Презентация на тему Тепловой расчет регенеративных и сетевых подогревателей

- определение поверхности нагрева, конструктивные размеры подогревателя.
Поверочный расчёт

- определение температуры одного из теплоносителей или величины подогрева.

испытаний.
К ним относятся:
расход и параметры греющего пара;
расход

нагреваемой воды;
давление нагреваемой воды на входе в подогреватель;
температура нагреваемой воды на входе в подогреватель.

теплового баланса и уравнение теплопередачи.
Для условий, когда одним из

теплоносителей является пар, а другим – вода, уравнение теплового баланса имеет вид
Q = G (hIв - hIIв) = Dп (hп – hдр) (1)
Здесь:
Q – поток теплоты, передаваемой нагреваемой среде в подогревателе, кВт;
G, Dп – расходы пара и воды, кг/с;
hIв, hIIв – удельные энтальпии нагреваемой воды на выходе и на входе в подогреватель, кДж/кг;
hп, hдр – удельные энтальпии греющего пара на входе в подогреватель и конденсата греющего пара (дренажа) на выходе из подогревателя соответственно, кДж/кг;  - коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду (равен 0,98 – 0,99).

= kF tср

(2)
Здесь:
k – коэффициент теплопередачи, кВт/м2К;
tср – средний температурный напор для поверхности нагрева, К.

У сетевых подогревателей отсутствуют охладители пара и дренажа,
в

связи с чем их расчёт упрощается.

предусмотрены охладитель пара и охладитель конденсата (дренажа) греющего пара,

поток теплоты равен
Q = Qп.о+ Qс.п+ Qо.д (3)
Здесь:
количество теплоты, передаваемой в охладителе пара
Qп.о = Gп.о (hIIп.о - hIп.о) = Dп (hп - hп.о) п = kп.о Fп.о tср (4)
количество теплоты, передаваемой в собственно подогревателе
Qс.п = Gс.п (hIIс.п - hIс.п) = Dп (hп.о – hвн) п = kс.п Fс.п tср (5)
количество теплоты, передаваемой в охладителе дренажа
Qо.д = Gо.д (hIIо.д - hIо.д) = Dп (hвн – hвдр) п = kо.д Fо.д tср (6)

h слева – удельные энтальпии нагреваемой среды (воды) на

входе и выходе в подогреватели;
h справа – удельные энтальпии пара на входе и выходе из каждого отсека
(hп – пар на входе в подогрев;
hп.о – пар на выходе из пароохладителя;
hвн – пар в состоянии насыщения,
hвдр – конденсат пара).

отдельных элементах подогревателей, оценивается по температуре греющей и нагреваемой

сред.

на выходе из охладителя пара tп.о может приниматься по

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

можно принять
постоянной и равной температуре насыщения при давлении

греющего пара.

габаритов охладителя конденсата и охладителя пара
через них

пропускается только часть поступающей в подогреватель воды
(10 – 20 %).

воды за охладителем конденсата
температура воды на входе в

собственно подогреватель tIIс.п становится ниже tIIо.д.
Аналогично при принятой схеме включения охладителя пара
температура воды на выходе из подогревателя tIIс.п будет ниже tIIо.п.

насыщения в собственно подогревателе и
минимальные температурные напоры в

охладителях пара и конденсата выбираются на основании технико-экономических расчетов.

повышению тепловой экономичности блока
(за счет более полного использования

теплоты отборного пара),
но сопровождается ростом металлозатрат и капиталовложений в подогреватели.
Рекомендуются следующие температурные напоры:

отдельных элементов и подогревателя в целом определяется как среднелогорифмический;

т. е.
tср = (tб - tм) / ln(tб / tм) (7)

в соответствии с графиком (на рисунке 1):
для собственно подогревателя

tб = tн - tIс.п, tм = tн - tIIс.п,
для охладителя пара (при противотоке)
tб = tн - tIIв и tм = tIIо.п - tIс.п,
для охладителя конденсата
tб = tн - tIс.п и tм = tIIо.к - tIв.

регенеративных подогревателях, с достаточной степенью точности можно определить коэффициент

теплопередачи по формуле для плоской стенки
k = (1/ 1 + ст / ст +  н / н + 1/ 2) –1 (8)
Здесь:
1 и  2 – коэффициенты теплоотдачи от греющей среды к стенке труб и от стенки к нагреваемой среде соответственно, Вт/ м2 К;
 ст,  ст,  н,  н – соответственно толщины стенки труб и слоя накипи, м, и коэффициенты теплопроводности металла и накипи, Вт/ м К.

можно пренебречь,
а накипь на стенках труб практически всегда

отсутствует.

теплопередачи.
Для подогревателей принято определять её значения по наружному

диаметру труб Fн:
Fн = (Q/ktср)  (dн /dр) (9)
Где значение:
dр = dвн при  1   2;
dр = 0,5 (dвн = dн) при  1   2 и
dр = dн при  1   2.

определения Fн необходимо вычислить  1 и  2.

При определении коэффициентов теплоотдачи важным является значение условий теплообмена и состояния теплопередающих сред.
Например,
в охладителе пара и конденсата теплообмен протекает без изменения агрегатного состояния вещества.
В собственно подогревателе агрегатное состояние пара изменяется.
Для всех элементов регенеративных подогревателей характерно вынужденное движение нагреваемой среды, при этом режим движения, как правило, турбулентный.

труб и в каналах произвольной формы поперечного сечения (продольное

омывание)
при l/dэ  40 и турбулентном режиме (Re  104) характеризуется уравнением
Nu = 0,021 Re0,8 Prж0,43 (Prж/Prст)0,25 (10)
Здесь :
Nu =  dэ/ - число Нуссельта,
в состав которого входит искомый коэффициент теплоотдачи;
dэ – определяющий размер: при течении среды в трубах используется внутренний диаметр dвн, а при продольном обтекании труб и каналов – эквивалентный диаметр dэ = 4f /P,
Где:
P – смоченный периметр;
f – площадь поперечного сечения канала, м2.
Число Рейнольдса Re = wdэ/v
определяет режим движения среды, где w – скорость, м/с, и v – коэффициент кинематической вязкости, м2/с.
Число Прандтля Pr = v/а характеризует физические свойства среды,
где а – коэффициент её температуропроводности, м2/с.
Индексы «ж» и «ст» при числе Pr указывают на значения температуры, при которой определяется это число.
При нагревании воды или пара температура стенки труб близка к температуре среды и значение Prст оказывается близким значению Prж.
Отношение Prж/Prст в этом случае принимают равным 1.

турбулентном движении жидкости (Re  104) в трубах и

прямолинейных каналах некруглого сечения с достаточной степенью точности можно использовать вместо (10) уравнение вида
Nu = 0,023 Re0,8 Prж0,4 l (11)
Коэффициент l учитывает изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы.
Если l/dэ  50, то l = 1,
при l/dэ  50 значения l даны в таблице (1).

движении жидкости в спиральных трубах, применяющихся в ПВД, в

уравнение вводится поправка на турбулизацию потока за счет его поворота.
Уравнение (11) в этом случае
Nu = 0,023 Re0,8 Prж0,4 (1+11,11Dвн nв nп /lсп) (12)
Где:
Dвн – внутренний диаметр наименьшего витка спирали, м;
nв – число витков в одной плоскости спирали;
nп число полостей у спиральной трубы (одинарная или двойная спираль);
lсп – длина спирали, м.

параметры сред определяются
при средней расчетной температуре теплоносителя
tср =

tвых + (tвых - tвх)( tср - tм)/(tб - tм) (13)

Re оказываются меньшим 2200 (ламинарное течение) коэффициент теплоотдачи определяется

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

(12)

конденсата передача теплоты к поверхности нагрева происходит без изменения

агрегатного состояния пара при внешнем поперечном омывании пучков прямых или спиральных труб.
При турбулентном течении пара (Re> 6*103) уравнение для определения коэффициента теплоотдачи имеет вид:

Здесь:
S1, S2, dн – шаги труб в поперечном и продольном направлениях потока и наружный диаметр труб соответственно, м;
z – коэффициент, учитывающий влияние количества рядов труб z вдоль потока (для подогревателей ТЭС z >20; z=1).
Значения коэффициента С и показателей степени m, n и р принимаются из табл. 3.

и р принимаются из табл. 3.

наклоненного к потолку под углом , выражение (15) дополняется

поправкой
=0,25sin(2 - 70) + 0,75.
При смешанном (продольном и поперечном) омывании пучков труб коэффициент теплоотдачи определяется раздельно для каждой части пучка и усредняется:

подогревателей, где изменение агрегатного состояния теплоносителей не происходит, необходимо

выбрать скорость движения среды (после определения конструктивных размеров подогревателя скорость уточняется).
Скорость движения теплоносителей выбирается на основании технико-экономических расчетов.
Увеличение скорости улучшает условия теплообмена, что приводит к снижению требуемой поверхности нагрева, т.е. снижению стоимости регенеративных подогревателей.
В то же время с увеличением скорости возрастает гидравлическое сопротивление движению жидкости, что приводит к возрастанию мощности, затрачиваемой на перекачивание.
Оптимальные значения скорости в значительной степени зависят от стоимости топлива и давления в трубной системе.
Для ПНД значения скорости принимаются 1,7-2,2 м/с при дешевом топливе и 1,5-1,8 м/с при дорогом; для ПВД соответственно 1,6-1,9 и 1,5-1,7 м/с.

почти в неподвижном паре.
Главными условиями теплообмена в этом

случае являются скорость стекания и толщина пленки конденсата, образующегося на трубах.

числом Рейнольдса
Reк=10-3ql/gкr

(17)
Здесь
q=Q/F – средняя плотность теплового потока через поверхность нагрева, Вт/м2;
l – высота участка труб между соседними перегородками, м;
к – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, н*с/м2;
r – удельная теплота конденсации пара, кДж/кг.

пара при Reк

из выражения

и плотность конденсата;
н – плотность пара; коэффициент С для вертикальных труб равен 1,13; r – поправка на шероховатость и загрязнение внешней поверхности труб (для латунных и нержавеющих труб r=1, для стальных цельнотянутых труб r=0,8);
t1=tн - tспср – средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара; b – комплекс физических величин.

определяется из выражения:
пара на условия теплообмена.
Для многорядных коридорных и

шахматных пучков горизонтальных труб (с числом рядов n) средний коэффициент теплоотдачи
1n-0,25 (5.20)

знание температуры стенки поверхности нагрева.
Определение ее проводится методами

последовательных приближений или графоаналитическим.
Сущность последнего сводится к графическому решению уравнения для плотности потока через стенку трубы.

температурного напора
t
tср
q

записать в виде:
q = bt0.751

(21)

на рис.2.
Используя эту зависимость для найденного из выражения

(18) tср,
определяют величину q.
По найденному значению q
легко определить значения t1, t2 и tср,
коэффициент теплоотдачи 1,
а затем коэффициент теплопередачи k=q/t
и необходимую поверхность нагрева F.

сетей.- М.: Теплоэлектропроект, 1981.
Паровые котлы большой мощности. Отраслевой каталог

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