Расчет регенеративных подогревателей

тепловой труба напор

В современной стационарной теплоэнергетике используются вертикальные и горизонтальные подогреватели сетевой воды. Назначение регенеративных подогревателей питательной воды низкого давления и подогревателей сетевой воды — использование в качестве греющей среды пара промежуточных отборов турбин для снижения потерь теплоты в конденсаторах и повышения термического КПД тепловых электрических станций и ТЭЦ.

1. Подогреватели сетевой воды горизонтальные (ПСГ)

На рисунке 1 представлен подогреватель сетевой воды горизонтального типа ПСГ-2300−3-8-ІІ, т. е. этот тип подогревателя имеет площадь поверхности теплообмена 2300 м², давление пара в паровом пространстве составляет 3 кгс/см² (максимальное), а воды в трубах — 8 кгс/см².

Подогреватель имеет горизонтальный цилиндрический корпус 2, с двумя пат-рубками, А для подвода пара. По торцам корпуса расположены две водяные камеры 1 и 3, отделённые от корпуса трубными досками. В трубных досках вальцовкой закрепляются латунные трубы 4 диаметром 24?1 мм. Возможно использование труб из нержавеющей стали с теми же размерами. Для компенсации разности температурных удлинений труб и корпуса на последнем вблизи трубной доски у поворотной водяной камеры имеется линзовый двухволновой компенсатор.

Сетевая вода может совершать в ПСГ двухили четырёхходовое движение. В зависимости от этого задняя водяная поворотнаякамера 3 не имеет или имеет одну перегородку, а передняя камера 1 имеет одну или две перегородки.

Важнейшим вопросом является эффективная организация движения теплоносителей в аппарате. Для равномерного распределения пара по поверхности теплообмена внутри обоих патрубков имеются концентрические рассекатели, а внутри пучка — специальные проходы для пара.

Рисунок 1. Подогреватель сетевой воды горизонтального типа ПСГ-2300−3-8-II (А — подвод пара, Б, В-подвод и отвод воды, Г — отвод конденсата)

Условие. Сетевая вода при давлении P₂ с расходом G₂и скоростью щ подаётся в горизонтальный сетевой подогреватель (ПСГ) с температурой и, совершив по латунным трубам (латунь Л68,, диаметр 24×1 мм) m ходов, выходит из аппарата с температурой. Греющей средой является насыщенный пар с давлением P₁и температурой (t_н), который проходит в межтрубном пространстве и конденсируется на наружной поверхности труб.

делить площадь поверхности теплообмена подогревателя, количество и длину труб, диаметр корпуса аппарата. Теплопотери с наружной поверхности подогревателя Q_ппринять равными 1% теплоты, отдаваемой паром Q₁.

Дополнительное задание

Определить, как изменятся площадь поверхности Fтеплообмена и длина труб, если при неизменных расходе воды, количестве труб и других данных вода будет совершать только один ход.

Таблица 1 — Начальные данные

2. Тепловой расчет горизонтального подогревателя сетевой воды

В основе теплового конструктивного расчёта рекуперативных теплообменных аппаратов лежат 2 уравнения — уравнение теплового баланса и уравнение теплопередачи.

Уравнение теплового баланса в общем виде

Q₁ = Q₂+ Q_п,

где Q₁ — теплота, отдаваемая горячим теплоносителем;

Q₂ — теплота, воспри-нимаемая холодным теплоносителем;

Q_п — теплопотери на наружной поверхности теплообменного аппарата.

В поверхностных рекуперативных теплообменных аппаратах ТЭС греющая среда (пар) движется в межтрубном пространстве, а нагреваемая вода — внутри труб кожухотрубного аппарата. В этом случае уравнение теплового баланса может быть записано в виде

Q₁ = Q₂/h,

где?h — коэффициент, учитывающий тепловые потери на наружной поверхности аппарата. При этом расчётной величиной для определения площади поверхности теплообмена является тепловой поток, передаваемый через стенку от пара к воде Q₂.

Уравнение теплопередачи

Q = kDtF,

где k — коэффициент теплопередачи;

Dt — средний температурный напор;

F — площадь поверхности теплообмена.

Целью теплового конструктивного расчёта является определение площади поверхности теплообмена из уравнения теплопередачи

F = Q/(kDt),

т.е. расчёт сводится к определению величин в правой части уравнения.

2.1 Определение мощности теплового потока

Уравнение теплового баланса для пароводяного теплообменного аппарата может быть записано в следующем виде

D₁(h'₁ — h"₁)?h = G₂(h"₂ — h'₂)

Q₂ = G2 cp2 (t" 2 — t'2)

Средняя температураt = (122 +95)/2 = 108,5⁰C

cp2 = 4,232кДж/кг? К

Q₂ = ??666—?—4,232—(122——-95? = 190 363,8кВт

Q₁ = Q/h= 190 363/0,99 = 192 286,7кВт

D₁ = [G₂ cp2 (t" 2 — t'2)/(h'₁ — h"₁)?h

D₁ —=—[1666—?—4,232—(122——-95)]—/—[(3₇_, 8——-535,35)—_, 99]—=—75,8—кг/с

где D₁, h'₁, h"₁и G₂, h'₂, h"₂ — соответственно массовые расходы, энтальпии на входе и на выходе из аппарата пара и воды.

2.2 Средний температурный напор

Для пароводяных сетевых теплообменных аппаратов греющей средой является насыщенный водяной пар, который конденсируется на поверхности труб. Температура насыщения t_н при этом постоянна, поэтому независимо от схемы движения теплоносителей средний температурный напор рассчитывается по формуле:

t_н= 127,41⁰С

.

Дt = (122 — 95) / ln = 15,08 ⁰С

2.3 Теплоотдача при вынужденном течении жидкости внутри труб

Расчет теплоотдачи начинается с определения числа Рейнольдса:

t_cр= (122 + 95)/2 = 108,5 ⁰С

При этом

с = 952,2 кг/м³

с_р = 4,232 кДж/кг ?к

л = 68,5 ?10^-2 Вт/м ?К

м = 263,0? 10^-6 Па? с

= 0,274? 10^-6 м²/с

Pr = 1,62

Re₁ = 2? 0,022/ 0,274? 10^-6 =160 583

Nu = 0,023? 160 583^0,8?1,62^0,43 = 413,4

б₂ = Nu? л/d = 413,4? 0,685/0,022 = 12 871 Вт/м²? К

2.4 Определение количества труб в пучке

Этот расчет предшествует окончательному определению интенсивности теплоотдачи при конденсации, коэффициента теплопередачи, плотности теплового потока, площади поверхности теплообмена и длины труб.

Количество труб в одном ходе воды определяется из уравнения неразрывности потокакак

где m — число ходов воды; с — плотность воды при средней температуре.

N = 4G/= 4? 1666/ 2 ?952,2? 3,14 ?0,022² = 2302,5

В одном ходе 2303 трубок

N= 4? 2303 = 9212

Число рядов

n = /2 = /2 = 48

H = 48? 0,022 = 1,056

2.5 Графоаналитический метод расчета

Применение этого метода обусловлено тем, что температура наружной поверхности t_с1 неизвестна, что затрудняет определение плотности теплового потока.

Из условия стационарности теплообмена плотность теплового потока при отнесении к площади наружной поверхности выражается равенствами

где

— средняя температура воды

.

При этом средний температурный напор

.

Поскольку в уравнении все величины известны, кроме температурных напоров и, то уравнение можно представить в виде:

где b₁, b₂, b₃ — константы.

; ;

л = 0,685 Вт/м ?К

v = 0,238? 10^-6

с' = 1,4 кг/м³

с''= 936,8 кг/м³

Из уравнения; ;

b₁ = 0,943 [0,685³?9,81? 2 181 150? (936,8 — 1,4) / 0,238? 10^-6?1,056)^0,25 = 1,2648? 10⁴

b₂ = 2? 105/[0,024 ?ln (0,024/0,022)] = 100 574

б₂ = Nuл /d₁ = 413,4? 0,685/ 0,022 = 12 871 Вт/м²? К

b₃ = 12 871?0,022/0,024 = 11 798

Таблица 2 — Зависимость температурных напоров от плотности теплового потока

Приq = 40кВт/м²

Дt₁ = (q/b₁)^4/3 = (40 000/12648)^4/3 = 4,64 ^oC

Дt_ст= q/b₂ = 40 000/100574 = 0,39 ^oC

Дt₂ = q/b₃ = 40 000/11798 = 3,39 ^oC

Приq = 50кВт/м²

Дt₁ = (q/b₁)^4/3 = (50 000/12648)^4/3 = 6,25 ^oC

Дt_ст= q/b₂ = 50 000/100574 = 0,49 ^oC

Дt₂ = q/b₃ = 50 000/11798 = 4,23 ^oC

Дt₁ = (q/b₁)^4/3 = (60 000/12648)^4/3 = 7,97 ^oC

Дt_ст= q/b₂ = 60 000/100574 = 0,6 ^oC

Дt₂ = q/b₃ = 60 000/11798 = 5,08 ^oC

Приq = 60кВт/м²

Дt₁ = (q/b₁)^4/3 = (70 000/12648)^4/3 = 9,79 ^oC

Дt_ст= q/b₂ = 70 000/100574 = 0,69 ^oC

Дt₂ = q/b₃ = 70 000/11798 = 5,93 ^oC

Рисунок 2. Графоаналитическое определение плотности теплового потока

Задавая плотность потока с определенным шагом, получают ряд значений температурных напоров Дt₁, Дt₂, Дt₃и суммарный температурный напор в соответствии с уравнением. Полученные расчетные данные заносят в таблицу 2, затем строят график зависимости (рисунок 2).Проектируя на кривую зависимости суммарного напора от плотности потока ранее рассчитанное значение среднего температурного напора, получают искомое значение плотности теплового потока.

q = 66кВт/ м²? К

F_{1 =} Q/q = 190 363,8/66,5 = 2862,6 м²

Далее определяют значения частных температурных напоров _{, ,} и температуры поверхностей труб и .

Приq = 66,5кВт/м²

Дt₁ = (q/b₁)^4/3 = (66 500/12648)^4/3 = 9,14 ⁰С

Дt_ст= q/b₂ = 66 500/100574 = 0,66 ⁰С

Дt₂ = q/b₃ = 66 500/11798 = 5,63 ⁰С

tс₁= 127,41 — 9,14 = 118,27⁰С

tс₂ = 108,5 + 5,63 = 114,13⁰С

Затем определяют коэффициент теплопередачи по выражению

k = 66 500/15,08 = 4409Вт/м²? К

2.6 Конструктивный расчёт

Длина труб определяется через рассчитанную площадь поверхности теплообмена. Длина аппарата определяется в соответствии с принятыми соотношениями основных конструктивных элементов: длины корпуса, водяных камер и т. д. Внутренний диаметр кожуха многоходового теплообменника может быть определён по формуле

где f_п — площадь поперечного сечения пучка; может быть определена как сумма площадей поперечных сечений труб и межтрубного пространства по формуле

s = 1,3? 0,024 = 0,0312 м

f_п= 9212? 3,14 ?? 1,017 = 7,15 м²

D_в = 1,1 = 3,3 м

Здесь s — межцентровое расстояние между трубами, при развальцовке s= (1,3…1,6) d_н [7]; коэффициент ?, учитывающий площади криволинейных треугольников между тремя смежными кругами, можно принять равным 1,017.

L₁ = F₁/рd₂N = 2862,6/3,14? 0,024 ?9212 = 4,12 м

Сторона квадратного сечения

b = = = 2,67 м

Площадь боковой грани пучка

S = b? l = 2,67? 4,12 = 11,0 м²

Скорость набегающего потока

w₀ = G₁ / с'? S = 75,8/ 1,4? 11,0 = 4,92 м/c

? с' = 4,92²? 1,4 = 33,88 > 1

Средняя температура на последнем ходе составит:

= [122 + 0,5 (122 +95)]/2 = 115,25⁰C

Температура поверхности стенки определяется как:

t_с1= (+ t_н)/2 = (115,25 + 127,41)/2 = 124,375 ⁰C

а температура конденсата:

t_н1= (+ t_н)/2 = (124,375 + 127,41)/2 = 125,9⁰C

При этой температуре

л = 68,6 ?10^-2 Вт/м ?к

= 0,244? 10^-6 м²/с

Pr = 1,41

r = 2118,043кДж/кг

с = 939,6 кг/м³

2.7 Конденсация на горизонтальных трубах и пучках труб

Коэффициент теплоотдачи при конденсации неподвижного пара на поверхности горизонтальной трубы или пучка труб.

где l₀ — определяющий размер — наружный диаметр d_н (d₂) для одиночной трубы.

б = 0,725? [0,686³? 9,81? 2 118 043 (939,6 — 1,4)/ 0,244? 10^-6(127,41 — 124,375) ?0,024]^0,25 = 17 685Вт/м²? К

Коэффициент теплоотдачи для первого ряда пучка, омываемого сверху вниз насыщенным паром, может быть рассчитан по формуле:

б₁ = 25,7?17 685 (1,4?4,92²/ 9,81? 939,6? 0,024)^0,08 (17 685?0,024/0,686)^-0,5 = 15 725Вт/м²? К

где б_н — коэффициент теплоотдачи для первого ряда пучка при конденсации неподвижного пара; все физические характеристики конденсата и пара берутся при температуре насыщения. Для всего пучка средний коэффициент теплоотдачи можно определить по формуле

где x — степень сухости;

(1-x) — степень конденсации пара;

n — число рядов в пучке.

Если пар полностью конденсируется при прохождении через пучок, то степень сухости на выходе x= 0, и уравнение примет вид:

б_п= 0,84? б₁ / n^0,07 = 0,84? 15 725/ 48^0,07 = 10 073Вт/м²? К

2.8 Второе приближение

k = 1/[0,024 (1/(12 871? 0,024) + ln (0,024/0,022)/2? 105 + 1/(10 073? 0,022))] = 5116Вт/м²? К

Определим плотность теплового потока для 2-го приближения

q= kДt = 5116? 15,08 = 77 149Вт/м²

Далее рассчитывается площадь поверхности теплообмена для 2-го приближения:

F= Q/q = 190 363 800/77149 = 2467,48 м²

Расчёт длины трубопровода для 2-го приближения

L = F/рd₂N = 2467,48/3,14? 0,024 ?9212 = 3,55 м

Д = (L₂ — L₁)/ L₁ = (4,12 — 3,55)/4,12 = 0,138 = 13,8%

2.9 Третье приближение

Сторона квадратного сечения

b = = = 1,614 м

Площадь боковой грани пучка

S = b? l = 1,614? 1,086 = 1,752 м²

Скорость набегающего потока

w₀ = G₁ / с' ?S = 24,5/ 1,66? 1,752 = 8,42 м/c

?с' = 8,42²? 1,66 = 117,68 > 1

Средняя температура на последнем ходе составит:

= [95 + 0,5 (95 +70)]/2 = 88,75⁰C

Температура поверхности стенки определяется как:

t_с1= (+ t_н)/2 = (88,75 + 133,5)/2 = 111,125 ⁰C

а температура конденсата:

t_н1= (+ t_н)/2 = (111,125 + 133,5)/2 = 122,3⁰C

При температуре 111,125⁰С

л = 68,4 ?10^-2 Вт/м ?к

= 0,227? 10^-6 м²/с

Pr = 1,41

r = 2226,646кДж/кг

с = 941,17 кг/м³

Конденсация на горизонтальных трубах и пучках труб

Коэффициент теплоотдачи при конденсации неподвижного пара на поверхности горизонтальной трубы или пучка труб.

где l₀ — определяющий размер — наружный диаметр d_н (d₂) для одиночной трубы.

б = 0,725? [0,684³? 9,81? 2 226 646 (941,17 — 1,66)/ 0,227? 10^-6(133,5 — 88,75) ?0,024]^0,25 = 9288Вт/м²? К

Коэффициент теплоотдачи для первого ряда пучка, омываемого сверху вниз насыщенным паром, может быть рассчитан по формуле:

б₁ = 25,7?9288 (1,66?8,42²/ 9,81? 947,17? 0,024)^0,08 (9288?0,024/0,684)^-0,5 = 15 725Вт/м²? К

Для всего пучка средний коэффициент теплоотдачи можно определить по формуле

где x — степень сухости;

(1-x) — степень конденсации пара;

n — число рядов в пучке.

Если пар полностью конденсируется при прохождении через пучок, то степень сухости на выходе x= 0, и уравнение примет вид:

б_п= 0,84? б₁ / n^0,07 = 0,84? 15 725/ 48^0,07 = 10 073Вт/м²? К

k = 1/[0,024 (1/(8036? 0,024) + ln (0,024/0,022)/2? 105 + 1/(10 708? 0,022))] = 4234 Вт/м²? К

Определим плотность теплового потока для 3-го приближения

q= kДt = 4234? 50 = 211 700 Вт/м²

Далее рассчитывается площадь поверхности теплообмена для 3-го приближения:

F= Q/q = 58 352 200/211700 = 275,63 м²

Расчёт длины трубопровода для 3-го приближения

L = F/рd₂N = 275,63/3,14? 0,024 ?3352 = 1,09 м

Д = (L₂ — L₁)/ L₁ = (1,09 — 1,086)/1,086 = 0,0037= 0,37%

Таблица 3 — Результаты теплового расчета ПСГ

2.10 Дополнительное задание

3. Определить, как изменятся F и, если на внутренней поверхности труб появится слой накипи толщиной 0,15 мм с теплопроводностью ?_н = 0,8 Вт/(м.К).

Уже известно

Q₂ = 58 352,2кВт

Дt= 50 ⁰С

a₁ = 8036 Вт/м²? К

a₂= 10 708 Вт/м²? К

d_н = d₁ — 2д = 22 — 2? 0,15 = 21,7 мм = 0,0217 м

k =

k = = 2267Вт/м²?К

F = Q/ Дtk = 58 352 200/50?2267 = 514,79 м²

L= F₁/рd₂N = 514,79/3,14? 0,024? 3352 = 2,038 м

F₂/F₁ = 514,79/275,63 = 1,867 L₂/L₁ = 2,038/1,086 = 1,867

Вывод: если на внутренней поверхности труб появится слой накипи толщиной 0,15 мм, то уменьшится коэффициент теплоотдачи, а площадь поверхности теплообмена F и высота труб Н увеличатся в 1,977 раз.

Заключение

В данной курсовой работе рассчитаны параметры горизонтального подогревателя сетевой воды:

— Мощность подогревателя.

— Количество трубок внутри подогревателя.

— Площадь поверхности трубок.

— Длина трубок.

— Внутренний диаметр кожуха многоходового теплообменника.

— Температурный напор.

— Коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи.

— Плотность теплового потока.

По результатам дополнительного задания сделанного в курсовой работе можно сделать следующий вывод:

— Даже малый слой накипи, образующийся на внутренних стенках трубы, во много раз ухудшает её теплопроводные свойства.

Список использованных источников

1. Авчухов В. В., Паюсте Б. Я. Задачник по процессам тепломассообмена/ В. В. Авчухов, Б. Я. Паюсте. — М.: Энергоатомиздат, 1986. — 144 с.

2. Александров А. А., Григорьев Б. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: справочник/ А. А. Александров, Б. А. Григорьев. — М.: Издательство МЭИ, 1999. — 168 с.

3. Домрачев Б. П., Корнеев В. В. Тепловой конструктивный расчёт подогревателя питательной воды высокого давления: метод. указания по выполнению курсовой работы/ Б. П. Домрачев, В. В Корнеев. — Иркутск: Изд-во ИрГТУ, 1997. — 32 с.

4. Исаченко В. П. [и др.]. Теплопередача/ В. П. Исаченко [и др.]. — М.: Энергоиздат, 1981. — 416 с.

5. Краснощёков Е. А., Сукомел А. С. Задачник по теплопередаче/ Е.А. Красно-щёков, А. С. Сукомел. — М.: Энергия, 1980. — 288 с.

6. Назмеев Ю. Г., Лавыгин В. М. Теплообменные аппараты тепловых электрических станций/ Ю. Г. Назмеев, В. М. Лавыгин. — М.: Энергоатомиздат, 1998. — 285 с.

7. Промышленная энергетика и теплотехника: cправочник/ под ред. Б. А. Григорьева и В. М. Зорина. — М.: Энергоатомиздат, 1983. — 552 с.

8. Рыжкин В. Я. Тепловые электрические станции/ В. Я. Рыжкин — М.: Энергоатомиздат, 1987. — 328 с.

9. Тепловые и атомные электрические станции: cправочник/ под ред. В. А. Григорьева и В. М. Зорина. — М.: Энергоиздат, 1982. — 624 с.

10. Теплои массообмен. Теплотехнический эксперимент: cправочник/под ред. В. А. Григорьева и В. М. Зорина. — М.:Энергоиздат, 1982. — 552 с.