

где

р~/ * -';"

На рис. 8.4, б представлены линии тока и потенциалы скорости при n = 1.

Скорость в любой точке поворота на основании формул (8.23) и (8.30) для рассматриваемого случая примет вид

4 ээ ра+2рлк соз р+в'

па= уг

'=17У

(8.32)

1' р' — 2рсозф+1

а параметр П при использовании формулы (8.24) будет равен:

П

(в'+1) [(n' — ра) соз ф+р (1 — ле)] р

2(р' — , '2в'рcоsф+ва) (ра — 2рсозф+1)

(8.33)

Из формулы (8.33) следует, что при изменении р от 0 до со для любых ф параметр П меняет знак, и, следовательно, имеются участки с отрицательным значением П, где возникают местные потери.

Таким образом, конструирование поворотов без местных потерь оказывается невозможным, и требуется найти повороты с минимальными местными потерями при заданных их габаритах. Для этого следует принимать за стенки канала линии тока, расположенные по обе стороны от линии тока фгл = 0,5 таким образом, чтобы сумма потерь на обеих стенках была

6

л

л л л л

0

л л л л

44

j1 К М

р

ау

к,Ы=1П

О,Я 1 -0,0 ;л, р/" Q -оз

0,6 э 06

7 -0,7 00

е -0,0

лс

C/

<!-- картинка -->

0,0 0,6 0рз 0,0 0

О)

1АО 0,0 0,0 6,'7 0,6 О,б~и 0,О 0,6 о,г 0,1 О "э

Рис. 8.4, Движение потока на повороте:

а — конформное отображение полосы иа поворот; б — линии тока ф н потенциала скоростей ф для

поворота на Эр

-- 148 --

f,/я
0,6

0,7

0,6 0,5

0

а)

0,1 0,2 0,5 )57„/я

Рис. 8.5. Теоретические соотношения для поворотов потока на 90' при сужении (л= =0,5), равного сечения (n=l) и расширении потока (л=2):

а — определение наружной .)нннн тока ч7 )я в зависимости от вн)тренней иннин тока ф /л; б — способ замены линий тока раднусами впн. санных окружностей R» и Лэа

минимальной. Это условие может быть
записано в форме

б (ьв+ 177) бьвн

0 или — =

d7() " б(Р

бьвн

070

Эта зависимость показана на рис. 8.5, а, которая оказалась справедливой для поворотов с любым отношением сечений и. Так, при ((:,„/ч = = 0,1 необходимо принимать тр„/я = = 0,96,при )р,„/ч= 0,2(рн/п=0,9 и т.д.

Практическое построение поворотов по линиям тока затруднено, по-этому линии тока можно замен ять ду raми окружности, исходя из выбранных линий тока. Для построения такого упрощенного профиля проводится окружность, касающаяся в трех точках линии тока — до и после поворота и под углом 45' (рис. 8.5, б).

На рис. 8.6, а представлены оптимальные соотношения между внутренним и наружным радиусами округления, которые получены в результате стендовых исследований; они близко соответствуют соотношениям, найденным теоретическим путем. С ростом внутреннего радиуса R,„возрастают наружные радиусы R„, причем наибольшие наружные радиусы округления имеют место у поворота с расширением и несколько меньшие с сужением. Ниже всех расположена линия оптимальных наружных скруглений для поворотов равного сечения, которая лежит между RД — — R,„и Rn = R -т 1 и хорошо аппроксимируется соотношением

R„= R,„+ 1 —.е ' 'влвн (8.35)

На рис. 8.6, б представлены экспериментальные соотношения коэффициентов потерь ь, отнесенных к узкому сечению канала для поворотов при трех отношениях сечений выходного

Ов=0
/

/

~(

/

/ R;-0,2$

7

О;О,У

~~7

7

R=0
в

,+75

г

ГФ

)(э
(7

хн $,0

27$

2,0

7,$'

170

n=2
n=05, ф

0,7

,~~~/,/

0,6

л

n=1

05

г

RД-R.

О,n

n=1

О,г

лВ

хг/'/

У

0,5
1

хз п=2

л=1

1,Ч

1,2

1,0

076

076

О,р

05

<!-- картинка -->

0=0,5 I

0,1

и

=0
1
7

072

0,5 100) 1$ 62 0 О,г 065)06 06 1,0 Rn О 05 1,00)1,6' л

Рис. 8.6. Опытные данные МЭИ для плоских поворотов на 90 ' переменного сечения: а — выбор оптимальной величины радиуса скругтення наружной кромки Дн в зависимости от радиуса скруглення внутренней кромки для поворотов с сужением (л О,б), равного сечени» (n-1) н с расширением (л=2); б--зависимость коэффициента сопротивления поворотов трех типов (n=n,n; 1; 2) от радиуса скруг.пения внутренней кромки Яв прн оптимальной величине скруглемия наружной R по рис. а.б. а; а — зависимость коэффициента сопротивления ь ат отношения сечений за поворотом к сечению до поворота л. Во всех случаях коэффициент сопротивления пово.

рота отнесен к узкому сечению

)48

-- 149 --

х

2

~(.

f

м

ь —-

-

<!-- картинка -->

1 1 ' b=bo

Ь=Ь,+П,2552

11 5'

bo

рп'

1

м

1

5' 21

i s Ь=Ь

а Ьбе~ ~ Яг 4o o)

.п,в

П,п

п,р

П,7 П,г 5,5 П,ф П,ППув //o

и)

П,2 1 | 1 )

b )

Рис. 8.7, Поворот на 90' с внутренним скругленисм.

о —. «сходная схема нормального поворота; б — схема с внутренним скругленнем: е — «коэффициент сопротивления для поворота о кривая 1. для поворота б кривая У. Крестиками показаны опыт ные данные

к входному: n = 0,5; 1,0; 2,0. Как видно, поворот — диффузор характеризуется наибольшими сопротивлениями, и его желательно выполнять с достаточно большими радиусами округления (R,„ ) 0,7). Наоборот, поворот с сужением даже при скруглениях R,„- =0,2 —: 0,4 имеет умеренные потери, значительно меньшие, чем поворот равного сечения.

На рис. 8.6, в показаны изменения коэффициентов сопротивления в зависимости от степени расширения п, подтверждающие высказанные выше соображения.

Для ряда случаев требуется выполнение поворотов, отличающихся особенно высокой компактностью и не выходящих за габариты резких поворотов на 90'. При этом используется схема поворота, приведенная на рис. 8.7, б когда скругляющая часть внутренней кромки поворота располагается внутри габаритов резкого поворота и проходит через острую его кромку. До поворота выполняется конфузор, после него — диффузор. при этом между радиусом округления сохраняются те же соотношения, что и приведенные по уравнению (8.35). Коэффициент сопротивления такого поворота оказывается лишь немногим больше, чем для нормального поворота, когда внутренний радиус располагается вне поворота.

На рис. 8.7, в приведены коэффициенты сопротивления поворотов обычного и вписанного в габариты поворо-та с острыми кромками. Принципиальным отличием вписанного поворота от обычного является то, что при радиусе R, = 0,6 его сопротивление достигает минимума и дальнейшее увеличение нецелесообразно, так как при этом происходит сильное сужение сечения в месте поворота.

Тройники относятся к довольно распространенным, но в то же время наиболее сложным элементам газовоздушных трактов ТЭС. Сложность их расчета и проектирования состоит в том, что потери в них зависят не только от конструктивных форм и углов между потоками, но и от режимных факторов, определяемых соотношением скоростей во всех трех ответвлениях.

Особый интерес представляют тройники внешних газоходов на участке дымососы — дымовая труба, включая вход в дымовую трубу. По мере продвижения уходяших газов к дымовой трубе происходит объединение пото-72b

а)

в=ь/2 в12

Ь/2' 5)

Рис. 8.8. Выполнение тройников во внешних газоходах:

о — исходный нерациональный вариант: б — ре. комендуемый вариант

149

-- 150 --

ков от отдельных дымососов, и образуется единый поток внутри дымовой трубы. Таким образом, эти тройники относятся к типу собирающих.

Особенностью тройников, получивших широкое применение при выполнении внешних газоходов ТЭС (рис. 8.8, а), является слияние потоков под прямым углом, причем сечение газохода на проход остается неизменным, несмотря на изменение количества газов до и после объединения потоков. Подобная схема оказалась

неблагоприятной не только из-за больших потерь, но и из-за возникновения пульсаций при соударениях по. токов.

Как и в других элементах, особое значение имеет компактность выполнения, отсутствие аэродинамических пульсаций, золотых отложений и др.

Наиболее удачным решением является полное разделение потоков, исключающее соударение. Выполнение такого поворота на 90" показано на рис. 8 8, б.

ГЛАВА ДЕВЯТАЯ
ТЯГОДУТЬЕВЫЕ МАШИНЫ

эя. ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЯГОДУТЬЕВЫХ
МАШИН

Движение воздуха и дымовых газов на ТЭС осуществляется с помощьют я r одутьевыхмашин. Исключением являются пиковые теплофикационные водогрейные котлы ТЭЦ, работающие на мазуте и газе (ПТВМ), в которых движение в газовом тракте осуществляется за счет самотяги. Новые водогрейные котлы как на мазуте, так и на твердом топливе сооружаются с применением дымососов.

ст

J z

К тягодутьевым машинам ТЭС предъявляется ряд требований, из которых важнейшими являются высокая экономичность на номинальном режиме и частичных нагрузках, высокая надежность работы, умеренные габариты при достаточно высокой быстроходности, умеренный шум. Рассмотрим соотношения, определяющие характеристики тягодутьевых машин.

На рис. 9.1 представлены треугольники скоростей иа входе (с индексом 1) и выходе (с индексом 2) для трех типов вентиляторов — радиальных с лопатками, загнутыми вперед, ра-

<!-- картинка -->

ez

1

А

1


схк

ртк

~)
ZI

са» ст\е

cl

х ДГ
Сги-Са

иг сх

~хах

WA

~')

.Вт
хв
в и
CZ~ ZI

а

ст ьт

Рис. 9.1. Схемы рабочих колес и треугольники скоростей вентиляторов трех типов: и радиальный «олес с а~нутынн вперед лопатками: 6 - радиальное Колеса с загнутыми назад лонаткачн. е — колесо осевого вентиляторы

-- 151 --

D', (1 — — ' соз(5,), (9.31

И)

При проектировании вентиляторов входной угол установки лопатки обычно выбирают таким, чтобы предварительная закрутка потока, снижающая коэффициент давления, отсутствовала, т. е. c „ — О, и, следовательно,

— cosI! =1.

П i

19.4)

В этом случае формула коэффициента давления на номинальной нагрузке (9.3) примет более простой вид:

Н", = 1 — — ' cos()s. (9.5)

Из выражения (9.5) следует, что коэффициент теоретического давления зависит от выходного угла установки лопатки ~,, возрастая с увеличением последнего. При фэ ( 90' (ло-диальных с лопатками, загнутыми назад, и осевых. На рисунке с, ш, абсолютная скорость газа, скорость газа относительно лопатки и окружная (переносная) скорость рабочего колеса, м!с.

Теоретическое давление (без учета потеры, Па, на номинальном режиме определяется известным соотношением

Н", = р (и, с„, — и, и„), (9.1)

где и — плотность перемещаемой среды, кг/м"; c,„, c„„проекции абсолютных скоростей на выходе и на входе на окружную скорость.

Коэффициент давления на номинальном режиме определится по выражению

НИ

Н", — ' — '" Р,' — '", (9.2)

ри', и~ и,

где D, =D, Ds = и,lu,.

Выражая с,„и с,„через элементы треугольников скоростей на выходе нз лопаток и на входе, приведем уравнение (9.2) к следующему виду:

иэ
И,"=
l — — соз~,—

патки загнуты назад) cos Ps) О и Н",(1, при ~,) 90' (лопатки загнуты вперед) cos ри ( О и Н", ) 1.

Желанием получить большие напоры при умеренных окружных скоростях объяснялось применение в энергетике рабочих колес с вперед загнутыми лопатками. Однако эти машины имели низкий КПД (на уровне 60 70%), что объясняется двумя факторами — резким поворотом вектора скорости w в пределах рабочего колеса, связанного с высокими гидравлическими потерями (рис. 9.1), и низкой степенью реакции ступени

6 = Н„.,l H, = 1 — 0,5Й",. (9.6)

Эта зависимость представлена на рис. 9.2, а.

Степень реакции рабочего колеса показывает, какая доля теоретического напора Н; находится в виде статического давления Н„.„ т. е. в той форме, которая требуется от вентилятора. Таким образом, наибольшей б и наивысшей экономичностью характеризуются машины с низким коэффициентом Н„'т. е. с малым углом ~, (лопатки, загнутые назад).

В табл. 9.1 приведены характеристики аэродинамических схем тягодутьевых машин, используемых в энергетике, а на рис. 9.2, б — пример аэродинамической схемы и характеристики радиальной машины.

В рекомендуемом обозначении аэродинамической схемы для радиальных машин первая цифра обозначает отношение внутреннего диаметра к внешнему, вторая — ширину рабочего колеса на выходе в долях от диаметра рабочего колеса, принятого за 100, третья цифра — угол установки лопатки на выходе в градусах.

Наряду с новыми в таблице приведены также старые обозначения схем, когда в качестве выходного принимался дополнительный до 180' угол выхода лопатки 1)s —— 180 —)I Это относится к аэродинамическим схемам 0.7-37; 0,8-37; 0,7-160; 0,7-16011 (римские цифры 1 и II обозначают вариант той или иной схемы).

-- 152 --

3

Лмпб

зт

т
--Птг
~ 0,8

1

R

капнутые назад Загнутые Ооепед

лопатки алатки

ХО AIR

о)т

% 90

й! 1

05

70-К

11)ь'

1~1

П П,б Т,о

<!-- картинка -->

бп к"

so

(Ш(

' I/111

Ъ1\1

'зл

; н

40

111 11

~1Ъ 11

н~р

гп

з 1 Ь!

I Ll Il I!

0,5

111i '

х~ъ

11 '1

[~ч

м. 1

.1; 1


~(еб

1 Il I

1 Il I

Н4-'1 IЧ!

(1 ЧУ

II Y

1 и(

и II во.

з

сзи

ьбп'

т

гп

О,О7

О,пб

0,05

О,О4

О,ов

О 005

Пгп 0,750,

Рис. 9.2. Обезличенные характеристики машин:

е — зависимость коэффициента центробежных снл R н степени реактивности колеса б от теорети.

ческого коэффициента ASBAAAAA на оптимальном режиме H~: б аэродинамическая схема и обез
личенная характеристика вентилятора бб-II-aa

Для осевых машин в обозначения введены отношение диаметра втулки к диаметру рабочего колеса d, число рабочих лопаток z и угол установки лопаток, который задается между хордой профиля лопаток и фронтом лопаточной решетки на среднем диаметре рабочего колеса D,р.

Основными характеристиками аэродинамической схемы машины являются коэффициенты давления Й и расхода с'):

Н =H/ри',; (9.7)

71 — ' 4Я/п0'„(9.8)

где Q — расход воздуха (газа) при номинальном режиме, м'/с. Коэффициент действительного давления H ниже коэффициента Н, на величину гидравлических потерь в вентиляторе. ГОСТ 10616-73 вместо Й вводится коэффициент ф =2 H.

Из рассмотрения таблицы следует, что по мере уменьшения угла установки лопатки Рк У РаДиальных машин со 143 до 20' происходит уменьшение коэффициента давления й с 0,89 до 0,37 и возрастание КПД с 68 до 87 %. Поэтому машины с вперед загнуты-

-- 153 --

Т а б л н п а 9.1. Характеристика аэродинамических схем тягодутьевых машин
на оптимальном режиме

Рекомендуемое
обозначение схемы

Ранее применяв-шееся обозначение
схемы

п. %

Приведенные

Удельные

Тяп ло-паток

Область
прнменення*

е

71

н
ч

0,

70-17-143 80-29-143

55-11-40 62-13-40 60-13-40 59-15-45 59-15-30 70-38-20 70-25-20

Радиальные
1 0,8-37

Радиальные
0,55-40-1
0,62-40

0,60-40Ц
Ц-59-15,1-45
Ц-59-15,1-30
0,7-160

0.7-160Ц

машины с загнутыми вперед лопатками

70 ] 0,16 1 0,87 1 37 1 1,61 1 л 1 Д ГД

машины с загнутыми назад лопатками

83 83 83 86 86 86 87

0,11 0,14 0,12 0,13 0,115 0,13 0,20

0,52 0,46 0,53 0,45 0,41 0,34 0,37

43,6 55,1 45,0 53,5 54,0 66,0 77,3

1,74 1,47 1,68 1,53 1,58 1,40 1,17

л пр пр пр пр

Д. ВД,ГД
Д

ГД

Н

Н

ВД

В 11

63-18-46 63-20-52 63-12-46

К-42Ф
К-42ФР
К-42Ф-1

Осевые двухступенчатые машины

82,5 1 0,30 0,52 1 72,8 1,05 л 1 Д, ВД 80,5 I 0,37 0,58 I 75,1 0,96 л I Д 82 5 0 30 0 44 82 2 0 99 л Д

а д — дымосос: Вд — дутьевой вентилятор; Н --машины для наддува; Гд — дымососы рециркуляцию

дымовых газов, л — листовые лопатки: пр — профильные лопатки.

ми лопатками,имеющими низкий КПД, снимаются с производства и заменяются более экономичными машинами с лопатками, загнутыми назад, и осе-ВЫМИ.

Осевые двухступенчатые машины имеют коэффициент давления на уровне 0,44 — 0,62 (0,22 — 0,31 на ступены при КПД, приближающемся к радиальным машинам с назад загнутыми лопатками (80 — 82 %).

На основании коэффициентов давления и расхода определяются характеристики аэродинамических схем- удельные быстроходность п и диаметр колеса D :

0.5

пу =82

0 '

770.75

770.25

DY 067

0,5

0'

(9.9)

(9.10)

Из рассмотрения табл. 9.1 следует, что по мере снижения коэффициента давления и с уменьшением угла установки лопатки в радиальных машинах происходит рост удельной быстроходности, а также уменьшение удельного диаметра. Наилучшими по-указателями обладают осевые машины, что способствует их применению для крупных блоков в качестве как дымососов, так и дутьевых вентиляторов.

Частота вращения и и наружный диаметр D рабочего колеса вентилятора (дымососа) определяются из следующих соотношений:

n=) z,z, п й„; (9.11)

D — D7 kP, (9.12)

)гхз25

где г, — число машин на блок; ч,— исло всасывающих отверстий в одной машине.

Характеристики газовоздушных трактов паровых котлов в отношении частоты вращения й„и диаметра колеса машины III определяются по выражениям

k„= Н'"!q0 ь. (9 13)

k17~Q 7'Не ", (9.14)

причем перепад полных давлений Н,, приведенный к температуре 20 'С, определится по выражению

Но= Н (916)

1,20

Р

-- 154 --

В этих выражениях Q — расход газа на паровой котел, м'~с; р — плотность газа, кг м', Н — перепад полных давлений, кгс'м' (1 кгс и' = 9,8 Па).

Из выражений (9.13) и (9.14) следует, что характеристики газовоздушных трактов в отношении частоты вращения й„н диаметра машины Фр зависят от pacxona Q и давления Н. Давление Н практически мало зависит от мощности блока, в то время как расход 1',1находится от нее в прямой зависимости. Таким образом, из выражений (9.11) н (9.12) следует, что с ростом мощности блока уменьшается частота вращения и и увеличивается диаметр машины D Указанная тенденция может привести к тому, что для мощных блоков потребуется установка тихоходных тягодутьевых машин с громадными размерами ротора. Изготовление и компоновка на ТЭС таких машин, а также электродвигателей к ним окажутся весьма с ложными .

Для противодействия этой тенденции можно предложить несколько мероприятий. Одним из них является увеличение числа машин на блок. Как видно из выражений (9.11) и (9.12), при увеличении г, возрастает частота вращения и и уменьшается диаметр машины D. Однако такой метод нельзя признать прогрессивным. При укрупнении основного оборудования- турбины и котла — на блок ставится большое число неукрупненного вспомогательного оборудования, которое в значительной мере снижает эффект от увеличения мощности блока.

Число всасывающих отверстий z, для осевых машин всегда равно 1, а для радиальных может быть 1 (одностороннее всасывание) или 2 (двустороннее всасывание).

Таким образом, основным путем получения приемлемых размеров и скорости вращения тягодутьевых машин крупных блоков является использование аэродинамических схем машин с высокой удельной быстроходностью п, и малым удельным диаметром D„.

9ГД ПЕРЕМЕННЫЙ РЕЖИМ
И РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЯГОДУТЬЕВЫХ
МАШИН

Тя годутьевые машины ТЭС выбираются на номинальную нагрузку парового котла, однако большую часть времени работают при пониженных нагрузках. Это объясняется запасами по производительности котла по сравнению с потребностью в паре турбины, нормативными запасами тягодутьевых машин по сравнению с расчетными характеристиками газовоздушного тракта, режимными колебаниями нагрузки ТЭС и некоторыми другими факторами. Следовательно, важным с точки зрения экономии расхода энергии на собственные нужды является обеспечение эффективного регулирования производительности и давления тягодутьевых машин в широком диапазоне. Таким образом, наряду с КПД машины на оптимальном режиме т), приведенном в табл. 9.1, важно иметь высокий эксплуатационный КПД на частичных нагрузках

ц,= р),, (9.18)

где т)р -- КПД регулирования, который является переменной величиной, зависящей от нагрузки и способа регулирования тягодутьевой машины, и определяется соотношением

т!р й/дд/N (9 1 7)

где

/Удд = й/д,д ((;1/Ядр„)Р. (9.17а) Здесь N „, „— мощность, потребляемая в исходной точке на пересечении характеристик газовоздушного тракта и вентилятора при исходном расходе 1сис,; Nдд — потребляемая мощность при некотором пониженном расходе (;1 и идеальном (без потеры регулировании; N — действительная потребляемая мощность при расходе ('„1 и принятом способе регулирования.

Наряду с т)р можно пользоваться

кривыми сброса мощности, приведенными на рис. 9.3, для различных способов регулирования

Регулирующие устройства тягодутьевых машин можно подразделить на четыре вида:

-- 155 --

изменяющие характеристику машин. Сюда относятся поворотные рабочие лопатки осевых машин. Имеются и радиальные машины с поворотными лопатками или закрыл к ами рабочих лопаток, однако конструкция их довольно сложна;

аэродинамические, воздействующие на воздушный (газовый) поток вне рабочего колеса вентилятора.

К числу простейших, но малоэкономичных устройств этого типа относятся дроссельные шиберы, устанавливаемые в любой точке газовоздушного тракта. Наибольшее распространение получили более экономичные направляющие аппараты, устанавливаемые непосредственно перед всасывающим отверстием вентилятора и закручивающие на частичных нагрузках входящий поток;

скоростные, изменяющие частоту вращения вентилятора за счет передач с изменяемой частотой вращения (гидромуфты, электромагнитные муфты) или регулируемой частотой вращения привода (например, турбины);

смешанные, являющиеся комбинацией аэродинамических и скоростных регулирующих устройств. Сюда относятся двухскоростные электродвигатели в комбинации с направляющими аппаратами или шиберами'.

Принципиальным отличием первых двух способов регулирования яв-ляется зависимость их эффективности от типа и аэродинамических схем вентиляторов, в то время как третий способ регулирования дает одинаковый эффект для вентиляторов всех типов. Таким образом, применение регулирования с помощью изменения частоты вращения становится необходимым для тех машин, для которых другие способы оказываются малоэффективными.

Рассмотрим вопрос о влиянии аэродинамической схемы машины на эффективность регулирования аэродинамическими способами. Вначале остановимся на дроссельной характеристике машин, т. е. на изменении напора при простейшем шиберном регулировании.

Примем, что относительные скорости на входе и выходе рабочих лопаток и/, и M/ будут изменяться пропорционально относительной величине расхода 13 = Q/Q„, где Q, Q„— расход воздуха при частичной и номинальной нагрузке вентилятора. Тогда, используя формулу (9.3), получим для коэффициента давления вентилятора' на частичной нагрузке следующее выражение:

t62

22,=1 — р — ' собой — D,' y,

иа

м (1 — 13 — ' cos I)3), (9.18)

1/1

<!-- картинка -->

7Y//38„„%
00

108

./у~

л

74

//

3"

'1

У.

/
f


4

7
/

р
м

Г

,'V

У.

Ж5

10

' 5

х

б

й//у 47~

00

" д/

103

70

50

50

50 50 20

а) б) 30 50 00 70 00 010 lo 30 50 50 70 00 ал„

е» %

нохг

рис. 9.3. Кривые сброса мощности при регулировании вентиляторов:

а — 70-17-143; б — 70-38-20; / — дроссельное регулирование; 2 — упрощенный направляющий аппарат; 3 — осевой направляющий аппарат; а — гидромуй/та1 3 — двухскоростной двигатель с направляющим аппаратом: 6 — идеальное регулирование

-- 156 --

Принимая, что при номинальном режиме с,„= О, и используя соотношения (9.4) и (9.5), получаем окон-, чательное выражение для коэффициента давления на частичных нагрузках через коэффициент давления на номинальной нагрузке:

и, =1 p,(1 Й",) — D, '(1 = (1 — Р.) (1 — D,') + И Н",. (9,19)

Относительное изменение коэффициента давления по сравнению с номинальным составит

— ' + V" (9.20)

и 1 — Дз

Нн гун

т т

Из выражения (9.20) следует, что изменение относительного теоретического давления зависит не только от расхода ро но и от характеристики аэродинамической схемы машины:

R ' . (9.21) HH

т

Чем меньше R, тем быстрее происходит падение напора с уменьшением относительного расхода И. Этот критерий связан с долей давления за счет центробежных сил в общем давлении. Давление, создаваемое за счет центробежных сил,

изз — из
ц.б= Р

2

1-.

~в.к

g

г .г

ф

h.
в

у~

10 к О,В

00

К 0,2 ~t 0 рг оа вв 00 10

г г

Кгэффицигнлг нагрузки га Рис. 9.4. Изменение теоретического К!1Д дроссельного регулирования от коэффици-ента нагрузки: Г — осевые машинЫ: 2 — радиальные машины с вперед загнутыми лопатками, Э — радиальные

машины с назад загнутыми лопатками 156

Тогда доля центробежных сил в общем давлении вентилятора составит

Нц с и,' — и,'

оз= — ' p

Цн 2Пн 1,из

1 — D,

2jP

т

(9.22)

Сравнивая выражения (9.22) и (9.21), получаем

R = 2(о.

Чем больше доля центробежных сил в развиваемом напоре, которую можно изменить, только изменяя скорость вращения вентилятора, тем менее эффективно регулирование аэродинамическими методами.

Найдем выражение для КПД дроссельного регулирования при квадратичной характеристике сети, используя выражения (9.20) и (9.17а):

Кгнк из

т)' — ——

N 1(1 — И) р+И1 И

(9.23)

1 —и

— R+1

и

Наивысшее значение КПД дроссельного регулирования достигается для осевых машин, у которых D, - — — 1 и R = О, т. е. центробежные силы отсутствуют, при этом

з)е И (9.24)

Для радиальных машин эффективность регулирования возрастает с уменьшением R, т. е, с увеличением Н, "и D,. Таким образом, наихудшими регулировочными свойствами обладают высокоэкономичные вентиляторы с сильно загнутыми лопатками, у которых Н", минимально. При прочих равных условиях хуже регулируются вентиляторы с малым диаметром входа D,.

На рис. 9.4 представлена зависимость теоретического КПД дроссельного регулирования вентиляторов трех типов от коэффициента нагрузки И, рассчитанная по выражению (9.23). Для радиальных машин принято, =

-- 157 --

= 0,7, для машин с вперед загнутыми лопатками Н, "= 1,5, для машин с назад загнутыми лопатками Н", = = 0,5. Коэффициент R при этом составляет для осевых машин О, для радиальных с вперед загнутыми лопатками — 0,34, для машин с назад загнутыми — 1,02.

Для всех тягодутьевых машин КПД регулирования быстро падает с увеличением глубины регулирования. Резко различается КПД регулирования при сильном снижении расхода. КПД регулирования при ц = 0,5 составляют для машин осевых, радиальных с вперед и радиальных с назад загнутыми лопатками соответственно 0,5; 0,37; 0,25.

При регулировании с помощью направляющих аппаратов, устанавливаемых непосредственно перед всасом вентилятора, происходит предварительное закручивание потока в сторону вращения рабочего колесана частичных нагрузках и искусственно дополнительно увеличивается с,„ в выражении (9.1). Это позволяет получить более высокие значения т)р, чем при дроссельном регулировании. Однако общий характер влияния коэффициента R на КПД регулирования остается прежним, и наилучшее регулирование достигается для машин с минимальным его значением. Эффективность регулирования зависит также от конструкции направляющего аппарата.

Наибольшее распространение, особенно для радиальных машин одностороннего всасывания, получили осевые направляющие аппараты (ОНА), состоящие из ряда секторов, поворачиваемых на различные углы с помощью общего кольца (рис. 9.5, а).

К осевым относятся также аппараты, состоящие только из двух створок (рис. 9.5, б). Незначительно уступая по эффективности аппарату ОНА, эти аппараты отличаются простотой устройства и надежностью работы. Вследствие этого аппараты получили применение для дутьевых вентиляторов котлов небольшой мощности, для регулирования мельничных вен-тиляторов систем пылеприготовления и систем вентиляции крупных зданий.

Тангенциальные направляющие аппараты имеют различные конструктивные решения и получили применение на радиальных дымососах двустороннего всасывания.

На рис. 8.6, в показан упрощенный тангенциальный направляющий аппарат шиберного типа (УНА), устанавливаемый в карманах дымососов. Отличаясь простотой конструкции, этот аппарат имеет худшие регулировочные характеристики, вследствие чего его применения следует избегать.

Хорошие результаты получены для тангенциальных направляющих аппаратов с цилиндрической поворотной обечайкой (ЦНА), схема которых показана на рис. 9.5, г.

Из рассмотренных кривых на рис. 9.3 следует, что регулирование с помощью направляющих аппаратов для вентиляторов с загнутыми назад лопатками менее эффективно, чем для вентиляторов с загнутыми вперед лопатками. Лучшие результаты дает аппарат ОНА, худшие — упрощенный аппарат УНА.

В тех случаях, когда регулирование с помощью направляющих аппаратов не дает должного эффекта, возникает необходимость регулирования путем изменения частоты вращения.

Это регулирование теоретически является наилучшим для тягодутьевых машин любых типов. С помощью этого способа может быть достигнуто почти идеальное регулирование, показанное на рис. 9.3 пунктиром. При обычной квадратичной характеристике тягодутьевых трактов (когда сопротивление тракта изменяется прямо пропорционально квадрату расхода) потребляемая мощность при таком методе регулирования изменяется прямо пропорционально кубу расхода.

Однако в действительных условиях изменение частоты вращения связано с потерями в приводном устройстве или передаче, что снижает его эффективность.

Регулирования частоты вращения можно достигнуть двумя способами

-- 158 --
1215
05а
1
I
/ '~ /

~ Ч
1~

1 7 5

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

и)

1

г
гг
гау

вВпр А

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

5) ~ Гау

-'~~

t~

5

Т1
ч

~йг

А1

Н

+--~

-5

1

ч

1

Ф

l 8/

Гг


Гаю

в)

Рис. 9.8. Направляющие аппараты для регулирования тягодутьевых машин:

и — осевой аппарат, 1 — обечайка; 2 — створка: 8 — обтекатель; 4 — расчалка; 5 — поворотное кольцо; 6 — рукоятка привода; 7 — рычаги; 8 — ролики; б — двустворчатый осевой аппарат: 1 — створки; 2 — обечайка; 8 — рычаг нижней створки; 4 — рычаг верхней створки: 5 — винт; 6 — маховик: в -упрощенный направляющей аппарат (тангенциальный): 1 — створки; 2 — карман; 8 — колесо: 4 — 811JIIIHapa444265 аппарат: 1 — карман; 2.— сужающаяся часть; 8 — торцевая часть кармана;

4 — поворотная цилиндрическая обечайка: 6--обтекатель

при установке между двигателем и вентилятором особой муфты, позволяющей за счет скольжения в последней менять частоту вращения вентилятора;

при установке двигателя, позволяющего менять частоту вращения.

К первому способу относится установка гидромуфты или электромагнитной муфты, ко второму — установка паротурбинного привода, электродвигателей постоянного тока, электродвигателей переменного тока с фазовым ротором и регулировочным реостатом и др.

188

Как видно из рассмотрения рис. 9.3, гидромуфта оказывается значительно экономичнее, чем шиберное регулирование и регулирование упрощенным аппаратом. При радиальных вентиляторах с лопатками, загнутыми назад, гидромуфта оказывается эффективнее ОНА уже при нагрузке менее 85 %. Для радиальных вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед, при нагрузках более 75 % эффективнее ОНА, а при нагрузках менее 75 %- гидромуфта.

Таким образом, в области нагрузок более 0,8 почти всегда ОНА рав-

-- 159 --

ноценен или даже более экономичен, чем гидромуфта. Из этого следует, что применение эффективных направляющих аппаратов, например, типа ОНА, для регулирования радиальных вентиляторов оправдывает себя при малой глубине регулирования и особенно при вентиляторах с лопатками, загнутыми вперед.

К настоящему времени практическое применение на ТЭС получили двигатели со ступенчатым изменением частоты вращения, относящиеся к четвертому способу регулирования смешанному: в пределах одной ступени регулирование осуществляется одним из аэродинамических способов, а при переходе с одной ступени на другую- электрическим.

Электродвигатель с двумя ступенями частоты вращения позволяет при определенных условиях получить значительный экономический эффект, хотя сам ступенчатый принцип регулирования имеет некоторые неудобства. Двухскоростные электродвигатели имеют на исходном режиме КПД примерно на 3 % меньший, чем односкоростные.

Экономичное регулирование скорости вращения достигается при использовании в качестве приводного двигателя паровой турбины. Турбопривэд получил применение для радиальных дутьевых вентиляторов (воздуходувок) энергоблоков единичной мощностью 800 и 1200 МВт с котлами под наддувом.

9.3. НАДЕЖНОСТЬ РАБОТЫ
И АКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ТЯГОДУТЬЕВЫХ МАШИН

Создание блоков большой мощности потребовало особого внимания к вопросам их надежности. Надежность парового котла должна обеспечивать непрерывную его работу без снижения экономичности (моторесурс) 4000 ч. Вспомогательное оборудование должно иметь большую надежность. Если для дутьевых вентиляторов вопрос обеспечения высокой надежности не представляет каких-либо трудностей, то дымососы относятся к числу наименее

надежных элементов газовоздушного тракта, так как они работаютна агенте повышенной температуры, содержащем влагу и агрессивные газы (S0,). Однако главную опасность для дымососов представляют золотые частицы (при работе парового котла на твердом топливе), движущиеся с большими скоростями. Наибольший износ имеет место у осевых дымососов при высоких окружных скоростях (более 100 м~'с) в верхней части рабочих лопаток. Наиболее эффективным решением в этой части является применение глубокой очистки газов от золы, чтобы концентрация золы не превышала 0,5 г'м'.

Износ приводит к недопустимому снижению прочности деталей, ухудшает аэродинамические показатели тягодутьевых машин и создает неуравновешенность ротора. При неблагоприятных условиях эксплуатации рабочие колеса приходится заменять через 700—1500 ч работы.

Абразивные частицы, проходя через рабочее колесо радиальной машины, отклоняются к основному диску. Вследствие этого износ возрастает по направлению от входной кромки лопатки к выходной, изнашивается также диск в месте примыкания к нему лопаток и спиральный лист улитки кожуха (рис. 9.6, а).

Износ лопаток осевых дымососов начинается с торца входной кромки, которая постепенно заостряется. Затем повреждается поверхность лопаток со стороны входной кромки. При недостаточной очистке газов от золы производительность дымососов быстро снижается из-за износа лопаток. Пример такого износа представлен на рис. 9.6, б,в применительно к работе на дымовых газах экибастузских углей, зола которых отличается высокой абразивностью.

При использовании высокоэкономичные аэродинамических схем радиальных машин с сильно загнутыми назад лопатками имеет место отложение золы на тыльной стороне лопаток. Так, на тыльной стороне лопаток дымососов по схеме 70-25-20, установленных за паровыми котлами, работаю-

-- 160 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

а) Рис. 9.6, Золовой износ дымососов: о — износ лопаток основного диска и кожуха радиальной мамины; б — лопатки осевого дымососа ио работы, e — износ лопаток осевого дымососа при работе парового котла на зкибастузском угле после 0000 и работы

щими на твердых топливах, наблюдались золотые отложения. Периодически накапливающаяся зола приводила к разбалансировке роторов. Особенно опасна работа дымососов с подобными лопатками в случае, когда поток содержит много влаги, например после мокрых золоуловителей.

Для предотвращения золотых отложений на лопатках и соблюдения условия P ) I),р, где р,р — угол трения, разработаны дымососы с углом установки лопаток 40' вместо 20' (схемы 55-11-40, 62-23-40).

За последние годы большое внимание уделяется вопросам снижения уровня шума от различных механизмов и устройств тепловых электростанций в плане общей задачи защиты окружающей среды от вредных выбросов. В этом отношении особого внимания заслуживают вопросы снижения шума от тягодутьевых машин ТЭЦ, расположенных в районе городской застройки. Эти шумы характеризуются высоким уровнем звуковой мощности, наличием высоких тонов, непрерывностью воздействия, которые в определенных условиях могут распространяться на значительную территорию вокруг электростанции. Наибольшее влияние на окружающую территорию оказывают дымососы, звук от которых может передаваться по внешним газоходам через устье дымовой трубы в окружающее пространство.

Уровень звуковой мощности, создаваемой машиной, дБ, определяется

Бы тр ~.ы ~~~'ы

(9.27)

где Лй'.„— потери мощности в газо-вом тракте дымосос — дымовая труба
и в дымовой трубе, дБ.

по выражению

L„= L w 10 lg Q + 25 )g Н + 50, (9.25)

где 7. — критерий шумности для тягодутьевых машин данного типа, дБ; для машин различного типа обычно находится в пределах 45 ~ 5 дБ (большая величина относится к осевым машинам); Q — расход газа, мв!с; Н — развиваемое давление, кПа.

С увеличением мощности блока растет расход газов Q при некотором увеличении давления Н, что создает более тяжелые условия в отношении шума. При работе нескольких одинаковых по уровню звуковой мощности дымососов на общую трубу общая звуковая мощность определится по выражению

Бw = L~i — 10 lg n, (9.26)

где n — число однотипных машин. Так, при n = 2 возрастание составит 3 дБ, при и = 3 будет равно 4,8 дБ. При разнотипных тягодутьевых машинах, уровень звуковых мощностей которых существенно различается (более чем на 3 дБ), следует учитывать в расчетах только наиболее шумные машины.

Уровень звуковой мощности на выходе из дымовой трубы определится по выражению

-- 161 --

<!-- картинка -->

1„ 6rrrr9r~+ о

~~fzg

CZZZZkP . месааыл ';

г га,

~ИИ(р

Рис 97 Пластинчатый глушитель во внешнем газоходе парового котла;

1 звукопоглощающий материал, Т — стеклоткань; а — металлический перфорированные лист;

4 обтекатель. 5 — гачокод

Снижение уровня звуковой мощности в газовом тракте может происходить как за счет поглощения стенками газохода и дымовой трубы, так и за счет местных сопротивлений, имеющихся в тракте.

Поглощение звуковой мощности стенками газового тракта определяется по выражению

dL = 4,34а —, (9.28)
с~г

где а — коэффициент звукопоглощения, зависящий от частоты звука и материала стенок газового тракта. При частоте звука 1 кГц для металлических поверхностей са = 0,04, для футерованных кирпичом u = 0,35. Потери уровня звуковой мощности в поворотах на 90' (коленах) составляет в среднем 3 дБ.

Таким образом, снижение звуковой мощности в металлических газоходах и дымовых трубах оказывается малым, и уровень звуковой мощности на выходе дымовой трубы Ем,р, особенно при установке в тракте осевых дымососов, — недопустимо высоким, При футерованных кирпичом железобетонных трубах звуковая мощность в тракте снижается достаточно эффективно.

Уровень звукового давления на территории вокруг ТЭЦ, дБ, в зависимости от расстояния от устья дымовой трубы до некоторой точки земной поверхности r,м, определяется по 6 Зак. 1499

выражению

L = L„,р — 10 1g r4r9-— Д — — д,
1000

(9.29)

Для газоходов больших сечений наиболее эффективны пластинчатые глушители. На рис. 9.7 показана конструкция пластинчатого глушителя.

где r4r — площадь полусферы над земной поверхностью, где происходит распространение звука; Д — затухание звука в воздушной среде. Эта величина зависит от частотной характеристики звука. При f = 1 кГц д = = 6 дБ!км. 6 — фактор направленности распространения звука по 01- ношению к выходящей из трубы дымовой струе. При угле между струей и земной поверхностью () = 90 6 = =бдБ.

Величина L должна быть не больше допустимого L перед зданиями, расположенными за территорией ТЭЦ. Соглроио существующим санитарным нормам звуковое давление L9 на частоте 1 кГц для длительно действующих источников не должно превышать снаружи зданий в ночное время 40 дБ (для старой застройки эти значения могут быть увеличены на 5 дБ). Если это условие не соблюдается, то за счет специальных мероприятий по шумоглушению шум Д)олжен быть снижен на величину

Ы. = L — L (9.30)

-- 162 --

Звукопоглощающий материал обвернут в стеклоткань, защищается от выдувания металлическими перфорированными листами. Для уменьшения гидравлического сопротивления перед пластинами устанавливаются обтекатели. В качестве звукопоглощающего материала может использоваться базальтовое волокно, которое является негорючим. Металлические листы должны обеспечить работу в условиях агрессивной среды. Коэффициент перфорации листов пластины не менее 30 %. Толщина пластин составляет 100—200 мм, длина пластин не должна превышать 3 м. Для обеспечения необходимого снижения шума глушитель может состоять из нескольких секций.

рри РАСЧЕТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТРАКТОВ И ВЫБОР ТЯГОДУТЬЕВЫХ МАШИН

Для выбора вентилятора или дымососа необходимо знать объем воздуха (газа) V, м'/с, в месте установки машины, перепад полных давлений при номинальной нагрузке котла ДН„, кПа, и плотность перемещаемого агента р, кг/м'. При выборе тягодутьевых машин вводятся коэффициенты запаса по расходу рз и давлению I)4 согласно данным в табл. 9.2.

Т в б л и ц а 9.2. Коэффициенты запаса
при выборе тягодутьевых машин

Наименование
тягодутьевой машины

Коэффициент
запаса

по произ-водителя 10-ности tlb

по давле-нию tt,

Дутьевой вентиля-1,11,2

тор и дымосос

То же прп расчете

1,03

1,05

котла на пиковую

нагрузку
иь

Дымосос рецирк)~

1,05

1,10

ляции газов и ве4Пк-

лятор рециркуляции

воздуха

Расчетный расход, м'/с, определяется по Выраумеиию

Qр — гЯ, V —, (9.31)

As

в данной формуле hs — барометрическое давление, мм рт. ст., в случае, если hs выражено в МПа, то, в числитель дроби вместо 760 следует подставить 0,1013.

Расчетное полное давление, кПа,

Нр — Ps ДНИ, (9.32)

где ДН„— перепад полных давлений при номинальной нагрузке парового котла, кПа.

Учитывая, что до настоящего времени в каталогах используются старые единицы, расход может в этом случае измеряться в мз/ч, а давление — в кгс/м'. Перевод одних единиц в другие выполняется по соотношению 1 м'/с = 3600 мз/ч и 1 Па =

0,102 кгс/и'.

Для выбора тягодутьевой машины развиваемое давление приводится к плотности среды, для которой дается характеристика заводом-изготовителем:

НР =/г, Нр. (9.33)

где

ра 1 293 Т 760

раб Здесь р, tts, tt, — плотность перемещаемого машиной газа, то же приведенного к номинальным условиям. плотность воздуха по заводской характеристике, кг/мз; Т — температура газа у машины, К; Т, — то же по заводской характеристике, К; hsбарометрическое давление в месте установки вентилятора, мм рт. ст., при /за в МПа, см. пояснения к (9.31). Поправку hs вносят при расположении ТЭС на значительной высоте над уровнем моря:

It. 760 — 0,09Н,

где Н — высота местности над уровнем моря, м. Учитывается также разрежение на всасе дымососа.

Заводские характеристики строятся обычно для вентиляторов при

/з = 30'С (р, = 1,16 кг/м'), а для

дымососов при t, = 100 "С (р, = = 0,947 кг/м').

Мощность, кВт, потребляемая вентилятором при всех режимах, опре-

-- 163 --

делается по формуле

W ~ "Р . (9.34)

Чэ

где ф — коэффициент, учитывающий уменьшение мощности за счет сжимаемости воздуха (газа) и определяемый по выражениям (8.4) или (8.5), Q- расход газа, мэlс; ЬН, — перепад полных давлений в тракте, кПа; Ч,— эксплуатационный КПД тягодутьевой машины при регулировании ее направляющим аппаратом (определяется по заводской характеристике).

При выборе вентилятора радиального типа точка с параметрами Qp и Нэ должна располагаться ближе к кривой Q-H вентилятора, построенной для полностью открытого направляющего аппарата, снизу от нее по возможности вблизи максимального КПД (рис. 9.8, а).

Для вентиляторов осевого типа (рис. 9.8, б) расчетная точка должна располагаться на кривых, соответствующих повороту направляющего аппарата в сторону противокрутки (положительные углы поворота створок направляющего аппарата). В этом случае второй член уравнения (9.1) становится отрицательным и развиваемое давление достигает максимума.

Если на заданные параметры может быть выбрано несколько вентиляторов, то должен быт ь произведен технико-экономический расчет с учетом годового графика загрузки котельной установки, стоимости затраченной энергии на его привод с учетом принятой системы регулирования, стоимости самого вентилятора и других факторов.

Характеристика тракта котельной установки обычно представляет собой квадратичную параболу в координатах Q-H, точки которой могут быть получены из уравнения

И,= И„„„+(и;э — И„,„,) )(

х ( — ), (9.35) где Н„„, — постоянная часть со. противления тракта, не зависящая от

6~

количества проходящих газов. Точка пересечения характеристики тракта с предельной (верхней) кривой полного давления вентилятора называется исходным режимом, т. е. начальным режимом по условиям регулирования.

Выбор вентилятора производится таким образом, чтобы точка с параметрами Qp и Нр~располагалась на характеристике в зоне высокого КПД вентилятора, желательно не меньше 90 % максимального значения КПД по характеристике.

Потребляемая вентилятором в расчетном режиме мощность определяется по графическим характеристикам или по формуле

0 И'г

W ~ ~ (9.36)

ч.

Расчетная мощность двигателя, кВт, определяется по потребляемой с запасом Ц„= 1,05:

Если двигатель выбран по режиму с введенным регулированием, то должны быть предусмотрены ограничители открытия направляющего аппарата. При отсутствии ограничителей двигатель выбирается по возможной наибольшей мощности.

Для выбора вентиляторов и дымососов на рис. 9.9 приводятся рабочие зоны характеристик. Графики служат для предварительного выбора машин. Окончательный выбор машины производится на основании заводских характеристик. Далее приводятся рекомендации по выбору тягодутьевых машин для паровых котлов ТЭС.

Объем воздуха перед вентилятором на 1 МДж тепловой мощности парового котла мало меняется в зависимости от топлива и оказывается повышенным только для влажных топлив (табл. 9.3).

Расход дымовых газов значительно превышает объем газов за счет повышенных температур, присосов по газовому тракту и зависит оз соста. ва топлива, типа золоуловителя и дру. гих факторов.

-- 164 --

<!-- картинка -->

и, к гс/ма

745оо/мцн п=О

и кпц кпц .

5,0 500

гчг К ВТ

и 74505/мцн

20

-го

-гоо

-400

o5/м28
800

180

-720

il5

-150

-800

Z50 — 110

— 100

10

-100

-zoo

zoo

<!-- картинка -->

Нуясе/М

а5
О

:10

-100

SO ПУО , 1SO

SO 100

150

411кбт

-70
150

250 soo и Ооо Со/мцн

п,тысл%

Z00 и-705оо/мцн

1
Иа58585/Мца
5=100'С
Р,„750 мм рт. ст
'О,ТООВМПа)

+80'

Г

-

+2D'

Г

+10'

л

1
~4ош 0'

а -1

ое

504
1

~~, ~с
«40» 80

20'

кпа 50

-500

гооо

%

4,0

-СОО

ZO00

-800

е

1SOO

30

200

-700

500

О

у~

/ 200800 800 500 500 700 800Q1ToICIP
1 I 1 1 1 1 1 I
о 50 rdo роо гоо а, м% 5) 0 100 гоо zoo и, ма/с

0 100 200 800 400 500 500 700 8000

тыс.мв ч

Рис. 9.8. Характеристики тягодутьевых машин:

а — характеристика вентилятора ВдН-2С; б -. характеристика ooeooro дымососа дОд-28.8. На рисунке указаны углы поворота направляющего аппарата ( — в сторону вращения рабочего колеса. + в противоположную сторону)

-- 165 --

кпк

п,о

Н,кгс/M2

воо ВОО

700

500

000

пд-впп

/ /

~/ /

./Л"

,вд /~

«%

\,,7

.-Ввв

и
ч

с7=1,Вм г,о~-

~~ ВД1

-2072 Г

„~~~с

~/.Ф~

7,в7 2,0 г,г г, ВДН25"2

ь~гддг213

0-7~

/вдод-5475

30- 500

Z50

20 -200

0

— 0,

и-12-272

Я

~ вд

7 ~'~,Б

вдн-гопг н

ы Дн-1В-И

вдн-гг--иу

20-йгв
J sn

91

,1~вдн-г

7

вдн-гс«г

-Пу
1

700

1,5 750

70 Вп ВО 100 120 150 200 250 500 550 400 050 500 500 700 П,тьк.мт/ч

50 а7 100 гпок,м/ч

с/м2

2t-'г Ввм
/Я,

ЛТ'"

0,7
40.,7

е


о' -'гв'i
/ /

7'" '4"

Й

ы~

е0 .

Р

///

/

1

l//

//

1

00
г

0~~

/

1

6

г

Ф

У

/

(
0

)('

у

I
г

н/

7 (/

/
1 дод-ув

ь

г
0

Г(

г
д

/
/

I
е

7(

/

1

кпа

5,0

H,кг

е,0

-000

250

5,0

-УОО

2,5

-250

Z0

-zoo

1,75 175

000 950 500, 500 700, ВОО 900 1000 1200

1500 гПОО а,тыс. мт/ч

150 200

50П 57 000

Д, ыт/с

Рис. 9.9. Сводные графики характеристик для выоора тягодутьевых машин:

а — дутьевые вентиляторы радиальные типа ВДН по схемам 70-33-20, 70-26-20 и осевые ВДОД; t 30 'С; б — осевые дымососы; t 100 'С; л — частота вращения — и об/мнн

В табл. 9.4 приведены сведения о характеристике газовоздушных трактов блоков мощностью от 200 до 800 МВт. Как видно из таблицы, при увеличении мощности блока с 200 до 800 МВт расход воздуха возрастает с 780 до 2500 тыс. мв/ч, а газа — с 1180 до 4000 тыс. мв!ч.

Сопротивление тракта, преодолеваемого дутьевым вентилятором, при 6В Зак, 2400

уравновешенной тяге и обычных камерных топках лежит в пределах от Здо 5 кПа, а газового тракта — от 3,5 до 5,0 кПа. Существенное возрастание давления, преодолеваемого дутьевым вентилятором, происходит в случае применения наддува (8,9- 9,5 кПа), топок с горизонтальными ° циклонами без наддува (13 кПа) и

160

-- 166 --

Таблица 9.3. Объем воздуха перед вентилятором и газа перед дымососом
на 1 МДж тепловой мощности парового котла

Токлнво

Тип топки

Объем
воздуха
и../Ока
м'/Мдж

с

Объем
дымовых
газов
уг/Ока '
м'/Мдж

АШ, тощий угольПылеугольная

0,384

125 85

0.647,0,617

Каменные угли

0,359

125/85

0,636/0,550

Бурые угли
1рп=1 о

0,390

130/90

0,700/0,624

Бурые угли
97"=3,1
С молотковыми мельни-

0,425

145/105

0,83610.746

цами

Бурые угли
Wп 7 2

0,497

165/125

1,16/1,04

Фрезерный торф
п 50

0,444

160/120

1,02/0,913

Мазут

0,366

120

0,595

Природный газКамерная

0,366

120

0,614

В знаменателе указаны цифры, относящиеся к случаю установки мокрых золоуловителей.

топок с горизонтальными циклонами одновременно с наддувом (17,5 кПА).

Дутьевые вентиляторы работают на чистом воздухе невысокой температуры, поэтому на выбор нх аэродинамической схемы не влияют какие- либо особые условия и можно использовать машины, отличающиеся наи-более высокой экономичностью при заданном графике работ.

Для котлов паропроизводительностью от 2,5 до 2500 т/ч используются радиальные вентиляторы по схемам 55-11-40, 70-25-20, а также осевые вентиляторы ВДОД-31,5 и ВДОД-41,5.

Т а 6 л и ц а 9.4. Характеристика газовоздушных трактов блоков

Мощность
блока. МВт

Топливо

Тип топки

Тракт дутьевого вентилятора

Тракт дымососа

Q,
тыс м'/ч
И. кна

4п
арQ,,
тыс м'/ч
И, кпа

U


4D

300Экибастуз-ский уголь

Камерная

12003,40

30

4,45

4,23

1920

3,80

130

4,75

4,84

500
800

Назаров-ский уголь
АШ

2000
2160*
е со
а ое
о сп
45
30
4 М
о ~о
1ЬО
о о
оз ьз
ол
2800
3680
3,80
4,75
140
105
СЭ 3
оо о
5,80
6,42

7905,00

30

7.32

3,12

1030

4,50

105

6,88

3.45

800Канско.С пережи-26205,00

30

4,03

5,65

40005,00140

4,13

6,47

ачинский
уголь

мом
С горизон-

2500

13,00

30

8,45

4,35

4000

5,00

140

4,13

6,47

То же

тальным

циклоном

' Основной тракт.

'* дополнительный тракт для случая газового регулирования перегрева блока ЗОО МВт

-- 167 --

<!-- картинка -->

Рис. 9.10. Аэродинамическая схема осевого дымососа ДОЛ-31,5:

1 — всасывающий карман; 2- вел; 3 — обтекатель; 6 — поворотный направляющий аппарат 1.й ступени; 6 — рабочие лопатки 1-й ступени; 6 — поворотный направляющий аппарат 2-й ступени; 7- ребочие лопатки 2-2 ступени; О- спрямляющий аппарат; у — Диф- фузор

1,218

0,0007 6,0007

а,23/а я 0,23/0,16

ч 5
ы

0,37
8

1

I

0,7еа 0.28

( 1

.1

-Г )' 1

61\ Р I

1

al

у 1

1 1

1,2

1

0

/

ее 10
и

ее

)0,8

0,О75 ]0,076
01 01 0075

На блоки мощностью 300 МВт устанавливаются два вентилятора ВДН- 25 х 2 двустороннего всасывания или ВДН-32Б одностороннего всасывания.

На однокорпусный блок мощностью 500 МВт устанавливаются два дутьевых вентилятора ВДОД-31,5, на блок 800 МВт — два дутьевых вентилятора ВДОД-41-500-1.

Дутье на газомазутных блоках паровых котлов под наддувом для блоков мощностью 300 МВт осуществляется воздуходувками ВДН-25 у( 2 или ВДН-25 х 2-1, а на блоках мощностью 800 МВт — ВДН-35X2. Привод каждой воздуходувки блока 800 МВт осуществляется от паровой турбины мощностью 7100 кВт с понижающим редуктором, обеспечивающим изменение частоты вращения в пределах от 320 до 980 об/мин, при этом направляющие аппараты перед вентиляторами не устанавливаются.

Применявшиеся ранее для дымососов радиальные машины с вперед загнутыми лопатками (обозначаются Д) сняты с производства и заменяются более экономичными машинами по схемам 55-1 1-40 и 52-13-40 с лопатками, загнутыми назад (обозначаются ДН).

Радиальные дымососы с назад загнутыми лопатками выпускаются для блоков мощностью до 480 т/ч, для блоков мощностью 200, 300 и 500 МВт выпускаются дымососы ДОД-28,5 (частота вращения 595 об/мин), ДОД-31,5 (частота вращения 495 об/мин), ДОД-41

6Ве

и ДОД-43 (частота вращения 370 об/ мин). Схема дымососа ДОД-31,5 представлена на рис. 9.10. На блок устанавливается по два дымососа, для энергоблоков мощностью 800 МВт на твердом топливе устанавливаются три дымососа ДОД-43-500 или ДОД-43- 500-1. Увеличение числа дымососов на блок в этом случае объясняется трудностью изготовления и транспортировки рабочих колес диаметром больше 4,3 м.

9.5. ПРИМЕР ВЫБОРА ДЫМОСОСА

Выбрать дымосос к котлу ТПЕ-429, работающему на кузнецком угле, паропроизводительность котла 420 т/ч. Из теплового и аэродинамического расчета котла получаем: секундный расход газов у дымососа V„= — 630,5 10' мв/ч (175 мз/с), температура газов бух = 147'С, плотность газа при нормальных условиях р = 1,293 кг/ме, перепад полных напоров по газовому тракту АНк = 275 кгс/мв (2,70 кПа), разрешение газов на входе дымососа Н» = 335,2 кгс/мв (3,28 кПа), среднее барометРическое Давление атмосфеРы абар —— = 745 мм рт. ст. (0,0985 МПа).

Число дымососов на котел принять 2=1.

Расчетная производительность дымососа с коэффициентом запаса () = 1,1

760

е,=р,)

5//22

h060

760
1,1 630,5 10з
1,2 335,2
=737 ° lовмв/ч (205 мв/с).

-- 168 --

Переводной коэффициент плотности газов
на всасе дымососа

л

р 273+ бтх 760

Ре 273+ 1и (4 Нвх

"бар

13,6
1,293 273+ 147 760

1,293 273+ 100 1,2 335,2

745

13,6

= 1,19,

Сопротивление сети с запасом 20 Ai Нр — Вя ььНп=1,2.275=330кгс/м' (3,24 кПа). Сопротивление сети, приведенное к характеристике дымососа,

Нпр = 1,19 330= 393 кгс /м' (3,85 кПа) .

р

По графику рис. 9.9, б находим, что с параметрами О = 737 10 мз/ч Нпр =

р = 393 кгс/мс в пределах площади, относящейся к дымососу ДОД-28,5, при частоте вращения 590 об/мин.

Коэффициент сжимаемости ф=1 — 3,6 10 — ЛНвс= 1— — 3,6 10 э 3,28= 0,988.

Мощность, потребляемая дымососом

ЦЬНф 175 2,70 0,988

N- — — 606 к Вт.

ч 0,77

Мощность, потребляемая дымососом в расчетном режиме,

Орн",Рф

N

й

=. — Х

205 3,85 0,988

Х — 897 к Вт.

0,73

Расчетная мощность на валу машины с запасом 5%

Н' =-ВЯнр — — 1,05 897=942кВт.

КПД дымососа при определении потребляемой мощности 0,77 и на расчетном режиме 0,73 взяты по индивидуальной характеристике дымососа.

ГЛАВА ДЕСЯТАЯ
ЗОЛОУЛОВИТЕЛИ

10.1. ОСНОВЫ ЗОЛОУЛАВЛИВАНИЯ

В связи с широким использованием твердых топлив и повышением требований к охране окружающей среды на ТЭС все большее значение приобретают вопросы золоулавливания. Очистка дымовых газов способствует не только снижению выбросов золы в атмосферу, но и повышению надеж-ности эксплуатации рабочих колес дымососов, особенно осевых.

Степень улавливания з о л ы должна быть такой, чтобы обеспечить на уровне дыхания при неблагоприятных метеорологических условиях концентрацию золы не выше предельно допустимых концентраций (ПДК). Практически на мощных ТЭС (более 500 МВт) устанавливаются

Таблица 10.1. Данные по характеристикам некоторых топлив и УЭС летучей золы

МесторождениеМарка
топлива

e'„,
Мдж/яг

Al
о7

arP .
%

Зр.
%

Вид
мель.
ницм

Медиан-ный
размер
частиц
б..хщ .
м

Средне-квадра.
точное
отклоне-ние
о

ДонецкоеТ27,2174,52,5ММТ232,56

ДонецкоеГ19,5358,32,3ШБМ203,2

КузнецкоеСС21,414,716,10,25ШБМ222,6

КузнецкоеТ26,418,310,30,5ШБМ16

-

Березовское

Б

13,6

7

35,5

0,2

МВ

11,5

2,67

Назаровское

Б

15,7

9

33

0,2

ММТ

„17

3,55

Подмосковное

Б

9,58

29,6

30,6

2,7

ШБМ

154

Экибастузское

СС

17,2

39

2,5

0,7

ШБМ

173,2

Примсчсннс. ММТ — молотково-мельничная топка; ШВМ — шаровая барабанная мельница;

-- 169 --

золоуловители со степенью улавливания золы 21 = 0,99 —: 0,995, а при меньших мощностях 21 = 0,93 —: 0,97. Большие цифры относятся к много- больным топливам (А, ) 1 %/МДж).

Степень улавливания золы определяется соотношением

свя свых

свх

где с,„и с,„„— концентрация золы на входе и выходе золоуловителя, кг1мз. Удобной характеристикой золоуловителей также является величина, называемая степеньюпр оскока:

Р = 1 — 11 = вын (10.2)

свх

Степень проскока пропорциональна количеству выбрасываемой в атмосферу золы, г/с, той или иной установкой:

e'„'

М, =10В Ар + 7, —" а„, р, (10.3)

где В — расход топлива, кг/с; Арзольность топлива, %; q — потеря теплоты с механическим недожогом, %; Q„— низшая теплота сгорания, МДж/кг; а „— доля золы топлива, уносимая из топки; а, = 0,95 для топок с твердым шлакоудалением и 0,70 — 0 75 для открытых и полуоткрытых топок с жидким шлакоудалением.

Эффективность работы газоочистных устройств в большой степени зависит от физико-химических свойств золы и ее дисперсного состава.

Плотность частиц золы находится обычно в пределах 1900 — 2500 кг/м'. Данные по характеристикам некоторых топлив и дисперсному составу золы в зависимости от способа размола топлива приведены в табл. 10.1. В качестве осредненной характеристики дисперсного состава может использоваться медианный диаметр dщ«, м, т. е. диаметр, соответствующий остатку на сите R = 50 %, и среднее квадратичное отклонение

42 =-4460/dlp,в =- «ееа/dpp,

где d» „d» и d«,2 диаметры частиц, соответствующие остаткам на ситах R15,,9, ,50 н 84,1 %. В табл.

10.1 также приведены значения )R рр — логарифм удельного электрического сопротивления (УЭС), рр — в Ом м. Последняя характеристика имеет особое значение для электрических способов улавливания золы.

На надежность работы механических золоуловителей существенное влияние оказывает слипаемость золы. По слипаемости пыли делятся на четыре группы: 1 — неслипающаяся пыль; П — слабослипающаяся пыль (летучая зола каменных углей с недожогом более 30 %, летучая зола

доля частиц Ф1. %

16 0.


Средний размер частиц 61»410', н

Температура 1,'С

1,26

3.25

5,16

8,15

13

20. 5

32,5

)40

20

50

100

160

200

250

Ch ld «Cb се d» л. Id
О СЛСЛОО04
с оъ слов е юе ь»
о о сл сл о о о сь
«со с»ь» «сл «.ь
ооооооо сл
4» Ь» С» «С» — С»
ооооооосл
Ь»
Спелепел«СЬ Ьсл
оо е оооо
20
20
21
22
20
16
16
18
Ь»
есл ЬСОЧ»СОСлЬ»
сл
ь» ь» е» ь» ь» ь»
О О Cd Ь» Ч» СЛ СЛ СЛ

1
1
9,8
6,93
7,3
8,0
7,2

9,7
9,3
9.2
7 6
8,4
7,6

10,6
9,8
9,8
8.4
9,8
8,8

11
10,3
9,9
8,3
9,2
11,3

о це ] ] a»eo o
о«оо сл

9,9
9,3
9,4
8,4
10,4

МВ — мельничный вентилятор.

.169

-- 170 --

-

к

Ъ

ь

-

ь,

(~

ь

(

Ъ

10

0,8

о,в

„O,2

В 0,1

й.008

0,08

o oz

0,008
0 00Б
,ОО8
П,OO2
8,001
0

2 9 а Б парамеп!р П Рис. 10.1. Зависимость проскока ни улавливания q от параметра теля П

0,00 0,80 0,80 8» 0,80 й 0,80 0,8Б Э 098ь 0188~е 0,998

0',988

0,998 о,999

Б 1

р и степе- золоулови-при слоевом сжигании любых углей, сланцевая зола); 111 — среднеслипающаяся пыль (летучая зола без недожога типа золы подмосковных бурых углей, торфяная зола); IV — сильно- слипающаяся пыль (зола донецкого АШ с недожогом менее 25 %).

Для выделения твердых частиц из дымовых газов наибольшее применение получили золоуловител и, действующие на принципе использования центробежных сил — механические — н с использованием электростатических сил — электрофильтры.

В мокрых золоуловителях с трубой Вентури происходит коагуляция золовых частиц с каплями воды, способствующая их лучшему отделению в центробежных скрубберах, в которых используется механический способ отделения коагулированных частиц.

Из общей теории золоулавливания (22) следует, что степень проскока золоуловителя любого типа определяется параметром золоулавливания:

П .=. 0А,тиот, (10.4) где v — эффективная скорость осаждения золы на поверхность осаждения, м/с; А — поверхность осаждения, м'1 и — среди я я скорость движен и я пылегазового потока, м/с; lo — сечение для прохода газов, мв.

Между параметром золоулавливания и проскоком имеется следующее 170

соотношение:

р -ехр( — /7), (10.5) показанное на графике рис. 10.1. Чем больше параметр П, тем меныпе степень проскока и тем выше степень улавливания.

Расчет проскока можно вести упрощенно, задаваясь средней скоростью дрейфа для всех частиц, или более точно — для каждой фракции отдельно. В последнем случае общий проскок золы определяется по выра- жению

i=n

0=1' р; — ',

Шо

i=1

(10.6)

где /т; — степень проскока для i-й фракции, которой соответствуют скорость осаждения v; и параметр золоулавливания П;; Ф; — доля i-й фракции при входе в золоуловитель, %.

При двухступенчатых золоуловителях проскок некоторой фракции через проскоки в каждой ступени золоуловителя определяется по выражению

р=р, р,-, (10,7) где /т', — проскок рассматриваемой фракции в первой ступени золоуловителя; р"; — то же во второй ступени.

10.2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ЗОЛОУЛОВИТЕЛИ

В качестве инерционных (механических) золоуловителей наибольшее применение получили ц и к л он ы, в которых осуждение происходит за счет центробежных сил при вращательном движении потока. Очищаемый газ (рис. 10.2, а) поступает тангенциально через входной патрубок и движется в канале, образованном наружной и внутренней цилиндрическими стенками циклона, где под действием центробежных сил происходит отделение золы. Больные частички осаждаются на наружной поверхности кольцевого канала, а затем под действием силы тяжести ссыпаются в коническую воронку.

Теоретическая формула для скорости дрейфа частиц диаметром d, м, к стенке циклона, м/с, имеет вид

v =- рч do и'/9)БР, (10.8)

-- 171 --

где р, — плотность частицы, кг/м', и — скорость потока газа в канале, м/с; d — диаметр частицы, м; D- диаметр циклона; р, — коэффициент кинематической вязкости, Па с. Для циклона А/о) = 28(/(1 — D,), гдед)0 = = DolD; Do — диаметр выходного патрубка циклона.

Общее выражение для параметра золоулавливания согласно формуле (10г4) имеет вид

П=2лр,(1ви/91814(1 — Do) (10.9)

Из выражения (10.9) следует, что степень улавливания для циклонных золоуловителей возрастает для тяжелых и крупных частиц при высокой скорости газов и малом диаметре циклона. Для повышения степени улавливания применяются циклоны небольшого диаметра (0,23 — 0,50 м), объединяемые в батареи (батарейные циклоны).

Батарейный циклон состоит из корпуса с бункером, циклонных элемен-тов, нижней опорной решетки, верхней трубной доски и тракта выгрузки пыли (рис. 10.3).

Корпус батарейного циклона выполняется секционированным для уменьшения перетока газов и сохранения оптимальной скорости при переменных нагрузках. Применяются три типа элементов батарейных циклонов: с осевым направляющим аппаратом (рис. 10.2, б), полуулиточным подводом газа (рис. 10.2, в) и четырехзаходным подводом газа (рис. 10.2, в). Если два первых типа имеют диаметр, близкий к 0,25 м, то последний типвдвое больший — 0,5. Наивысшую степень улавливания имеют батарейные циклоны с полуулиточным подводом газа. Степень улавливания циклона в батарее меньше, чем отдельного циклона, что объясняется перетоками газов и неравномерным распределением пыли.

На рис. 10.3, а показано расположение входных отверстий улиток, при котором достигается наилучшая рав

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

-и'.-

з

()

1 (

Д

б
8(155хр
5

()З Гурх уа

\ ээ

н

1

55

М

-l8127a0

,0 Лгйбху

Л(07

б)

Я.

В 275х7

(855бхб

5

0(525

188

Рис. 10Д. Пиклонные золоуловители:

а — схема движения частички в циклоне: ( — вход запыленного газа; 8 — внутренняЯ цилиндр;

8 — наружныЯ цилиндр; 4 — частица золы; и, о, и — скорости raaosoro потока, частицы относительно потока (скорость дрейфа), результирующая скорость частицы; б — элемент батарейного циклона БЦ с восьмилопастными лопатками безударного входа (D0,204 м); е — элемент батарейного циклона БЦУ с полуулнточным входом (О 0,28(); э — элемент батарейного циклона ЦКТИ с тангенциальным четырехзаходным завихрнтелем rasa (D 0.600 м); ) — вход запыленного газа; 8 — выход очищенного газа; 8 —, внутренний цилиндр; 4 — наружный цилиндр; 8 — конический бункер для эолы; 8 — восьмялопастный закручивающий элемент «розетка»: У — полуулиточный ввод; В — четырехсторонний полуулиточный ввод

-- 172 --

номерность распределения пылегазового потока в батарее и наибольшая степень улавливания золы.

В зависимости от направления подводящих и отводящих газоходов циклонные элементы располагаются вертикально (рис. 10.3, а) или пад углом 45= к горизонту (рис. 10.3, б).

Выражение (10.4) отражает характер влияния основных параметров на степень улавливания. Однако в действительных условиях работы батарейных циклонов с учетом возможного вторичного захвата потоком уловленной золы для параметра золоулавливания некоторой фракции d; найдено следующее эмпирическое соотношение:

а

П, -kV —" ) d», (10.10)

4,5

где и — скорость газов, отнесенная к полному сечению циклона, м/с; d; — средний диаметр частиц данной фракции, мкм; k — коэффициент, учитывающий тот или иной тип циклона: k = 0,3 для батарейных циклонов спиклонами типа розетки БЦ, k =- =- 0,5 для циклонов с улиточным подводом типа БЦУ.

Батарейные циклоны применяются для улавливания пыли за котлами умеренной паропроизводительностиот 2,5 до 500 т'ч, степень улавливания находится на уровне 0,88—0,92 при гидравлическом сопротивлении 500- 700 11i.

Для энергетических установок рекомендуется применение элемента с тангенциальным улиточным подводом газа типа «Энергоуголь» с внутренним

<!-- картинка -->

)(

J
А

1

I
° 4

5 l

5

Li i

1-к
5

2

<!-- картинка -->

Рис. 10.3 Примеры конструктивного выполнения батарейных циклонов: о — вертикальная установка циклонных элементов в батарее. т — угол установки плоскости входного патрубка по отношению к общему направлению движения газов; б — установка циклонов под углом 45 к вертикали; 1 — вход заныленных га»ощ у — выход очищенных газов; 3-цикпонные элементы; 4 — опорный пояс; Q) а — г.ороус батарейного циклона; 6— бун.

кер для удалении золы

-- 173 --

диаметром 231 мм (рис. 10.2, в). Нормальный ряд таких циклонов для котлов паропроизводительностью от 20 до 500 т/ч представлен в табл. 10.2. В маркировке циклонов содержатся основные данные по типоразмерам; например4 Х 14Xmозначаетчетырехсекционный аппарат с 14 элементами в глубину и с т элементами по ширине.

Таблица 10.2. Типоразмеры

батарейных циклонов БЦУ-М

Типоразмер

Число эле-ментов по
ширине m

Предель-ные
числа
элемен-тов
m

Предель-ные
площади
сечевив,
м'

1X10Xm

7 — 15

70 — 150

2,93 — 6,28

2Х10Xm

7 — 15

140 — 300

5,87 — 12,57

4X10xm

7 — 15

280 — 600

11,73 — 25,14

2X12xm

7 — 15

168 — 360

7,04 — 15,08

4X12Xm

7 — 15

336 — 720

14,08 — 30,17

2X14Xm

7 — 24

196 — 672

8,21 — 28,15

4X14Xm

7 — 24

392 — 1344

16,42 — 56,31

Примечание. Расчетное сечение элемента ми=о,сет мь

Расчет батарейных цнк лонов ведется в следующей последовательности. Заданы: количество очищаемого газа при номинальной нагрузке котла V, мз/с, дисперсный состав пыли, требуемая эффективность очистки rasa.

1. Необходимое сечение всех элементов батарейного циклона определяется по выражению

О= У/и, (10.11) где и — скорость газа, отнесенная к поперечному сечению циклона,м/с. Рекомендуется принимать и = 4,5 м/с. Число элементов батарейных циклонов на один ко. тел г = ы/ыц.

По табл.10.2 подбирают соответствую. щий типоразмер батарейного циклона и их количество на котел.

2. Определяется параметр улавливания для каждой франции по выражению (10.10).

3. По параметру Пс с помощью формулы (10.5) определяется степень проскока для каждой фракции рс, а затем общая степень проскока золоуловителя по формуле (10.6).

4. Аэродинамическое сопротивление циклонов определяется по выражению

Др=ь —. (10.12)

риа

2.

Для циклонов БЦ принимается = 90, для БЦУ — ь = 115.

Противопоказанием для применения батарейных циклонов является сильная слипаемость пыли, приводящая к их замазыванию. Поэтому не рекомендуется их применение для сильнослипающейся пыли, в частности на АШ.

Несмотря на малую зольность мазутов (0,05—0,1 %), вопрос удаления их твердых продуктов сгорания становится актуальным, особенно в связи с наличием в составе золы ванадия и некоторых других компонентов.

Выброс твердых продуктов сгорания, г/с, включающих горючие элементы, определяется по выражению

М, -- "", (10.13)

/тв

где k — возрастание минеральной массы золы за счет взаимодействия с газообразными компонентами (k = 1,3 —:

— 1,9); В — расход топлива, кг/с; Ар — зольность на рабочую массу, %; ат, — доля золы уноса (0,92- 0,95); Г „— содержание горючих в уносе принимается в зависимости от избытка воздуха за пароперегревателем:

сапе 1,01 1,02 1,04 1,06 1,08 Ггн 0,80 0,60 0,35 0,25 0,20

При улавливании твердых продуктов сгорания в батарейных циклонах БЦУ при скорости газов 5 м/с степень улавливания составляет 75- 80 %, а по содержанию ванадия- 65—70 % при гидравлическом сопротивлении аппарата 1,2 кПа. При этом температуру газа во избежание конденсации паров серной кислоты рекомендуется поддерживать на уровне 180 — 200 'С.

Дляэтого при низких температурах уходящих газов золоуловители приходится располагать между горячими и холодными кубами воздухоподогревателя. На золоуловителях типа БЦ при скорости газов 2,5 3 м/с степень очистки твердых продуктов сгорания падает до 50—60 %, а по окислам ванадия — до 15—30 %, что следует признать недостаточным.

Увеличение эффективности центробежного пылеулавливания можно

-- 174 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

достичь за счет равномерного орошения стенок циклонного золоуловителя пленкой жидкости, которая препятствует вторичному уносу частиц пыли. При толщине пленки, большей поперечного размера частицы, работа отрыва частицы значительно превосходит работу, необходимую для ее погружения в слой жидкости. Такие золоуловители называют скрубб ер ами.

Конструктивно скруббер МС-ВТИ (рис. 10.4, а) состоит из сварного вертикального цилиндра с толщиной стенок 5—6 мм с коническим днищем, входного патрубка, оросительной системы и гидравлического затвора для удаления уловленной золы. Входной патрубок приваривается к корпусу тангенциально к внутренней поверхности и имеет уклон в сторону корпуса 10 . Внутренние поверхности корпуса и конического днища футеруются кислотоупорной и износоустойчи-'47

Г

~А™

Рис. 10.4. Мокрые золоуловители:

а — центробежной скруббер; 1 — входной патрубок; 2 — корпус скруббера; 6 — подвод орошающей воды; 6 — бункер; 6 - гвдрозатвор; 6 — выход очищенного газа; б — скоростной золоуловитель с трубой Вентурн: 1 — вход запыленного газа; 2 — выход очищенного газа; 6 — подача распыленной воды через форсунка; 6„ 6, 6 — конфузор. горлоанна, диффузор трубы Вентурв; У- корпус каплеуловителя (мокрого скруббера): 6- сопла, орошающие стенк» с«руббера; 6 — головой бункер: 16 — гндрозатвор; 11 — удаление пульпы в канал гндрозолоудаления

вой плиткой из керамического материала.

Внутренняя поверхность корпуса аппарата непрерывно орошается из сопл, установленных по окружности на расстоянии 500 мм друг от друга. Струи воды из сопл направлены в сторону вращения газов тангенциально к внутренней футерованной поверхности корпуса. Диаметр аппарата offределяют, принимая скорость дымовых газов в свободном сечении скруббера 4 — 5 м/с. Высота орошаемой части отсопл до оси входного патрубка должна составлять три — четыре диаметра скруббера.

Расход воды на орошение G, кг/с, находится из соотношения

6 =- 0,1411D, (1 0.14) где D — внутренний диаметр аппарата, м, при этом обеспечивается толщина пленки на стенках скруббера не менее 0,3 мм. Степень улавливания в простейших скрубберах 0,82—0,90 при гидравлическом сопротивлении 300—400 Па для диаметров циклонов 0,6 — 1,7 м.

В связи с невысокой степенью улавливания скрубберы получили применение в энергоустановках в комбинации с предвключенным коагулятором Вентури или в качестве предвключенных элементов перед электрофильтрами.

На рис. 10.4 представлена (принципиальная схема установки скруббера с предвключенным коагулятором Вентури (газопромыватели МС-ВТИ). Труба Вентури состоит из короткого диффузора с углом раскрытия 60', горловины и длинного диффузора с углом раскрытия 12'. В конфузоре трубы Вентури происходит увеличение скорости газов с 20 до 50 — 70 м/с. При взаимодействии воды, подаваемой через форсунки, расположенные в конфузоре, происходит дробление капель при их взаимодействии с быстродвижущимся пылегазовым потоком. Далее в диффузоре происходит взаимодействие частиц золы и капель воды (коагуляция). Более крупные капли воды поглощают мелкие частицы золы, что обеспечи-

-- 175 --

вает их лучшее улавливание в центробежном скруббере. Поток тангенциально вводится в скруббер, стенки которого орошаются водой и коагулированные частицы эффективно удаляются в головой бункер. Степень улавливания таких золоуловителей 0,92- 0,97. Данные для выбора таких золоуловителей представлены в табл.10.3.

Т в 6 л и п а 10 3. Типоразмеры
золоуловителя МС-ВТИ

Каплеуловнтель

Сечение
горловины
трубы
Вентурн
ы.на

Диаметр,
ы

Высота.
н

Сечение.
ыа

2,8

9,66

5,72

0,455

3,0

10,32

6,60

0,530

3,2

10,98

7,54

0,644

3,6

12 20

962

0 810

437

13,16

11,93

1,000

4,5

15,25

16,201,30

в зависимости от требуемой степени проскока р по формуле (10.5) или рис. 10.1 находят параметр П. Выбирают Q и и„таким образом, чтобы получить это значение по формуле (10.15);

подставляя в формулу (10.11) найденное значение и„, определяют сечение горловины трубы Вентури;

общее гидравлическое сопротивление, Па, находят по формуле

риа
ЛР =(0,25-1-0,01Q и„) —" +

2

+ 2,7р — '", (10.16)

где р — плотность газа перед золоуловителем, кг/м'1 и„ — скорость газа при входе в каплеуловитель (и,- = 20 м/с).

Для золоуловителей с трубой Вентури для параметра золоулавливания получено следующее эмпирическое соотношение:

П = V Q и,, (10.15)

т. е. параметр золоулавливания опре-деляется в основном произведением
удельного расхода воды (на 1 мз очи-щаемого газа) Q на скорость газа
в горловинетрубы Вентури и„ незави-симо от фракционного состава. Обыч-но и„= 60 м/с (50 — 70 м/с),
= 0,15 кг/м' (0,12 — 0,20 кг/мз). Раз-меры скруббера (каплеуловителя) оп-ределяются при скорости и = 5 м/с,
скорость газов при входе в каплеуло-витель принимается и„= 20 м/с.

Мокрые золоуловители рекомен-дуется применять при сернистости
топлива не более 0,3% кг/МДж для
котлов паропроизводительностью до
670 т/ч.

Расчет золоуловителей подобного
типа ведется в следующей последова-тельности:

определяют типоразмер каплеуло-вителя по выражению (10.11), причем
принимают скорость газов в его се-чении и = 5 м/с и их число на котел
г; подбирают типоразмер аппарата;

10.3. УСТРОЙСТВО И РАБОТА
ЭЛЕКТРОФИЛЬТРА

Электрофильтры являются аппаратами, обеспечивающими глубокую очистку дымовых газов от золы, вследствие чего они получили широкое применение в мощных энергетических установках, работающих на твердых топливах.

На рис. 10.5 представлена одна из конструкций электрофильтра, получившая распространение в СССР.

Действие электрофильтра основано на осаждении заряженных частиц золы в высоконапряженном электростатическом поле. Основными конструктивными элементами электрофильтра являются система осадительных и коронирующих электродов, корпус, узлы подвода и отвода очищаемых газов, устройства для удаления уловленной золы с электродов, устройства для вывода пыли из электрофильтра, узлы электрического питания и автоматического поддержания оптимального напряжения.

Выпрямленный электрический ток высокого напряжения (50 — 80 кВ) подводится к электродам: отрицательный заряд — к коронирующим электродам, положительный — к осади-

-- 176 --

тельным. Для обеспечения эффективной зарядки частиц золы и последующего их улавливания напряженность электростатического поля должна быть неравномерной — максимальной у коронирующего электрода и минимальной у осадительного. Для получения наивысшей концентрации напряженности коронирующие электроды должны иметь заостренную форму. Ранее применялась проволока малого диаметра (3 — 5 мм) круглого или штыкового профиля. В настоящее время исключительное применение получили осадительные электроды с фиксированными точками разряда — ленточно-игольчатые, в которых на концах иголок достигается наивысшая концентрация напряженности.

Осадительные электроды должны обладать достаточной механической прочностью и жесткостью, обеспечивать эффективное улавливание золы и ее удаление при встряхивании. Электроды также претерпели значительные изменения — от полых кар-манных электродов и электродов желобчатого типа к электродам С-образного типа и профильно-пластинчатым; два последних типа электродов обеспечивают хорошее удержание золы в углубленных их частях, достаточную жесткость конструкции и минимальный расход металла.

Осадительные и коронирующие электроды объединяются по ходу движения газов в поля длиной от 2,5 до 4 м (см. табл. 10.4), которые обслуживаются общим механизмом встряхивания, имеют самостоятельное электрическое питание и отдельный бункер. По ходу газов может устанавливаться различное количество полейот 2 до 5. Увеличение числа полей повышает степень улавливания, однако связано с возрастанием расхода металла, стоимости и габаритов.

В процессе горизонтального движения газов происходит зарядка частиц вблизи коронирующих электродов и последующее их осаждение на осушительных электродах.

<!-- картинка -->

г

1

160
в е
4

640

гпз

сз

Рис. 10.б. Электрофильтр (изображен трехпольный двухсекционной электрофильтр Э ГА):

1 — вход запыленного газа; 2 — выход очищенного газа; 8 — газораспределительная решетка; 4- подвод тока высокого напряжения; 8 — коронирующий электрод; 4 — спасительный электрод; 7- встряхивающий механизм коронирующих электродов; 8 — встряхивающий механизм осадительных 94ектродоа; 9 — корпус; le — бункер; п — перегородки для уменыпення перетоков глза через бункер; 12 — подъемная шахта; 18 — гаэораспределительные объемные элементы Мэип 14 — конфузорйый отвод дымовых газов; 18 — смотровые люки в бункерах

l76

-- 177 --

На электростанциях ранее устанавливались электрофильтры типов ДГПН и ПГД (дымовые горизонтальные пластинчатые). В настоящее время применяются электрофильтры усовершенствованной конструкции типа УГ (унифицированный горизонтальный) и ЭГА (электрофильтр горизонтальный, модификации А).

Электрофильтры серии УГ рассчитаны на улавливание дымовых газов с температурой до 250'С и активной высотой поля для электрофильтра УГ2-7,5 м и УГ3-12,0 м. Корпуса электрофильтров выполняются металлическими и рассчитаны на работу под разрежением до 4 кПа. Под каждым полем электрофильтра установлен бункер для сбора уловленной пыли. В обозначениях электрофильтра после его типа указывается число полей и площадь активного сечения для прохода газов, например УГЗ-3-177 — электрофильтр с электродами длиной 12 м, тремя последовательно расположенными полями с площадью для прохода газов 177 мз.

В настоящее время осуществляется переход на унифицированную серию электрофильтров ЭГА с широкополосными осадительными электродами шириной 640 мм, причем электроды одного поля связаны между собой в жесткую систему (табл. 10.4). Высота электродов 6; 7,5; 9; 12 м. Осадительный электрод набирается из четырех- восьми элементов, что дает активную длину поля от 2 56 до 5,12 м. Цифры после букв ЭГА обозначают количество секций, количество газовых проходов, номинальную высоту электродов, количество элементов в осадительном электроде, количество полей по длине электрофильтра. Так, электрофильтр ЭГА 2-56-12-6-3 обозначает: двухсекционный электрофильтр, с 56 газовыми проходами, высотой электродов 12 м, с шестью элементами в осадительном электроде при трех последовательно установленных полях. Температура газов допускается до 330 'С при разрежении до 5 кПа.

Подвод электрического тока высокого напряжения к электрофильтрам (60 — 80 кВ) осуществляется агрега-тами питания. Агрегат питания состоит из регулятора напряжения, повысительного трансформатора и выпрямителя. Для обеспечения оптимального режима питания напряжение на электродах должно поддерживаться на максимально высоком уровне, но ниже пробивного. В агрегатах питания,выпускаемых в настоящее время, процесс регулирования напряжения автоматизирован. Для регулирования выходного тока и напряжения агрегата используются магнитные усилители и тиристоры (управляемые кремниевые диоды). Агрегаты питания оснащаются полупроводниковыми выпрямителями (селеновыми или кремниевыми).

Наиболее современными типами регуляторов питания являются агрегаты АТПОМ (усовершенствованная модель тиристорного регулятора АТФ). Для силовой части этих агрегатов не требуются укрытия, и они устанавливаются вне помещения. Агрегаты питаются от напряжения 380 В, среднее выпрямленное напряжение составляет 50 кВ, а амплитудное значение достигает 80 кВ.

Выпускается пять типоразмеров агрегатов питания электрофильтров АТ ПОМ-250, АТ ПОМ-400, А ТПОМ- 600, АТПОМ-1000 и АТПОМ-1600. Цифра после обозначения агрегатов обозначает среднее значение выпрямленного тока нагрузки,мА. Этим значениям тока соответствует потребляемая из сеги мощность 26, 40, 60, 100 и 160 кВ.А.

Необходимый электрический ток для игольчатых коронирующих электродов, мА, определяется по выраже- нию

7 =/4А, (10.17)

где /л — удельный ток, мА/м', Апповерхность осадительных электродов, приходящихся на один агрегат, м'. Удельные токи принимаются в пределах 0,2—0 35 мА/м' Lри сжигании каменного угля и 0,3—0,5 мА/м' при сжигании бурого угля. Желательно на каждое поле электрофильтра уста-. 177

-- 178 --

Таблица 10.4. Техническая характеристика электрофильтров серии ЭГА

Марка электрофильтра

Площадь
актнаного
сечения
101

Активная
длина
поля
ьп' "

Общая
площадь
осажде-ния
А,
м1

Габарптвме размеры.
м

Масса,
Т

длина

Ширина
(по осям
опар)

Высота

ЭГА 1-30-7,5-4-3
ЭГА 1-30-7,5.4-4
ЭГА 1-30-7,5-6-2
ЭГА 1-30-7,5-6-3

61,4

2,56
2.56
3,84
3,84
3550
4730
3550
5320
13,44
17,62
11,82
17.28
9.2
9,2
9.2
9.2
14,9
14,9
14,9
14,9
139.9
181,8
122,5
176,5

ЭГА 1-30-9-6-2
ЭГА 1-30-9-6-3
ЭГА 1-30-9-6-4

73,4

3,84
3,84
3,84
4240
6360
8480
11,82
1228
22,74
9,2
9,2
16,4
1~
16,4
139,9
201,3
262.7

Э ГА 1-30-12-6-3
Э ГА 1-30-12-6-4

97,4

3.84
3,84

8440
11250

17,28
22,74
9,2
9,2
19,4
19,4
240,2
313,5

ЭГА 1-40-7,5-4-3
ЭГА 1"40-ТЛ-4-4
ЭГА 1-40-7,5-6-2
ЭГА 1-40-7,5-6-3

И.9

2,56
2.56
3,84
3,84
4730
6310
4730
7100
13,44
17,62
11,82
17,28
12,2
12,2
12,2
12,2
15.4
15,4
16,4
15,4
172,2
223,8
150
217~3

ЭГА 1-40-9-6-2
ЭГА 1-40-9-6-9
ЭГА 1-40-9-6-4

97,9

3,84
3,84
3,84

5650
8480
11310

11.82
17,28
22,74
12,2
12,2
12,2
16,9
16,9
16,9
170,5
244
322,9

ЭГА 1-40-12-6-3
ЭГА 1-40-12-6-4

129,8

3,84
3,84
11250
15000
17,28
22,74
12,2
12,2
19,9
19,9
296,5
387,7

ЭГА 2-48-12-6-3
ЭГА 2-48-12-6-4

'155,8

3,84
3,84
13500
18000
17,28
22,74
15,2
15,2
19,9
19,9
364,5
476,4

ЭГА 2-56-12-6-3
ЯГА 2-56-12-6-4
181,73,34
3,84
15750
21000
17 23
22,74
12„6~
17,6
19,9
19,9
413,8
544.4

ЭГА 2-76-12-6-3
ЭГА 2-76-12-6-4

246,6

3,84
3,84
21400
28500
17,28
22,74
23.6
23,6
19,9
19,9
532,1
696, 1

ЭГА 2-88-12-6-3
ЭГА 2-88-12-6-4

285,6

3,84
3,84
24750
33000
17,28
22,74
27,2
27,2
19,9
19,9
623,7
817,3

Прнмечанве. Расстояние между коронирующим и осаднтельны» электродами 6=036 м. длина

осаднтельного электрода 0,64 м.

навливать самостоятельный агрегат питания.

Эффективность работы электрофильтров определяется уровнем технического обслуживания и эксплуатационного контроля. К числу важнейших мероприятий, обеспечивающих эффективность работы электрофильтров, относятся исправное состояние всех его узлов, поддержание чистоты электродов и их центровки,

178

непрерывное автоматическое поддержание оптимальных значений напряжения в каждом поле электрофильтра, исправное состояние газораспределительных устройств, оптимальный режим встряхивания каждого поля, своевременное удаление золы, поддержание проектных параметров пылегазового потока и герметичности тракта.

Электрофильтры должны быть отключены от высокого напряжения при

-- 179 --

переводе котла на сжигание мазута, нарушениях в работе механизмов встряхивания и золоудаления, аварии на котле. Электрофильтры необходимо периодически выводить в ремонт для осмотра и очистки внутренней поверхности от золы.

Учитывая, что некоторые части электрофильтра находятся под высоким напряжением, при эксплуатации должны быть обеспечены необходимые меры по охране труда. Никакие работы вблизи неогражденных частей, находящихся под напряжением, не допускаются. Нельзя проводить работы сразу после отключения электрофильтра, которые находились под высоким напряжением. Необходимо предварительно заземлить отключенный участок. Перед внутренним осмотром необходимо снять напряжение с электрофильтров, заземлить корон ирующие системы.

Периодический контроль степени очистки дымовых газов в эксплуатационных условиях должен проводиться эксплуатационным персоналом не реже 1 раза в год. Он осуществляется по сокращенной программе (экспресс- методом). При этом ограничиваются измерением массового расхода золы в очищенных дымовых газах пылезаборными трубками и подсчетом массового расхода золы, поступающей в золоулавливающую установку, по обратному балансу. В ряде случаев расходы золы, поступающей в золоуловитель, также определяются с помощью пылезаборных трубок.

10АЬ ОСНОВЫ РАСЧЕТА ЭЛЕКТРОФИЛЬТРА

Эффективность работы любого золоуловителя, в том числе и электрофильтра, определяется через параметр золоулавливания П по выражению (10.4). Применительно к электрофильтру величину поверхности осаждения, м', в выражении (10.4) можно представить в виде

А = 2m nL, Н, (10.18)

а сечение прохода газов, м', — в виде
Ф = 2m tH, (10,19)

где m — число проходов для газов; n — число полей по ходу газов; L,— длина одного поля, м; H — высота электродов, м; t — расстояние между коронирующим и осадительным электродами, м. Тогда выражение для теоретического параметра золоулавливания в электрофильтре после подстановки в формулу (10.4) выражений (10.18) и (10.19) примет вид

П = — — Р . (10.20)

и 1

Таким образом, параметр золоулавливания, а следовательно, степень улавливания возрастают с увеличением эффективной скорости дрейфа, числа полей и длины каждого поля и уменьшается с ростом скорости газа и расстояния между коронирующим и осадительным электродами.

Формула (10.19) для параметра П выведена для теоретического случая работы электрофильтра, когда отсутствует вторичный унос, обеспечивается равномерный поток, не1 движения запыленного потока через неактивные зоны и т. п. На основании обобщения данных испытаний отечественных электрофильтров далее приводятся полуэмпирические соотношения, по которым следует определять степень улавливания (или степень проскока).

Для степени проскока при равномерном потоке газов и отсутствии потоков через неактивные зоны остается справедливым выражение (10.5) и рис. 10.1.

Параметр золоулавливания при равномерном потоке )ур находится из эмпирического соотношения

Пр - — —.0,2йу„~/ — — . (10.21)

Здесь k коэффициент вторичного уноса.

Решающее влияние на степень улавливания в электрофильтре оказывает скорость дрейфа (скорость осаждения) о.

Согласно теории движения заряженной частицы в электростатическом поле скорость дрейфа определяется

-- 180 --

электрическими характеристиками электрофильтра и пылегазового потока по формуле

u= 10в ' з " (10 22)

е — '2

где е, — диэлектрическая проницаемость вакуума, Ф!м (е, = 8,85 с

10 " Ф/м); е — относительная диэлектрическая проницаемость вещества частички; Е, — напряженность электрического поля зарядки, кВ7м; Е„— напряженность электрического поля осаждения, кВ/м; d — диаметр частицы, м; р, — коэффициент динамической вязкости газов, Па с.

е и р, пылегазового потока за энергетическими электрофильтрами меняются практически мало. Примем для золы в среднем е = 4 и для дымовых газов среднего состава при температуре 100 — 150'С )ь = 24 10 ' Па с. Подставляя е,, е и )в, получаем для средних условий работы электрофильтра упрощенное выражение для скорости дрейфа:

о = 0,25Е, Е„d (10.23)

В целях дальнейших упрощений заменим произведение Е,Е„, квадратом средней напряженности поля Е'. Под средней напряженностью поля будем понимать

Е=иП,

где U — разность потенциалов, подведенных к электрофильтру, кВ; tрасстояние между осадительным и коронирующим электродами, м. Для золы некоторых топлив, имеющих высокое удельное электрическое сопротивление (УЭС), наблюдается резкое

(

I

з

/

I

1
I

оое

? 11 о 006 а, ;10

о

20,00 К 9 R в с м

В сз К 7 О В

В,О В,В 9,0 9,9 10 О 100 ВОО 900 400

ЛЪгаРифм Р„,OM ма) ТемпеРатУРазо09) 180

снижение скорости дрейфа. На рис. 106, а показано, что в области lgp, между 9 и 10 происходит резкое снижение скорости дрейфа в 2 — 3 раза. При высоких сопротивлениях часть подводимого к электродам напряжения будет расходоваться в неотряхиваемом слое золы и располагаемое напряжение в межэлектродном пространстве окажется меньшим подведенного к электродам. Таким образом, вместо подведенного напряжения U в межэлектродном пространстве будем использовать эффективное напряжение

Uо4 «о.M ('

где k, „— понижающий коэффициент за счет образования обратной короны на золах топлив с высоким удельным сопротивлением.

Сущность явления образования обратной короны состоит в том, что при высоком сопротивлении золы проводимость слоя пыли, осевшей на электроде, оказывается малой, что увеличивает падение напряжения в слое и уменьшает его падение в газовом промежутке. При общей высокой разности потенциалов происходит перезарядка осевшей на осадительном электроде золы с отрицательного на положительный знак, нарушается на некоторых участках поверхность слоя и в межэлектродное пространство происходит выброс обратных по знаку ионов (положительных вместо отрицательных). Одним из косвенных показателей обратной короны является расхождение восходящей и нисходящей характеристик поля (рис. 10.7), т. е. при увеличении напряжения сила тока оказывается при том же напряжении меньшей, чем при его уменьшении. По аналогии с формулой (10.23) введем эффективную напряженность

Езф =- kp к Е (10 24)

Рис. 10.6. Влияние свойств пылегазового потока на работу электрофильтров (на примере экибастузского угля):

о — зависимость эффективной скороСти дрейфа от логарифма удельного сопротивлери» золы: б — зависимость логарифма УЭС золы от температуры дымовых газов

-- 181 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Рис. 10.7. Вольт-амперные характеристики злектрофильт. ров:

и — с интенсивной обратной короной: б — со слабой ' обратной короной; в — беа обратной короны

250

200 х

150

й 1оа

ь 50

О

го Фо

бо и фо 50 го уа 00

Напряжение, кз

и расчетная формула для скорости дрейфа любого топлива примег вид

v = 0,25Еаф d. (10.25)

Максимальная напряженность поля Ееф и коэффициент обратной короны k,, „определяются электрофизическими свойствами пылегазового потока. На удельное электрическое сопротивление золы в пылегазовом потоке влияют зернистость и влажность топлива, зольность топлива, химический состав золы и температура поступающих в электрофильтр газов. Некоторое представление об электро'- физических свойствах золы при заданн ой температуре газов дает предложенный ВТИ критерий

К (А!а0а+$10а) А (10 25)

(We+9He) Se

где А1,0, и S10 — содержание этих соединений в золе, %; Ар, Яур, Нр, $р — зольность, влажность, содержание водорода и серы на рабочую массу топлива.

В табл. 10.5 приведены Кф для некоторых топлив СССР, соответствующие напряженности поля Е и коэффициенты обратной короны k, „при температуре уходящих газов 140 — 150 'С.

При других температурах и кондиционировании дымовых газов эффективная напряженность поля должна корректироваться. Из табл. 10.5 следует, что для топлив, у которых Кф) 100, резко снижены значения эффективной напряженности Еаф, а следовательно, и скорости дрейфа имеют минимальные значения. В этом

случае на электродах образуется неотряхиваемый слой высокоомной золы и может возникать обратная корона.

Для повышения степени улавливания золы с неблагоприятными электрофизическими свойствами (высокое электрическое сопротивление) предложен ряд методов, направленных в первую очередь на снижение интенсивности или предотвращение образования обратной короны в электрофильтре. Этого можно добиться изменением характеристик электрического тока, поступающего на электроды. К таким способам относятся применение импульсного напряжения и даже питание электрофильтра напряжением переменной полярности. Эти способы находятся в стадии опытной проверки.

Важным направлением в решении проблемы улавливания золы с высоким удельным сопротивлением яв-Т а 6 л и ц а 10.5 Средние значения
коэффициента электрофизических свойств
золы
Ке, напряженности электрического
пола Е я поправки на обратную
корону й„„для некоторых топлив СССР

Масторпжпанна
н марка топлива
Коаффнцнант
Кф
Напряжен-ность поля и.
ки
Коаффициент

Кузнецкий Т

160 — 175

240

0,62

Экибастузский СС

177

240

0,83

Подмосковный Б

15

245

1Л-

1(онецкий АШ, ГСШ

12

250

1,0

Канско-ачинский Б

16

280

1,0

-- 182 --

ляется кондиционирование дымовых газов, которое заключается в изменении их свойств при добавлении к ним химических веществ или водяного пара, адсорбирующихся на поверхности частиц золы и увеличивающих их поверхностную проводимость.

В качестве кондиционирующих добавок применяются серный ангидрид, водяной пар, аммиак и другие соединения. Сравнительно небольшое количество Черного ангидрида, добавленное к продуктам сгорания топлив, существенно уменьшает электрическое сопротивление слоя золы, осаждающейся на электродах. Так, при добавке к продуктам сгорания серного ангидрида в количестве около 20 миллионных долей по объему (20 PPM) эффективность улавливания высокоомной золы существенно возрастает. Серный ангидрид для целей кондиционирования может быть получен кипячением серной кислоты, сжиганием серы в присутствии катализатора и др.

Несмотря на эффективность химического кондиционирования, этот способ пока еще не получил широкого применения нз-за эксплуатационных трудностей и затрат, связанных с получением и подачей в газоходы котлоагрегатов тех или иных агрессивных химических веществ.

Одним из эффективных путей улучшения очистки продуктов сгорания с неблагоприятными электрофизическими свойствами является предварительное изменение свойств дымовых газов путем температурно-влажностного кондиционирования.

Из рассмотрения рис. 10.6, б следует, что максимальное удельное сопротивление при топливах с малым содержанием серы наблюдается при l40 —160 "С, т. е. в области наиболее типичных температур уходящих газов. Как при увеличении, так и при уменьшении температуры против указанных значений происходит довольно быстрый спад электрического сопротивления. При низкой температуре удельное сопротивление золы определяется поверхностной проводимостью, обусловленной адсорбцией из дымовых газов поверхностью золы влаги и 182

различных химических веществ, в первую очередь серного ангидрида. При высоких температурах удельное сопротивление золы определяется объемной проводимостью, при которой наибольшее значение имеет химический состав золы и, в частности, наличие в золе ионов щелочных металлов.

Использование правой, высокотемпературной ветви возможно при установке электрофильтров между паровым котлом и воздухоподогревателем в зоне температур 350—400 'С, что по ряду причин оказалось нерентабельным. Поэтому основное внимание уделим левой, низкотемпературной ветви.

Для снижения удельного сопротивления получило практическое применение температурно-влажностное кондиционирование путем установки мокрой ступени перед электрофильтром. Значительные успехи в этой части получены на экибастузских углях, являющихся перспективным топливом для ТЭС, но обладающих неблагоприятными свойствами золы, которая отличается высоким удельным сопротивлением (Ig py = П при д „= = 140'С) при высокой концентрации твердых частиц на входе (c,„= 50 —: 100 г/ма).

Электрическое сопротивление золы этого топлива падает по мере снижения температуры. Это обстоятельство сделало целесообразным снижение температуры путем подключения мокрой ступени. Как видно из рис. 10.6, а, снижение сопротивления золы приводит к увеличению скорости дрейфа, а следовательно, и степени улавливания вследствие ликвидации при температуре 80—90 'С явления обратной короны.

На рис. 10.8 показана установка комбинированного золоуловителя за котлом П-57 блока мощностью 500 МВт, работающего на экибастузском угле.

дымовые газы с температурой 160 'С поступают в центробежные скрубберы диаметром 7 м, имеющим два пояса орошения внутренней поверхности и дополнительный пояс смыва головой пульпы водой высокого давления (5,9 МПа!. Внутренняя по-

-- 183 --

<!-- картинка -->

Рис. 10.8. Двухступенчатый золоуловитель для золы топлив с высоким удельным электрическим сопротивлением:

1 — вход запыленных газов;

1 — мохрма скруббер; 8- содзсд орошашщеа воды мокрою скруббера; С швеллерная решетка для задержания капель; 8 — газораспределительных ре. шеткн; 8 — поля электроФильтра; 1 — бункера дд» удовленноа волы; 8 — выход очищенных я увлажненных дымовых газов

верхность скруббера футерована шамотной плиткой.

Центробежный скруббер соединен с электрофильтром с помощью камеры, в которой расположены газораспределительные решетки швеллерного типа, выравнивающие поток газов по сечению электрофильтра и сепарирующие остаточные капли влаги, выносимой яз скруббера.

При увлажнении и снижении температуры газов после скруббера до 110ЕС общая степень золоулавливания при нагрузке котла 86 % номинальной составила 98 %.

Комбинация мокрой ступени и электрофильтра возможна при условии, что количество СаО в золе, способной к цементации при взаимодействии с водой, должно быть невысоким. Так, для канско-ачинских углей, где количество СаО в золе достигает 40 %, использование мокрой ступени перед электрофильтром оказывается невозможным.

Скорость дрейфа по формуле (10.25) следует считать для каждой фракции. отдельно. Однако для упрощения расчетов рассевку золы можно характеризовать средним медианным диаметром d8„ приведенным для некоторых топлив в табл. 10.I.

Окончательное расчетное выражение для скорости дрейфа примет вид

п ем0,25Еэф dso (10зор7)

Коэффициент, характеризующий вторичный унос, учитывает ряд факторов и определяется по выражению

Кун сшКн Кзл /(ас(1

— 0,25 (и — 1)), (10.28) где К„= 7,5/H — коэффициент высоты электрода, он учитывает, что при большой высоте электрода Н, м, часть золы не успевает осесть в бункере; К,„ учитывает тип электродов; К„учитывает влияние режима встряхивания на унос; последний член в скобках учитывает влияние скорости газов и на вторичный унос.

Работа системы встряхивания электродов осуществляется за счет периодических ударов по электродам, находящимся в одном поле, с помощью специального ударного механизма. Наибольшее распространение получили ударно-молотковые и пружинно-кулачковые механизмы (рис. 10.9).

Удаление пыли с электродов при ударно-молотковой системе производится встряхиванием их молотками, расположенными на валах механизмов встряхивания со смещением по винтовой линии. Привод валов встряхивания состоит из мотор-редуктора и цилиндрической зубчатой пары. Частота вращения выходного вала и = 0,2 об/мин.

Каждый осаднтельный электрод состоит нз элементов, нижние концы которых, имеющие овалы, жестко крепятся к балке встряхивания. Балка встряхивания со-18 3

-- 184 --

<!-- картинка -->

z

l

<!-- картинка -->

о

где А, — площадь осаждения поля, м'1 V — количество газов, поступающее в поле, мз/с; с,„„— запыленность на входе в поле, г!мз;

степень очистки поля электрофильтра.

Значение оптимальной пылеемкости, кг!мз, определяется в зависимости от удельного сопротивления по эмпирическому соотношению

Номер
под я

Степень очистки газов
в алектрофил ьтра ч

0.0

0,9

0,90

0,99

Трехпольный электрофильтр

1
2

1.7 2,1 2,7 3,7 4,6

3

29 46 74 136 21 5

Четырехпольный электрофильтр

1
2
1
1,5
1
1.8
1
2,1
1
2,7
1
3,2

3

2,2

3,2

4,5

7.1

10,0

4

3,3

5,6

9,6

18,8

31,6

о
(ым

Рис. 10.9. Система встряхивания осадительных электродов (ударно-молотковая): 1 — вал встряхивающих молотков; у — ударный молоток; 0 — полоса встряхивания: 0 — осадительные электроды

стоит из двух полос, соединенных между собой с ударного конца наковальней, а с противоположного планкой. Удар молотка передает энергию осадительному электроду, элементы которого начинают колебаться. Эксцентрическая подвеска осадительных электродов относительно центров их тяжести позволяет возвратить осадительные электроды в исходное положение после смещения при ударе молотка.

Механизмы встряхивания осадитель. ных электродов поставляются блоками,что сокращает время монтажа. Каждый блок состоит из вала с молотками н концевыми муфтами, подшипников, закрепленных на раме. Валы блоков между собой соединяются муфтами, а рамы крепятся к корпусу.

Эффективность удаления золы с электродов в большой степени зависит от режима встряхивания. Наихудшие результаты получаются при непрерывной системе встряхивания и когда отряхивания всех полей проводятся через одинаковые промежутки времени. Промежутки между встряхиваниями должны быть оптимизированы для каждого поля, так как в каждом последующем поле количество осаждаемой золы уменьшается и, следовательно, длительность периода встряхивания должна увеличиваться. Расчет оптимального режима встряхивания,т. е.паузы между ударами по одному и тому же осадительному электроду, мин, может быть найден по следующей зависимости:

т = 16,7 п ~, (10.29)

Усвх.п чп

откуда

р„=р у, (1031)

71, = 1 — Р, (1 0.32)

где и — число полей по ходу газов.

Концентрация на входе в т-е поле определяется по выражению

с„., = с„р." ' (10.33)

где с„— концентрация золы при входе в первое поле электрофильтра.

Расчетные соотношения интервалов встряхивания приведены в табл. 10.6.

Т а б л н п а 10.6. Расчетные соотношения
интервалов встряхивания осадительных
электродов электрофильтра

При непрерывном встряхивании K„ = l; при периодическом встряхивании, выполняемом в соответствии с рекомендациями табл. 10.6 для трехпольных электрофильтров принима-лго = 3 — 0 26 lg ру (10 30)

Степень проскока поля электрофильтра рп при известной степени проскока через электрофильтр в целом р определяется по соотношению

-- 185 --

ется К„= 1,3, а для четырехпольных К„= 1,7.

Для золы топлив с высоким удельным сопротивлением при Кэ ) 100 принимается Скорость в сечении электрофильтра и = 1 —: 1,2 м/с, для прочих топлив и = 1,6 —: 1,8 м/с. Зная объем газов перед электрофильтром V, м'/с, находим живое сечение электрофильтра по выражению

в =V/zи,

(10.34)

где z — число параллельно включенных электрофильтров, которое желательно выбирать равным числу дымососов (обычно z = 2). Подобрав по табл. 10.5, 10.6 ближайший типоразмер электрофильтра в, э, уточняют среднюю скорость газов и. Для выбранного типа электрофильтра из этих же таблиц определяют расстояние между коронирующим и осадительным электродами / и длину поля L,. Числом полей п задаются предварительно в зависимости от необходимой степени улавливания обычно от 3 до 4.

После нахождения всех приведенных выше величин находят по выражению (10.21) параметр золоулавливания при равномерном поле /7р и по выражению (10.5) или графику на рис. 10.1 проскок рр.

10ЗЬ АЭРОДИНАМИКА ПОТОКА
В ЭЛЕКТРОФИЛЬТРЕ

На степень улавливания золы большое влияние оказывает равно ме - рн остьпотокав электрофильтре. При неравномерном поле потока газа в электрофильтре сильно возрастает проскок золы.

Представляя поперечное сечение электрофильтра состоящим из и струек со скоростью газа в них и/ и имеющим проскок, соответствующий этой скорости р/, запишем общий проскок золы для неравномерного в активной зоне поля в форме

/=л

р = — Q .й/ р/, (10.35)

/=- 1

где и/ = и/lир, причем ир — скорость при равномерном потоке.

7 з р. 1499

Проскок в каждой струйке при условии справедливости общей зависимости (10.21) запишется в форме

p/ = exp — Р, (10.36)
/Тр
У./

и общее выражение для проскока в электрофильтре при неравномерном потоке примет вид

1 /=""- П

р= — g и/ехр ( — — "'1. (10.37)

11 )/ ui /

Использование этого выражения связано с определенной затратой времени: необходимо для каждой струйки определять р;; для каждого значения рр расчет приходится повторять снова.

Представим относительную скорость в некоторой струйке

u/ = 1+ДЙ/,

где Ьи/ — отклонение относительной
скорости от среднего значения. Под-ставляя это значение в формулу (10.37),
получаем, используя разложение в ряд
Тейлора-Маклорена, упрощенное вы-ражение для влияния неравномерно-сти на проскок:

р,=(1+йЛиср)р или

т/, =т1,— Йдйр P„„(10.38)

где

/=р

Дй,'р — — — ~~~~ Дик (10.39)

и

/=1

— средний квадрат отклонения скорости от среднего значения. Коэффициент R, отражающий влияние неравномерности при различных отклонениях скорости, имеет вид

R =0,125(1 +11p)II!1. (10 40)

Коэффициент R возрастает для электрофильтров с высокой степенью улавливания. Так, для электрофильтра со значительным проскоком (pр —— О,1) коэффициент R = 0,9, а для высокоэффективных электрофильтров с рр = = 0,001 R = 3.?Следовательно, для электрофильтров(с высокой степенью улавливания особенно важно иметь

3~ ~4

-- 186 --

высокую равномерность, т. е. малый средний квадрат отклонения скорости Ди',р.

Ди,'р можно записать через степень заполнения объема m:

Ли,' = l fm — 1.

Эффективное газораспределение в электрофильтре можно осуществить при условии рационального выбора и компоновки всего оборудования в тракте уходящих газов. Количество однотипного вспомогательного оборудования не должно расти по мере укрупнения блока, так как иначе снижается эффективность применения блоков большой мощности. Применительно к газовоздушным трактам это требование можно сформулировать таким образом, что при любой мощности блоков в пределах 200 — 800 МВт на один блок следует устанавливать два pereнерeтffвных воздухоподогревателя, два корпуса электрофильтра, два вентилятора и два дымососа.

Выбор типа газораспределительного устройства определяется взаимным расположением воздухоподогревателя и электрофильтра. Все компоновки можно разделить на два типа.

1. Подвод потока дымовых газов к электрофильтру снизу, когда нижняя отметка входного фланца электро-

<!-- картинка -->

б
Эб'

бг

у

ч

l

г

8

1/8 L

м — ы

фильтра расположена выше плоскости выходного фланца регенеративного воздухоподогревателя не менее чем на 5 — бм.

2. Прямой подвод потока дымовых газов к электрофильтру горизонтальным диффузором.

В первом случае рекомендуется применять газораспределительное устройство МЭИ, состоящее из достаточно длинной вертикальной подъемной шахты постоянного сечения, имеющей в верхней части скос для равномерной по высоте раздачи газа, и следующих за ней одной объемной и одной или двух плоских газораспределительных решеток (рис. 10.10, а).

Ширина подъемной шахты принимается несколько меньшей или равной ширине входного фланца электрофильтра, глубина шахты определяется скоростью газов, выбранной с учетом технико-экономических соображений и из условий отсутствия золотых отложений. Высота шахты должна быть достаточной для того, чтобы поток равномерно распределялся по ее ширине.

Равномерное распределение потока по высоте электрофильтра достигается с помощью объемной решетки, устанавливаемой в месте поворота газов к электрофильтру. Объемные элементы разделяют входную камеру по

б тб- -Сз l

0,7й

l

сь дь хь

1 1 1

<!-- картинка -->

Рис. 10.10. Газораспределительные устройства:

а — газораспределительное устройство МЭИ дл» подводов газов сннзуг 1 — подъемная шахта; 8- скошенная часть подземной шахты; 8 — решетка из объемных элементов; 4 — форкамера; б — перфорированные плоские газораспределнтельные решетки с живым сечением f=0,8; б -- активное поле электрофильтра; б — газораспределительное устройство с диффузором при горизонтальном подводе газов

166

-- 187 --

высоте на ряд горизонтальных каналов, каждый из которых представляет собой сначала конфузор, а затем диффузор. Нижние стенки канала (боковые стороны треугольных элементов) выполнены наклонными для предотвращения отложения золы (углы при основании треугольников приняты равными на входе 45', на выходе 60'). Верхняя стенка канала (основание объемного элемента) горизонтально и имеет длину, достаточную для изменения направления потока; опыт показал, что она должна быть в пределах 900—1100 мм. Для того чтобы расход газов через все каналы, образованные объемными элементами, был одинаковым, верхний участок подъемной шахты выполняется со скошенной передней стенкой. Живое сечение объемной решетки f принимается равным 0,25 — 0,35, чтобы скорости газов в каналах решетки незначительно отличались от скорости газов в подъемной шахте. Таким образом ликвидируется диффузорный эффект в месте поворота потока к электрофильтру. Поток за объемной решеткой принимает горизонтальное направление и проходит практически понормали к плоской газораспределительной решетке, установленной во входном фланце электрофильтра и имеющей живое сечение f = 0,5.

Для достижения высокой равномерности распределения потока по сечению электрофильтра рекомендуется применение газораспределительного устройства МЭИ с двумя последовательно установленными плоскими ре шетками живым сечением f = 0,5 каждая. Под плоскими решетками применяется установка полового бункера (форкамеры).

В табл. 10.7 приведены значения

среднего, отклонения квадрата скорости на входе в электрофильтр дие, и среднего по объему электрофильтра значения Д и,'р. Степень неравномерности уменьшается по мере увеличения высоты шахты перед электрофильтром и роста числа полей.

Прямой подвод потока дымовых

газов к электрофильтру с помощью го- 7'

Т а б л н ц а 10.7. Входные н средние
по объему электрофильтра значения
отклонения
квадрата скорости
для газораспределительного устройства
с объемнымн элементами МЭИ

Относи-тельная
высота
подзем-ной
шахты
7= 41Н

Количество решегок

1

2

-2
Ь "вх

-2
Ь «с

— 2
Ь "вх

2
ь «

3 поли
4 поля3 поля
4 поля

о
0,4
0,3

ооо
оо
О О
ь оo
оош
о
ш-~о
оо
0,004
0,020
0,оао
ооо
оош
О О
ь
шоо
она
ЬО О
ФС
ооо
ооо
C

ризонтального диффузора показан на рис. 10.10, б. Прямым считается такой подвод потока дымовых газов к электрофильтру, когда условия компоновки не позволяют разместить подъемную шахту достаточной высоты. В этом случае вход в электрофильтр может быть выполнен в виде симметричного диффузора с умеренным углом раскрытия с установленными в нем решетками. Как видно из табл. 10.8, равномерность потока в этом случае ухудшается по сравнению с установкой объемных элементов.

Таблица 10.8. Входные и средние
по объему электрофильтра значения
отклонения квадрата скорости
для дибнуузорного газораспределительного
устройства

Количество
решеток

-2
Ь "вх

-2
«ср

3 поля

4 поля

1
2
0.538
0,235
0, 150
0.115
0, 120
0,096

Снижению эффективности золоулавливания способствует движение пыле- газового потока вне активных зон. Основная часть пылегазового потока движется в пространстве между коронирующими и осадительными электродами, где происходят зарядка и осаждение частиц. Однако при су-187

-- 188 --

ществующих конструкциях электрофильтров некоторая часть потока может двигаться ниже или выше обоих электродов или одного из них.

Для электрофильтра УГ-2-4-74 при высоте коронирующего электрода 7260 мм размер полуактивной зоны составляет 690 мм, т, е ерп=0,095. Для части потока, движущейся помимо электрических полей через бункер или вверху электрофильтра над электродами (неактивные зоны), улавливание золы отсутствует полностью.

В общем случае выражение для проскока газа через электрофильтр и степени улавливания запишется по выражениям

, =-(1 — 0.— ч.)).+р.рр.+0.

или

~- Рб

q =(l — ри) 1, — (0 () — 1) р„(10.41)

где р„р, — степень проскока для потока, движущегося между электродами, и потока в ослабленном электрическом поле; гр„~р„— доля пыле- газового потока, движущегося в ослабленном поле, и потока вне полей.

Для потока, движущегося в ослабленном поле, принимают проскок р, = рр„где р =2 —: 3, а для потока вне полей р„ = 1.

Для расчета увеличения проскока в электрофильтре за счет потоков в ослабленных полях и вне полей необходимо найти части потока, движущиеся подобным образом. Это можно определить из выражения

qI, =1 — H„iH„,

где Н„— высота коронирующего электрода, м; Н„— высота осудительного электрода, м.

Результаты исследований потоков через неактивные и бункерные зоны приведены на рис. 10.11. Бункера электрофильтров имеют пирамидальную форму с углом наклона стенок 60' (рис. 10.11, а). Наибольший переток газов имеет место в бункерах, расположенных первыми по ходу газов полей, где находится невыравненной по сечению поток газов. На рис.

10.11, б приведены усредненные по всем бункерам перетоки. Наибольшие перетоки газов через бункера имеют место при отсутствии каких-либо перегородок в бункерах.

Установка двух вертикальных разделительных перегородок по длине бункера (одна у передней, а другая у задней стенки бункера) не дает существенного уменьшения потока газов через бункер, при этом главный поток опускается в бункер перед пер-

<!-- картинка -->

гнеиа
йрннернзгл
лерееераден

Числе полей

0

ф

1~ )/

0,0210

,00

\~~ ' )/

0,022

0,000

Ч( I I)

0 020

0,000

~ ////

0,0020,001

/й~

<!-- картинка -->

Рис. 10.11. /движение пыле- газового потока через неактивные зоны:

л — движение пылегазового потока в поле электрофильтра: I — активная зона; е — полу. рктивная зона; З — бункер; б — поле скоростей в активной зоне; б — поля скоростей и направление движения в нижней (бункерной1 неактивное зоне; б — движение потока в верхней неактивной аоне; у — изоляторные коробки; б — доля потоке через бункер электрофильтра Ipa в зависимости от типа и «оля~сства бункерных перегородок

-- 189 --

вой перегородкой и поднимается между второй перегородкой и стенкой бункера. Схема с установкой пяти таких коротких перегородок, которая является типовой для электрофильтров ДГПН, позволяет уменьшить перетоки черезбункера всего на (8 %, что следует считать недостаточным, особенно для электрофильтров, у которых требуется высокая (более 98 %) степень улавливания.

Таким образом, установка вертикальных перегородок в бункерах не обеспечивает достаточного снижения пылегазовых потоков помимо активных зон. Поэтому для высокоэффективных электрофильтров следует принимать специальные меры по уменьшению этих потоков — устанавливать газоотсекатели на входе и выходе из бункеров, наклонные перегородки и др. Комплекс таких мероприятий позволяет уменьшить перетоки газов через бункера примерно в 10 раз.

10.6. ПРИМЕР ВЫБОРА И РАСЧЕТА
ЭЛЕКТРОФИЛЬТРА

Выбрать и рассчитать электрофильтр к паровому котлу ТП-80 паропроизводительностью D = 117 кг/с (420 т/ч), давление пара р = 14 МПа, температура перегрева /ae =- 560 'С, температура питательной воды /и.в = 230'С, температура уходящих газов Оэ —— 150'С, избыток воздуха атх = 1,6. Топливо — кузнецкий уголь марки Т, размол в мельницах ШБМ.

Степень улавливания золы q ) 0,98 (р ~ 0,02).

1. Из расчета парового котла определяется объем дымовых газов, поступающих в электрофильтр: V = 222 мз/с.

2. По табл. 10.5 находим критерий электрофизических свойств Кф = 170 ) ) 100. Выбираем скорость дымовых газов и = 1,2 м/с.

3. Принимая число параллельных корпусов г = 2, определяем по формуле (10.11) необходимое сечение корпуса электрофильтра:

222

в = — =92,6мг

2 1,2

4. Выбираем электрофильтр типа ЭГА. По табл. 10.4 данной площади поперечного сечения соответствуют четыре типоразмера электрофильтров: ЭГА 1-30-12-6.3, ЭГА 1-30-12-6-4 с высотой электрода/12 м (вз.ф = 97,4 ма) и ЭГА 1-40-9-6-2, ЭГА 1- 40-9-6-4 с высотой электрода 9 м (в е =

= 97.9 мз). Проведем расчет четырехполь. мого электрофильтра ЭГА 1-30-12-6-4.

Для этого электрофильтра длина поля Lc 3,84 м, расстояние между осадительнйм коронирующим электродом = 0,15 м.

Уточняем скорость газов:

222

и= =1,14 м/с.

2 97,4

5. По табл. 10.5 определяется средняя напряженность поля Е — — 240 кВ/м, коэффициент обратной короны Ко.к = 0,62. По табл. 10.1 медианный диаметр при размоле в ШБМ d 11°10-' м. По формуле 10.25 теоретическая скорость дрейфа рт 0 25(0 62,240)з22,10-е 0,079м!с.

6. Определяем коэффициент вторичного уноса по (10.28):

Кн»7.5/12»0 625; Кзл»1' Ksc»1,3;

K7„— - 0,625 I 1,3 [1 — 0,25(1,14 — 1)]»

= 0,784.

7. Параметр Пр по (10.21) при числе
полей л = 4 равен:

— /' 0,079 4 3,84
/Тр — — 0,2 0,784

114 0,15

Проскок при равномерном поле по рис.10.1
рр =0,0147.

8. Принимаем к установке газораспределительное устройство МЭИ с относительной длиной шахты I = 0,4 и одной решеткой. По табл. 10.7 при четырех полях Аи~ = 0,070. По формуле (10.40) определяем R = 2,80. Проскок с учетом неравномерности по выражению (10.38)

рв»(1 — '.2.80 0.07) О 0147 =0.0177.

9. Определяем изменение степени улавливания за счет движения через неактивные и полуактивные зоны. Принимаем стандартную схему с тремя вертикальными перегородками з бункерах, ви = 0,009 (рис. 10.1й, б), доля полуактивных зон вп -= 0,05; возрастание проскока в полуактивной зоне 5 2.

По формуле (10.41) окончательно получаем степень улавливания:

т)= (1 — 0,009) (1 — 0,0177)—

— 0,15 (2 — 1) 0,0177 =0,973,

т. е. степень улавливания несколько ниже заданной (0,98).

Принимаем схему рис. 10.ТВ, б с наклонными перегородками в бункерах. Тогда фн —. 0,001, ч = 0,98, я = 0,020, т. е. данное значение совпадает с требуемым значением. Таким образом. принимаем к уста-

-- 190 --

новке четырехпольный электрофильтр ЭГА 1-30-12-6-4.

10. Определяем режим встряхивания. Из табл. 10.4 поверхность осаждения А =- = 11,250 м', одного поля А„ = 2560 м'. Из табл. 10.1 Ig ру — —9,9. По формуле (10.30)

m„=3 — 0 25 9 9=-0.50;

свх = 20 г/м'1 рп —. (0,020) '/ . = 0,38. По формуле (10.29)

2560 0,50

т= 16,7 — 15 мин.

222 20.0,38

Из табл. 10.6 определяем расчетные интервалы времени встряхивания по полям.

TI=1 15=-15мин; т,=2,7 15= 40мин; чз=7,1 15=.105мин; т,=18,8 15=280мии.

l I. Определяем мощность электроагрегата на каждое поле по выражению (10.17), принимая /л = 0,3 мА/м:

/п =0 3 2560 =- 770 мА .

Выбираем агрегат АТПОМ-1000. Принимая среднее напряжение 80 кВ, получаем мощность агрегата питания электрофильтра

(Рп — — 0.77 80=61,6 кВ А,

а всего на четыре поля электрофильтра

Ф =4(в п=4 61,6вв246кВ А.

На 1 мв очищаемого газа потребляется
мощность

246

III У = — ' =1,1 кВт/мз.

222

ГЛАВА ОДИННАДЦАТАЯ
ВНЕШНИЕ ГАЗОХОДЫ И ДЫМОВЫЕ ТРУБЫ

11.1. ТИПЫ ДЫМОВЫХ ТРУБ И

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИХ РАЗМЕРОВ

Внешн и е газоходы и дымовые трубы являютсязамыкающими элементами газовоздушного тракта и дымовые газы удаляются при сравнительно низких температурах (при 130—160 'С при сухих золоуловителях или без них и при 80—110 'С при мокрых или комбинированных золоуловителях). В этих условиях агрессивные компоненты, содержащиеся в удаляемых газах,— окислы серы, влага, неуловленная зола — оказывают наибольшее влияние на ограждающие конструкции и вызывают их разрушение, что может привести к выходу из строя ТЭС или ее части. Поэтому основным требованием к внешним газоходам и дымовым трубам является высокая надежность их работы в течение всего срока эксплуатации ТЭС.

Назначением дымовой трубы является рассеивание содержащихся в дымовых газах токсичных веществ, с тем чтобы их концентрация на уровне дыхания не превышала предельно допустимых кон центрах и й (ПДК), приведенных в табл. 11.1

Максимальная разовая концентрация вредных веществ определяется по

Т а б л и ц а 11.1. Предельно допустимые
концентрации вредных веществ
в атмосферном воздухе населенных мест

(в~рявввющее
вещество

Предельно допус-тимая концентра-ция. мг/вс

макси-мальная
разовая

средне-суточная

Пыль нетоксичная0,5

0,15

Сернистый ангидрид

0,5

0,05

Двуокись азота

0,085

0,085

Окись углерода3,0

1,0

пробам, отобранным в течение 20 мин, среднесуточная — за сутки.

До поступления газов в дымовую трубу должны быть приняты все возможные меры для очистки газов от твердых золотых частиц и окислов серы. а также подавления образования окислов азота в процессе горения.

Выброс в атмосферу частиц золы и недожога, г/с, находится по выражению

0t )

Мв=)0 (АР+д,—" /) Х

32,7

x a„„ B () —п), (11.1)

где В — расход топлива на ТЭС, кг/с; Ар — зольность топлива на рабочую

-- 191 --

массу, %; 04 — потери теплоты от механического недожога, %; (К- теплота сгорания низшая на рабочую массу топлива, МДж/кг; а „— доля твердых частиц, уносимыхгниз топки (для топок с твердым шлакоудалением — 0,95, с жидким шлакоудалением при открытых и полуоткрытых топках- 0,7—0,85); т! — степень улавливания твердых частиц в золоуловителях.

Количество окислов серы в пересчете на $0„выбрасываемых с дымовыми газами парового или водогрейного котла в атмосферу, при отсутствии специальных сероочистных устройств, г/с, находится по выражению

/(4sv,= 20S В (1 — у)зо,)Х

.Х (1- — лзо,), (11 2) где $р — содержание серы на рабочую массу, %; т)зоа — доля окислов серы, улавливаемых летучей золой в газоходах парового котла (для углей составляет в среднем 0,1); т)зо,— доля окислов серы, улавливаемых в мокром золоуловителе (0,015—0,025).

Секундный выброс NO,, г/с, определяется по формуле

/Иио ° = 0,034PkBQz (1--q, 100), (11.3)

где (1 — коэффициент, учитывающий влияние на выход окислов азота качества сжигаемого топлива (содержание 1Ф) и способа шлакозолоудаления (принимается по табл. 11.2); h — коэффициент, характеризующий выход окислов азота на одну тонну сожженного условного топлива, кг/т.

Для котлов производительностью свыше 70 т/ч

12D

200+ Пн

где О„и D — номинальная и фактиче-ская паропроизводительность котла
или его корпуса, т/ч.

Для котлов паропроизводительно-стыо менее 70 т/ч

k =D/20,

Для водогрейных котлов () = 1, ко-эффициент й определяется по формуле

h = 2,5Q/(20+ Q„),

Т а б л н ц а 11.2. Значения коэффициента (З

Топливо

Содержа.
ние
азота
„1т.
аа

Коаффиииаит З

Природный

0.85

газ

Мазут0,3 — 0,5

0.7 — 0.8

при

при

твердом

жидком

шла ко

шлако

удалении

удалении

1,0

0,55

0,8

Угли

1 — 1,4
1,4 — 2,0

0,7
1,0
1,0
1,4

2,0

1,4

2,0

Где Qs 8 Q -- СООТВеТСТВеННО НОМИ- нальная и фактическая тепловая производительность котла, Гкал/ч.

В случае применения специальных мер по подавлению окислов азота в процессе сжигания их выброс может быть снижен в 1,5 — 2,5 раза.

Минимально допустимая высота дымовой трубы h, м, при которой обеспечивается значение с„, равное ПДК, для нескольких дымовых труб одинаковой высоты при наличии фоновой загазованности с,р от других источников вредности, рассчитывается по формуле

з

ПДК — cs Р тТ

где А — коэффициент, зависящий от температурной стратификации атмосферы при неблагоприятных метеорологических условиях и определяющий условия вертикального и горизонтального рассеивания вредных веществ в атмосфере; принимаются следующие значения А: для субтропической зоны Средней Азии 240; для остальных районов Средней Азии, Казахстана, Нижнего Поволжья, Кавказа, Молдавии, Сибири, Дальнего Востока 200; для Севера и Северо-Запада европейской территории СССР,

-- 192 --

Среднего Поволжья, Урала и Украины lб0; для европейской части Центра СССР 120; М — суммарное количество врШ1ного вещества, выбрасываемого в атмосферу, г/с; F — безразмерный коэффициент, учитывающий скорость оседания вредных веществ в атмосферном воздухе; для газообразных примесей F = 1, для пыли при степени улавливания более90 % F = 2, менее 90 % F = 2,5, V — объем дымовых газов на ТЭС, мв/с. Безразмерный коэффициент, учитывающий условия выхода газовоздушной смеси 443 устья источника выброса

Л5 , (11.5)

О 67+0 Гр'/ +О 34)//

параметр

104 wl Dо

Па ЬТ

где N — число одинаковых дымовых труб; ДТ — разность между температурой выбрасываемых газов Т и среднейтемпературой воздуха Т„ 'С,под которой понимается средняя температура самого жаркого месяца в 14 ч.

При выбросе сернистого ангидрида и двуокиси азота учитывается их совместное действие в атмосфере. В этом случае выброс приводится к выбросу по сернистому ангидриду по выражению

М =Мзо. +5 88Мио. (11 6)

Диаметр устья дымовой трубы D определяется по выражению

D, = 1,111/ — . (11.7)

рс NW4

Скорость в устье дымовой трубы 030 выбирается на основании техникоэкономических расчетов и зависит от высоты трубы:

Высота трубы

h. ы .... 1ЗО 160 130 340 330 Скорость газов на выхоДе wo. ы/с И — 36 30 — 30 35 — 36 30 — 40 35 — 45

Дымовая труба, с одной стороны, является строительным высотным сооружением, с другой стороны, — элементам технологического цикла ТЭС, связанным с выбросом нагретых и,

как правило, агрессивных дымовых газов, и состоит из газоотводящего ствола или футеровки, несущей конструкции-оболочки и фундамента.

Дымовые трубы должны обеспечить требуемую надежность работы электростанции, разрежение в газоходах и отсутствие избыточных давлений в дымовой трубе, возможность проведения осмотров, планового и аварийного ремонтов, возможность применения индустриальных методов строительства и монтажа в минимальные сроки.

Газоотводящий ствол должен противостоять воздействию температур и возникакхцих при этом напряжений, а также коррозии от воздействия агрессивных веществ, содержащихся в дымовых газах.

Оболочка дымовой трубы должна обеспечить высокую ее прочность как строительной высотной конструкции, 'подверженной воздействию ветровой нагрузки, собственного веса трубы, сейсмическим и метеорологическим воздействиям.

В качестве оболочки для дымовых труб современных ТЭС получила исключительное применение конструкция из монолитного железобетона, как правило, конической формы с изменяющейся по высоте толщиной стенки и степенью армирования. Угол наклона образукхцих конуса к вертикальной оси может изменяться- минимальный вверху и наибольший внизу. Верхняя часть трубы может на определенной части высоты выполняться цилиндрической формы. Внутренняя часть оболочек может быть либо гладкой, либо иметь уступы для укладки футеровки из кирпича.

Оболочка опирается на железобетонный фундамент, который может иметь несколько вариантов выполнения — сплошной, кольцевой и др.

Дымовые трубы по выполнению газоотводящего ствола можно разделить на две группы: без отдельных газоотводящих стволов, у которых форма ствола определяется формой оболочки (как правило, конической); с отдельным от оболочки газоотводящим стволом и проходным зазором между ними.

-- 193 --

Рис, 11.1. Дымовые трубы без отдельных газоотводящих стволов:

и — с кирпичной прижимной футеровкой; б — с монолитной футеровкой из силикатполимербетона или цементполимербетона (двухслойная); а — покрытие слоем плотных золотых отложений на футеровку или железобетонный ствол (самофутерующиеся); а — с противодавлением в зазоре; 1 — железобетон; У — кирпичная футеровка; 3 — силикатполимербетон; 4 — нанесенные половые отложения; б — вентилируемый зазор; 6 — кирпичная футеров- ка

а)

ф:

Х) в)

Дымовые трубы с отдельными газоотводящими стволами имеют в верхней части минимальный уклон (в случае цилиндрической верхней части- нулевой), который возрастает по мере приближения к цоколю (рис. 11.1). Трубы этой группы относятся к необслуживаемым, так как осмотр и ремонт их частей, соприкасающихся с газом, невозможны в процессе эксплуатации без отключения связанных с ними паровых котлов. Наибольшее распространение имеют трубы с кирпичной футеровкой (рис. 11.1, а). Внутренняя поверхность железобетонного ствола покрывается изоляцией — эпоксидным лаком и стеклотканью. Футеровка выполняется из красного и кислотоупорного кирпича на кислотостойкой (диабазовой или андезитовой) замазке и опирается на железобетонные консоли несущего ствола, выполняемые через 30 — 50 м. Сопряжения футеровочвой кладки на консолях выполняются путем укладки слезниковых кирпичей, служащих для стекания влаги, образующейся на поверхности футеровки. Для защиты верхнего обреза трубы на нем устанавливается чугунный колпак, собираемый из секций. Для установки на трубе светооградительных огней предусматривают светофорные площадки, располагаемые по высоте трубы через каждые 15 или 30 м. Для обслуживания площадок делается ходовая лестница с ограждением. Предусматривается система грозозащиты. Трубу окрашивают полосами красного цвета шириной 2 — 2,5 м с интервалами по высоте 15 м.

Основными недостатками дымовых труб с кирпичной футеровкой являются высокие трудозатраты на укладку кирпича и длительное время возведения (2 — 3 года). Поэтому получили применение трубы с монолитной футеровкой из силикатполимербетона и цементполимербетона (двухслойные), показанные на рис. II.I, б. При сооружении этих труб обеспечивается возможность одновременного возведения железобетонной оболочки и футеровки.

Определенные перспективы имеют самофутерующиеся трубы (рис.11.1, в). Защита газоотводящих стволов осуществляется с помощью создания плотных золотых отложений на внутренней поверхности газоотводящего ствола или футеровки методом самонапыления.

На рис. 11.1, г показана труба с противодавлением в зазоре. В ней между кирпичной футеровкой и железобетонной оболочкой имеется канал шириной 100—200 мм, в который подается нагретый воздух под давлением, препятствующим поступлению газов через футеровку, разрушительно действующих на железобетонную оболочку. Эти трубы более надежны, чем предыдущие конструкции, (юсколъку в них нет проникновения дымовых газов в железобетонную оболочку при нормальной работе воздушного зазора.

Дымовые трубы с отдельным газоотводящим стволом (рис. 11.2) имеют газоотводящий ствол цилиндрической формы, а между ним и железобетонной оболочкой устраивается про-

-- 194 --

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

б

1

7

Я)

Рас. 11.2. Дымовые трубы с отдельными гавоотводящими стволами цилиндрической формы:

о — иа неметаллических материалов; б — со стальными стволами н наружной изоляцией газоотводжцего ствола; в — многоствольная е металлическими стволами; Г — железобетонный ствол;

7 — ствол иа коррозионно-стойкого неметаллического материала: 6 — металлические тагн: В- яслвеска стволов; 6 — металлические ствол»

ходное обслуживаемое пространство. При этом исключается возможность проникновения дымовых газов в железобетонную оболочку, обеспечивается воэможность контроля, осмотра газоотводящего ствола и ремонта его с наружной стороны в процессе эксплуатации. Газоотводящий ствол у труб такого типа может выполняться стальным или as кислотоупорных материалов. С наружной стороны ствол покрывается тепловой изоляцией. Применение металлических газоотводящих стволов позволяет проводить монтаж индустриальными методами, что обеспечивает быстрые сроки возведения.

Дымовые трубы с отдельными газоотводящими стволами могут выполняться как одноствольными, так и многоствольными.

Многоствольная дымовая труба (рис. 11.2, в) представляет собой железобетонную оболочку, внутри которой расположены металлические газоотводящие стволы с наружной теплоизоляцией. Между стволами предусматриваются лестницы и площадки для обслуживания.

11.2. ВЫБОР ЧИСЛА И ТИПА ДЫМОВЫХ
ТРУБ

Для обеспечения наилучшего рассеивания вредностей в атмосфере и по экономическим соображениям желательно иметь минимальное количество дымовых труб. Однако уменьшение числа труб на ТЭС приводит к увеличению длины газоходов и снижению надежности работы ТЭС при авариях и ремонтах газовых трактов. Поэтому на ГРЭС и ТЭЦ необходимо иметь не менее двух независимых газовых трактов. На конденсационных электростанциях обычно устанавливают две одноствольные трубы, на ТЭЦ — одну (в некоторых случаях две многоствольные). На одну трубу ГРЭС рекомендуется подсоединять количество блоков, приведенное в табл. 11.3.

Таблица 11.3. Рекомендации пе количеству блоков, подключаемых на easy дымовую трубу на ГРЭС

Наименоваяяе

Мощность
блоке, Мвт

200 — 600600 — 000
1200

Количество блоков

3-4

2 — 3

-

при. установке не-

обслуживаемых

труб

Количество блоков4-6

2

при установке об-

служиваемых труб

При выборе дымовых труб для ТЭЦ должны бьпь учтены некоторые особенности по сравнению с конденсационными электростанциями: дымовые трубы должны обладать более высокой надежностью, так как отпуск теплоты обычно не резервируется; ТЭЦ размещаются в городах, где существует большое количество источников выбросов, создакицих заметный общий фон загрязнений: на ТЭЦ устанавливается разнотипное котельное оборудование (энергетические и пиковые котлы), имеющие различную характеристику отводимых газов; на выбор

-- 195 --

труб накладываются ограничения требованиями аэрофлота, архитектурными соображениями.

Этим особенностям в наибольшей мере отвечает многоствольная дымовая труба.

Для покрытия зимнего максимума тепловой нагрузки на ТЭЦ кроме энергетических котлов устанавливаются пиковые теплофикационные водогрейные котлы, отличающиеся рядом особенностей в отношении эвакуации дымовых газов. Некоторые данные о крупных пиковых теплофикационных котлах приведены в 9 2.2.

На схеме рис. 11.3 приведены некоторые типичные случаи подсоединения энергетических и водогрейных котлов ТЭЦ к одноствольным и многоствольным трубам.

К числу устаревших относится схеМа На рИС. 11.3, па КОГда ПарОВЫе КОТ- лы подсоединяются к железобетонной дымовой трубе, а на пиковых водогрейных котлах типа ПТВВ устанав-ливаются индивидуальные низкие (с отметкой верха 60—80 м) металлические дымовые трубы, которые из-за малой высоты и маломощных газовых потоков, как правило, не удовлетворяют нормам загазованности даже при сжигании мазута умеренной сернистости. Эта схема не применима к котлам КВ-ГМ и КВ-ТК.

Установка железобетонной трубы для энергетических котлов и отдельной для всех пиковых котлов любой системы (рис.11.3, б) отличается большей надежностью отвода дымовых газов от пиковых котлов н пониженной концентрацией вредностей на уровне дыхания вследствие более мощного объединенного потока и возможности сооружения более высокой дымовой трубы (обычно применяется 1у = 120 м).

Схему на рис. 11.3, б нельзя считать типичной, так как при небольшом общем числе агрегатов ее можно заменить схемой на рис. 11.3, в с одной одноствольной трубой высокой

(:) (=)Oo +~

Я~БЯ-1

ЯВ ВЯ

<!-- картинка -->

<!-- картинка -->

Ы6

е)

— Гаооходьг котлов

Р Котел 0ТВМ- 900

— — Тпооходы котла ЛТВМ

П

Котел ПГВМ-190

Котлы

Р 4204480 у/ч

д)

П

П Котлы 10=дддт/ч
Q Металлической труда
0Q) 1Келеоодотокноо труда

Рис. 11.3, Схемы присоединения энергетических и пиковых водогрейных котлов к дымовым трубам ТЭЦ:

а — подсоединение энергегическнл котлов ва эселезобегонную трубу, а пиковых на индивидуальные металлические; б — подсоединение энергетических и пиковых козлов на самостоятельные железобетонные трубы; е — подсоединение энергетических х пнковых котлов на общую дымовую трубу высокой надежности (с проходным зазором); а — подсоединение энергетических в пиковых котлов к различным стволам многоствольной труби; д — подсоединение энергетических н пиковых котлов в одним и ген же стволам многоствольное трубы

-- 196 --

надежности либо при большем числе агрегатов одной многоствольной трубой.

Подсоединение энергетических и пиковых водогрейных котлов можно производить либо к одним и тем же стволам многоствольной трубы (рис. 11.3, д), либо пиковых к одним стволам, а энергетических к другим (рис. 11.3, г).

По условиям надежности энергетические и пиковые водогрейные котлы целесообразно, как правило, подключать на один газоотводящий ствол, т. е. не выделять отдельного газоотводящего ствола для пиковых котлов. В этом случае при выходе из строя одного ствола не происходит полного отключения пиковых водогрейных котлов, так как оборудование, подключенное к другим газоотводящим стволам, остается в работе.

На раздельное подключение энергетических и пиковых водогрейных котлов следует идти в том случае, если совместное подключение не проходит по условиям обеспечения самотяги пиковых водогрейных котлов ПТВМ. На пиковые водогрейные котлы с дымососами (КВ-ГМ и КВ-ТК) это ограничение не распространяется.

Рекомендации по подключению котлов к многоствольной трубе даны в табл. 11.4.

Таблица 11.4. Рекомендуемое
количество котлоагрегатов, подключаемых
к одному газоотводящему стволу
миогостволыюй дымовой трубы,шт.

Паропроиаводитель-нссть (теплопронаводи-тельпость