Расчет подогревателя высокого давления, подключенного к первому отбору турбины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет подогревателя высокого давления, подключенного к первому отбору турбины



Содержание

1. Конструкторский расчёт подогревателя высокого давления подключённому к первому отбору турбины

1.1 Описание конструкции подогревателя высокого давления

1.2 Тепловой и конструктивный расчет подогревателя высокого давления типа ПВ со встроенными охладителями пара и дренажа

1.2.1 Исходные данные для теплового расчета ПВД1

1.2.2 Определение тепловых нагрузок

1.2.3 Расчет собственно подогревателя

1.2.4 Расчет охладителя пара

1.2.5 Расчет охладителя дренажа

1.3 Гидравлический расчет

1.3.1 Расчёт потери давления для собственно подогревателя

1.3.2 Расчёт потери давления для охладителя пара

1.3.3 Расчёт потери давления для охладителя конденсата

1.4 Расчет на прочность элементов подогревателя

1.4.1 Расчет толщины стенки подогревателя

Список использованной литературы



1. Конструкторский расчёт подогревателя высокого давления подключённому к первому отбору турбины

подогреватель высокое давление отбор турбина

1.1 Описание конструкции подогревателя высокого давления

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

Конструктивно подогреватель высокого давления выполняется вертикальным коллекторного типа.

Поверхность теплообмена набирается из свитых в плоские спирали гладких труб наружным диаметром 32 мм, присоединенных к вертикальным раздающим и собирающим коллекторным трубам.

Основными узлами подогревателя являются корпус и трубная система.

Все элементы корпуса выполняются из качественной нержавеющей стали 1Х18Н9Т. 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 соединяются другими методами. Само фланцевое соединение крепится шпильками.

Конструкция трубной системы включает в себя 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. Между спиральными трубными элементами в зоне СП через 8--12 рядов плоскостей навивки спиралей установлены горизонтальные перегородки, предназначенные для организации движения пара и отвода конденсата. Спиральные элементы поверхности зон ОП и ОК располагаются в специальных кожухах.

В кожухе ОП перегретый пар в несколько ходов омывает трубный пучок и передает теплоту перегрева. В СП пар распределяется по всей высоте. Конденсат пара с помощью перегородок отводится за пределы трубного пучка и вдоль стенок корпуса стекает в нижнюю часть, где расположена зона ОК. Неконденсирующиеся газы отводятся в подогреватель с более низким давлением пара по специальной трубе, установленной в зоне СП над верхним днищем кожуха зоны ОК. 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 байпасному трубопроводу в котел. При достижении уровнем конденсата второго аварийного предела приборы защиты дают команду на отключение питательных насосов и останов энергоблока.

Предусматривается одно защитное устройство на группу ПВД. Однако подача импульсов по уровню конденсата на него осуществляется от каждого корпуса подогревателя. При срабатывании защиты все ПВД отключаются по питательно воде.

Рассматриваемый подогреватель высокого давления подключен к 1 отбору турбины. Подогреватель имеет охладитель конденсата и охладитель пара. ПВД 1 выполнен по классической схеме: пар поступает в охладитель пара, отдает некоторое количество теплоты питательной воде; затем поступает в собственно подогреватель, где конденсируется; образовавшийся конденсат сливается в охладитель конденсата, а затем в более низкий по давлению подогреватель. Питательная вода частично подается в охладитель конденсата, где подогревается на 5-100С. Затем подогретая вода смешивается с остальной частью питательной воды перед собственно подогревателем. За собственно подогревателем питательная вода вновь делится на две части: меньшая часть проходит через охладитель пара, большая часть поступает в линию питания котла. Схема движения греющего пара и питательной воды и график распределения температур в теплообменнике показаны соответственно на рис. 4.1.1 и рис. 4.1.2.

Рис. 1. Схема движения питательной воды и греющего пара в ПВД1.



Рис. 2 График распределения питательной воды и греющего пара по поверхностям нагрева теплообменника.

1.2 Тепловой и конструктивный расчет подогревателя высокого давления типа ПВ со встроенными охладителями пара и дренажа

1.2.1 Исходные данные для теплового расчета ПВД1

Исходные данные для расчета приняты по данным расчета тепловой схемы.

Параметры греющего пара:

Рп=5,733 МПа - давление греющего пара на входе в теплообменник

tп=354,75 ?С - температура греющего пара на входе в теплообменник

hп=3064кДж/кг - энтальпия греющего пара на входе в теплообменник

Р`п=5,46 МПа - давление греющего пара в подогревателе

tспн=269,5 ?С - температура насыщения пара

hспн=1182,6 кДж/кг - энтальпия конденсата за собственно подогревателем

tдр=254,90С - температура конденсата на выходе из охладителя дренажа

hдр=1109,5 кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе из охладителя дренажа

Параметры питательной воды:

Gпв=427,81 кг/с - расход питательной воды

Рпв=30,5 МПа - давление питательной воды

tв=244,9 ?С - температура питательной воды на входе в охладитель конденсата

hв=1065 кДж/кг - энтальпия питательной воды на входе в охладитель конденсата

Поверхность нагрева включает охладитель пара, собственно подогреватель и охладитель дренажа.

Расход питательной воды составляет:

-через охладитель дренажа Gод = 61,17 кг/с - 14,3% от Gпв

-через собственно подогреватель Gоп = 16,64 кг/с - 70% от Dп

-через охладитель пара Gсп = Gпв = 427,81 кг/с

Dп - расход пара в ПВД 1

Для расчета теплового баланса подогревателя необходимо знать температуру питательной воды на входе в собственно подогреватель t`сп.

Кроме того, необходимо знать температуру конденсата греющего пара на выходе из охладителя дренажа.

Температура питательной воды на выходе из собственно подогревателя принимаем с учетом недогрева, т.е.

t``сп=tспн- и

Примем и=4,5 ?С,[5] тогда t``сп =269,5-4,5=2650С, соответственно энтальпия питательной воды при Рпв=30,5МПа - h``сп=1158кДж/кг.

Температура питательной воды на выходе из подогревателя определяется с учетом использования тепла перегрева пара и принимается из условий исключения конденсации пара в охладителе, т.е. при условии, что температура стенки трубы будет выше температуры насыщения греющего пара.

Греющий пар на выходе из охладителя пара имеет температура на 20+30?С выше температуры насыщения. Примем

t`п=tспн+25=294,50С

По t`п и Р`п определяем:

h`п=2888,9 кДж/кг - энтальпия пара, поступающего в собственно подогреватель

Определим энтальпию воды на выходе из охладителя конденсата:

По давлению и энтальпии воды на выходе из охладителя конденсата по [1] определим температуру: t``од=250,140С

Определим энтальпию воды на входе в собственно подогреватель:

По давлению и энтальпии воды на входе в собственно подогреватель по [1] определим температуру: t`сп=244,670С

Определим энтальпию воды на выходе из охладителя пара:

По давлению и энтальпии воды на выходе из охладителя пара по [1] определим температуру: t``оп=314,90С



1.2.2 Определение тепловых нагрузок

Уравнения теплового баланса:

а) для охладителя пара

Qоп=Dп(hп-h?п)зп=Gоп(h``оп-h``сп)

б) для собственно подогревателя

Qсп=Dп(h?п-hспн)зп=Gсп(h``сп-h?сп)

в) для охладителя дренажа

Qод=Dп(hн-hдр)зп=Gод(h``од-hв)

Тепловая нагрузка охладителя пара:

Qоп= Dп(hп-h?п)зп =23,78•(3064-2888,9)•0,99=4122,24 кВт

Тепловая нагрузка собственно подогревателя:

Qсп= Dп(h?п-hспн)зп =23,78•(2888,9-1182,6)•0,99=40170,05 кВт

Тепловая нагрузка охладителя дренажа:

Qод= Dп(hспн -hдр)зп =23,78•(1182,6-1109,5)•0,99=1720,93 кВт

Суммарная тепловая нагрузка ПВД:



Расчет поверхностей нагрева подогревателя производим отдельно ввиду разных условий теплопередачи.

Принимаем: диаметр трубок 32/22 мм выполненных из нержавеющей стали марки 1Х18Н9Т; расположение трубок: горизонтальные двойные спирали (6 двойных спиралей в каждой из шести секций между перегородками), следовательно, число трубок по вертикали одна над другой n=12.

1.2.3 Расчет собственно подогревателя

Поверхность нагрева подогревателя определяется из уравнения теплопередачи

, где

Средний температурный напор:

Определение коэффициента теплопередачи производим графоаналитическим методом.

Определим коэффициент теплоотдачи от стенок труб к воде:

Установим режим течения.

Принимаем скорость течения воды в трубках подогревателя равной щв=1,7 м/с [6]

Средняя температура воды:

Принимаем внутренний диаметр трубок собственно подогревателя равным dвн=22 мм.

Физические параметры воды при

и Рпв=30,5 МПа по [7]

Удельный объем воды х=0,00122 м3/кг

Плотность воды с=819,67 кг/м3

Динамическая вязкость воды м=0,1108?10-3 Па•с

Кинематическая вязкость воды =0,135•10-6 м2/с

Теплопроводность воды л=0,643 Вт/м•К

Критерий Прандтля Pr=0,796

Число Рейнольдса при данных параметрах

Re=27,7•104

Поскольку расчетное значение числа Рейнольдса. Re=27,7•104>Re*=104, режим течения в трубках теплообменника турбулентный. Тогда, выражение для нахождения коэффициента теплоотдачи можно определить по следующей формуле [7]



Определим термическое сопротивление стенки труб собственно подогревателя:

- теплопроводность стенки трубы по [7] (для стали марки 1Х18Н9Т)

дст=5 мм - толщина стенки трубы собственно подогревателя

- термическое сопротивление стенки труб собственно подогревателя

Определение коэффициента теплоотдачи от пара к стенке труб собственно подогревателя:

По [6] коэффициент теплоотдачи можно рассчитать по следующей формуле:

,

где С для горизонтальных труб равно 0,728,

- средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара, - поправка на шероховатость и загрязнение внешней поверхности труб( для нержавеющих труб = 1).

,

где = 0,603 Вт/м•К и = 780,03 кг/м3 - коэффициент теплопроводности и плотность конденсата, = 0,129•10-6 м2/с - кинематическая вязкость конденсата, = 24,59 кг/м3 - плотность пара, = 1649,8 кДж/кг - удельная теплота конденсации пара,= 9,8 м/с2 - ускорение свободного падения, = 32 мм - наружный диаметр труб.

Величина b (принята по [5]) определяется по средней температуре плёнки конденсата.

Средняя температура плёнки конденсата:

Коэффициент теплоотдачи б1:

q1=б1??t1=20660,64??t10,75



Примем:

С помощью математического пакета MathCAD построим график зависимости ?t=f(q) и по графику определим значение плотности теплового потока при среднем логарифмическим напором ?tсп=11,90С.

Рис. 4.2.3 График зависимости температурного напора от плотности теплового потока

По графику определяем, что при ?tсп=11,90С q=31027 Вт/м2

Коэффициент теплопередачи в собственно подогревателе при этих условиях:



Площадь поверхности нагрева собственно подогревателя:

На практике площадь поверхности нагрева должна быть больше за счет возможного загрязнения поверхности, коррозии и т.п. Принимаем Fсп=1310 м2

При принятой скорости течения воды в трубках число трубок собственно подогревателя определим из формулы, [6]:

, т.е.

Таким образом, на собственно подогреватель приходится 808 трубок; в каждой из 6-ти секций будет 808/6=134 двойных спиралей, т.е.134•2=268 рядов труб по высоте.

Длина спирали в этом случае

Шаг трубок по высоте выбирается равный 36 мм.

Общая высота трубной системы:

Hсп=268•36=9648 мм. Спираль навита в два яруса по семь витков в каждом ярусе. Шаг витков равен s=36 мм.

Определим средний радиус витка:



=2р(R1+ R2+ R3+ R4+ R5+ R6+ R7)•2=2р[R1+( R1+s)+ ( R1+2s)+ ( R1+3s)+( R1+4s)+( R1+5s)+ ( R1+6s)]•2=2р(7R1+21•36)•2=16130 мм

Откуда внутренний радиус витка равен:

Наружный радиус витков: R2=292 мм

1.2.4 Расчет охладителя пара

Тепловая нагрузка охладителя пара составляет Qоп=4122.24 кВт.

Встроенный пароохладитель выполняется в виде шести секций, заключенных в специальный кожух. Конструктивные размеры секций такие же, как и в собственно подогревателе. Задачей моего расчета в этом случае является определение поверхности нагрева и для принятых размеров секций и определение числа и длины трубок.

Из расчета имеем:

Расход воды через пароохладитель

Температура питательной воды на входе

Температура питательной воды на выходе



Температура пара на входе

Температура пара на выходе

Расход пара Dп=23.78 м/с

Поскольку движение воды в двойных спиралях и движение пара можно рассматривать как многократный перекрестный ток, температурный напор определяется как для противоточной схемы:

Определим коэффициент теплоотдачи от пара к стенке трубы:

Средняя температура пара в межтрубном пространстве:

Физические параметры пара приняты при

и Р`п=5,46 Мпа

Удельный объем пара х=0,044 м3/кг

Критерий Прандтля Pr=1,138

Вязкость пара м=0,209?10-4 Па•с

Теплопроводность пара л=54,79?10-3 Вт/м•К

Площадь живого сечения для прохода пара определяю по формуле:

, где

= 0,98 - коэффициент, учитывающий часть длины труб, участвующей в теплообмене по [6],

= 0,004 м - расстояние между трубами

Эквивалентный диаметр:

Скорость пара в межтрубном пространстве охладителя пара:

Критерий Рейнольдса:

Поскольку Re>1•104 и Pr>0,7, коэффициент теплоотдачи определяю по формуле, пригодной для каналов с размещенными в них трубками при продольном обтекании

Найдем коэффициент теплоотдачи б2 от стенки труб к воде:

Принимаем скорость воды в трубках щоп=2,1 м/с

Средняя температура воды в ОП:

Физические параметры воды при

и Рпв=30,5 Мпа

Удельный объем воды х=0,0013 м3/кг

Плотность воды с=769,23 кг/м3

Вязкость воды м=0,97?10-4 Па•с

Критерий Прандтля Pr=0,796

Теплопроводность воды л=0,601 Вт/м•К

Критерий Рейнольдса:

- теплопроводность стенки трубы по [7] (для стали марки 1Х18Н9Т)

Коэффициент теплопередачи:



Так как б1=1290 << б2=16210, то за определяющий размер берем dн=0,032 м.

Поверхность нагрева по внешнему диаметру труб:

Число змеевиков охладителя пара с учетом в:

Принимаем N = 96

Определим температуру стенки трубы на выходе из пароохладителя:

Термические сопротивления:



Таким образом, температура стенки трубы

выше температуры насыщения

,

и пар на выходе из пароохладителя не конденсируется. На этом можно закончить расчет охладителя пара.

Общая высота трубной системы:

1.2.5 Расчет охладителя дренажа

Принимаем охладитель дренажа состоящий из 72 двойных спиралей, по 12 спиралей в каждой из 6 секций, заключенных в кожух. Кожух закреплен перегородками, между которыми располагаются по 4 двойных спирали (8 трубок одна над другой с шагом 36мм).

Конструкцию принимаем такую же, как и в пароохладителе.

Тепловая нагрузка охладителя дренажа:

Расход питательной воды через охладитель дренажа:



Температура воды на входе

Температура воды на выходе

Расход конденсата

Температура конденсата на входе

Температура конденсата на выходе

Температурный напор:

Так как ОД последний по ходу питательной воды, то в охладитель дренажа поступает только конденсат от 1 отбора. Это означает, что средняя температура в межтрубном пространстве находится как среднеарифметическое от суммы температур на входе и выходе охладителя дренажа.

Средняя температура конденсата в межтрубном пространстве:

По и Р`п=5,46 МПа находим физические параметры конденсата:

Удельный объем х=0,00128 м3/кг

Критерий Прандтля Pr=0,835

Динамическая вязкость м=0,10092?10-3 Па•с

Теплопроводность л=0,603 Вт/м•К

Охладитель дренажа имеет такую же конструкцию, как и охладитель пара. Разница заключается в числе спиралей по высоте, поэтому dэ = 0,00784 м, = 0,06323м2.

Скорость конденсата в межтрубном пространстве:

Значение числа Рейнольдса при найденной скорости:

Коэффициент теплоотдачи от конденсата к внешней стенке трубы:

Средняя разность температур воды в трубах охладителя:



Физические параметры воды при

и Рпв=30.5 Мпа

Удельный объем воды х=0,00121 м3/кг

Вязкость воды м=0,113?10-3 Па•с

Теплопроводность воды л=0,6486 Вт/м•К

Критерий Прандтля Pr=0,799

Принимая скорость воды в трубах щод=2 м/с, определим число Рейнольдса:

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

- теплопроводность стенки трубы по [7] (для стали марки 1Х18Н9Т)

Коэффициент теплопередачи:



Поверхность нагрева определяем по наружному диаметру, т.к. б1=5714,186 << б2=14429,226:

Принимаем площадь поверхности пара Fод=82 м2

Число змеевиков с учетом в:

Принимаем Nод=52

Общая высота трубной системы охладителя конденсата:

Таким образом, суммарная поверхность нагрева подогревателя высокого давления

1.3 Гидравлический расчет

Задачей гидравлического расчета подогревателей является определение их гидравлического сопротивления . Для любого элемента или участка подогревателя гидравлическое сопротивление определяется выражением, [6]:



, где

- определяет гидравлические потери, возникающие при движении тепло- носителя за счёт трения о стенки труб;

- гидравлические потери при движении теплоносителя, вызванные местными сопротивлениями (поворотами, сужениями или расширениями и т. п.).

Значение коэффициента трения ? зависит от шероховатости стенок труб ? и от режима движения теплоносителя , определяемого числом Re . С достаточной степенью точности значение ? может быть определено из выражения, [6]:

для стальных труб равна 0,2 мм.



1.3.1 Расчёт потери давления для собственно подогревателя

Число Рейнольдса определяем по формуле:

Коэффициент сопротивления трения, [6]:

Из расчета собственно подогревателя l=16,13м.

Коэффициент местного сопротивления (вход потока в спираль, выход из спирали и влияние кривизны спирали) находим по литературе [6]:

Для собственно подогревателя



Потеря давления потока питательной воды в собственно подогревателе:

1.3.2 Расчёт потери давления для охладителя пара

Число Рейнольдса определяем по формуле:

Коэффициент сопротивления трения:

Из расчета l=16.13м.

Коэффициент местного сопротивления (вход потока в спираль, выход из спирали и влияние кривизны спирали):

Для охладителя пара

Потеря давления потока питательной воды в охладителе пара:



1.3.3 Расчёт потери давления для охладителя конденсата

Число Рейнольдса определяем по формуле:

Коэффициент сопротивления трения:

Из расчета l=16.13 м.

Коэффициент местного сопротивления (вход потока в спираль, выход из спирали и влияние кривизны спирали):

Для охладителя пара

Потеря давления потока питательной воды в охладителе пара:



Общая потеря давления в подогревателе:

1.4 Расчет на прочность элементов подогревателя

1.4.1 Расчет толщины стенки подогревателя

Допустимое напряжение:

Номинальная толщина корпуса, подверженному внутреннему давлению, должна быть не менее определенной по данной формуле (4-1а), [5]

- внутренний номинальный диаметр (из прототипа).

МПа

Ратм=0,1 МПа

Элементы корпуса выполняются из качественной углеродистой стали 20К.



(из [5] в табл. П14)-допустимое напряжение при расчете только на действие давления.

Для данного случая

, з=1.

ц ? 1, - минимальный коэффициент прочности элемента, приведенный к продольному направлению. Для корпусов и обечаек регенеративных подогревателей, а также трубок поверхностей нагрева любого теплообменника ц = 1.

С=С1+С2+С3

- прибавка, компенсирующая минусовое отклонение по толщине стенки полуфабриката, а также утонение при штамповке или гибки обечаек ;

- прибавка, учитывающая искажение правильной геометрической формы окружности в сечении и характерная для гибов. Для прямолинейных цилиндрических элементов, обечаек и прямолинейных участков труб прибавка не учитывается ;

- прибавка, компенсирующая потери металла в эксплуатации за счет коррозии, эрозии и окалинообразования . Для станционных теплообменников с расчетной температурой стенки менее 400 поправку можно не учитывать.

Прибавка пропорциональна толщине стенки :

Коэффициент принимается в зависимости от предельного относительного минусового отклонения толщины стенки(при? ????величина В=0,048).



Список использованной литературы

«ТЭС и АЭС», справочник под редакцией В.А. Григорьева, Москва «Энергоиздат» 1982г.

В.Я. Гиршфильд, А.М. Князев, В.Е. Куликов «Расчет станционных теплообменников» Москва МЭИ 1974г.

В.Я. Рыжкин «Тепловые электрические станции». Москва «Энергоатомиздат» 1987г.

Л.А Рихтер, Д.П. Елизаров, В.М. Лавыгин «Вспомогательное оборудование ТЭС». Москва «Энергоаомиздат» 1987г.

Л.А. Федорович, А.П Рыков «Выбор вспомогательного оборудования ТЭС» Москва МЭИ, 1999г.

Назмеев Ю.Г. Лавыгин В.М. «Теплообменные аппараты ТЭС» Москва МЭИ 1998г.

Размещено на Allbest.ru