2.6. Общие положения методики теплового, конструкционного и гидравлического расчетов пг аэс.

При проектировании парогенераторной установки заданными являются:

• вид теплоносителя;

• давление теплоносителя и его температуры на входе-выходе из ПГ;

• полный расход пара на все турбины АЭС;

• параметры пара, поступающего в турбину (давление, температура), а также на входе в промежуточный пароперегреватель и выходе из него;

• температура питательной воды;

• параметры второй ступени парогенератора (если вырабатывается пар двух давлений).

В начале проектировании на основе заданных величин выбирается принципиальная тепловая схема парогенератора. На схеме должны быть указаны все элементы, в которых протекают отдельные стадии производства рабочего пара.

Для наглядности расчетов на принципиальной схеме парогенератора целесообразно обозначить для каждого элемента входные и выходные температуры теплоносителя и рабочей среды.

Пример принципиальной тепловой схемы ПГ представлен на рис. 2.1. Промежуточный пароперегреватель представлен в составе двух ступеней.

На этапе составления принципиальной тепловой схемы ПГ необходимо для каждого элемента выбрать принцип омывания поверхности нагрева протекающими через нее средами. Основными критериями этого выбора являются опыт эксплуатации подобных ПГ (или ТА), а также анализ соотношения параметров теплоносителя и рабочего тела.

Рис. 2.1. Принципиальная тепловая схема ПГ (а)

- Диаграмма (б)

На рис. 2.1. показан случай . Это означает, что вторая ступень пароперегревателя располагается в том же интервале изменения температур теплоносителя, что и основной пароперегреватель (пароперегреватель высокого давления).

Для разработанной принципиальной тепловой схемы ПГ составляются уравнения теплового баланса, в общем случае имеющие вид:

(2.12)

где - количество тепла, переданного от теплоносителя к рабочему телу в ПГ, Вт;

- массовый расход теплоносителя, кг;

- средняя в интервале изменения температур теплоемкость теплоносителя,

Дж/(кг•К);

- расход рабочего тела через экономайзер, испаритель и пароперегреватель для -й ступени давления, кг/с (для ПГ, вырабатывающего пар двух давлений);

- соответственно энтальпии питательной воды, воды при температуре насыщения, насыщенного пара и перегретого пара для -й ступени давления, Дж/кг, - число ступеней давления пара в ПГ, ;

- расход пара через -й промежуточный пароперегреватель, кг/с;

- энтальпия пара на выходе из промежуточного пароперегревателя и входе в него, Дж/кг;

- число промежуточных пароперегревателей ( ).

Для отдельных элементов ПГ, соединенных последовательно по теплоносителю, уравнения теплового баланса составляются аналогично (2.12):

для экономайзера

,

для испарителя

,

для испарителя, совмещенного с экономайзером

, (2.13)

для пароперегревателя

,

для промежуточного пароперегревателя

,

где - продувка ПГ, кг/с.

Уравнения теплового баланса решаются в совокупности с уравнениями материального баланса.

Для теплоносителя уравнением материального баланса является равенство расхода через реактор сумме расходов через все ПГ, получающие тепло от данного реактора, т.е.

. (2.14)

Расход рабочего тела через отдельные элементы ПГ определяется его типом.

В прямоточном ПГ расход рабочего тела во всех элементах одинаков и равен паропроизводительности:

(2.15)

Для ПГ с многократной циркуляцией уравнения материального баланса имеют вид:

, (2.16)

где - расход насыщенного пара на собственные нужды.

Величина продувки окончательно устанавливается на основе расчетов водного режима. При выполнении теплового расчета ее ориентировочно принимают в пределах до 1% паропроизводительности с последующим уточнением, т.е. .

Заметим, что для отдельного элемента ПГ уравнения (2.16) записываются как , т.е. отборы рабочего тела могут быть только перд входом в поверхность или на выходе из нее.

Далее, в соответствии с подходом, описанным в П.3., определяется паропроизводительность ПГ :

для ПГ, вырабатывающий перегретый пар;

для ПГ насыщенного пара.

Расходы рабочего тела через элементы ПГ определяются из уравнений материального баланса (2.15) и (2.16).

После определения паропроизводительности ПГ и расходов рабочей среды через каждый элемент, производится решение уравнений теплового баланса (2.13).Конечным результатом этого этапа теплового расчета являются значения температур теплоносителя и рабочей среды на входе и выходе каждого элемента. Кроме того, определяется количество тепла, переданного через отдельные элементы ПГ.

Заметим, что решение уравнений теплового баланса следует проводить в определенной последовательности: по ходу теплоносителя или рабочего тела.

На основании решения уравнений теплового баланса строится - диаграмма (рис. 2.1., (б)). По оси абсцисс откладываются количества переданной в элементах ПГ теплоты, по оси ординат – температуры теплоносителя и рабочего тела на входе в элементы ПГ и выходе из них.

Следующий этап теплового расчета связан с определением поверхности теплообмена для элементов парогенератора на основании уравнения теплопередачи:

, (2.17)

где - количество переданного в элементе тепла (определяется в результате решения уравнений теплового баланса);

- средний для поверхности элемента ПГ коэффициент теплопередачи;

- средний температурный напор в элементе.

Средние температурные напоры в элементах парогенератора рассчитываются на основе - диаграммы с использованием зависимостей, полученных в разделе «Инженерные расчеты теплообменных аппаратов». Для расчета коэффициентов теплопередачи также используются полученные ранее зависимости.

Выбор марки стали для поверхности теплообмена осуществляется с учетом тепловых, физико-химических и гидродинамических условий ее работы.

Гидродинамический фактор – скорость движения среды – определяет эрозионное воздействие потока на металл. Поэтому реализуемые в конструкции ПГ скорости должны быть ниже значений, представляющих эрозионную опасность.

Тепловым фактором, определяющим выбор марки стали является рабочая температура стенки, которая должна удовлетворять условию

, (2.18)

т.е. быть меньшей предельно допустимой температуры для данного материала ( - температура стенки со стороны теплоносителя). Это условие выполняется в ПГ, обогреваемых низкотемпературными теплоносителями. В ПГ высоких и сверхвысоких параметров возможно повышение температуры теплоносителя над допустимой температурой стенки в материале и пароперегревателе. Поэтому для них по известной на данной стадии проектирования температуре теплоносителя следует оценить наибольшее в поверхности теплообмена значение температуры стенки с целью уточнения требуемого для нее материала.

Выбор диаметра труб поверхностей теплообмена связан непосредственно с выбором скоростей движения среды, т.к. эти величины оказывают совместное влияние на технико-экономические показатели ПГ. Количество теплоты ( ), которое может быть передано от теплоносителя, движущегося в канале любой формы определяется выражением

, (2.19)

где - проходное сечение канала, м²;

- диаметр труб теплообменной поверхности, м;

- скорость теплоносителя, м/с;

- теплоемкость теплоносителя, Дж/(кг·К).

Таким образом, при заданной одной величине или количество преданного тепла будет определятся другой величиной.

Увеличение в поверхности теплообмена скорости среды приведет к снижению ее площади, но к росту гидравлических сопротивлений и наоборот: Увеличение диаметра труб приведет к увеличению поверхности, но к снижению сопротивлений.

Из сказанного следует, что для заданного расхода среды возможно такое сочетание диаметра труб и скорости, при которых технико-экономические показатели ПГ будут наилучшими. Оптимальные значения и определяются в ходе выполнения вариантных расчетов. В практике проектирования часто поступают следующим образом: при выбранном значении диаметра тепловой, конструктивный и гидродинамический расчеты ведутся для нескольких значений скорости среды, не выходящих из их реального диапазона:

• скорость воды в экономайзерах – 3-4 м/с

• скорость циркуляции в испарителях.

• с естественной циркуляцией – 0,2-1,5 м/с

• с принудительным движением – 3-4 м/с

• скорость пара в пароперегревателях для давлений

  • высоких – 10-20 м/с

  • средних – 20-30 м/с

  • низких – 30-50 м/с

Расчет коэффициентов теплопередачи в случае небольшого изменения температуры теплоносителя или рабочего тела вдоль поверхности теплообмена может быть выполнен по усредненным значениям физических параметров. В противном случае расчет следует по участкам, число которых определяется в зависимости от перепада температуры среды на входе и выходе поверхности теплообмена.

При различии коэффициентов теплопередачи на входе и выходе поверхность теплообмена не боле чем на 25%, расчет ведется по средне арифметическому значению :

(2.20)

В противном случае осуществляется усреднение для расчетных участков коэффициентов теплопередачи:

, (2.21)

где - среднеарифметическое значение коэффициентов теплопередачи для соответствующего участка, ; - число равных участков поверхности теплообмена.

Уравнение теплопередачи решается для каждого вариантного значения скорости теплоносителя. Для этих же условий проводятся конструкционный и гидродинамический расчеты.

Для предварительной оценки оптимально выбираемых в расчетах величин определяется наименьшее значение годовых затрат, приходящихся на длинную поверхность теплообмена в зависимости от скоростей теплоносителя. С этой целью рассчитываются приведенные капитальные и годовые эксплуатационные затраты для каждого варианта.

Капитальные затраты можно определить в целом для элемента ПГ, включая корпус. Затраты на корпус рассчитываются при известной его толщине, получаемой в ходе расчета прочность. Суммарная себестоимость ( ) корпуса и поверхности теплообмена зависит от их размеров и выбранных материалов и определяется соотношением

, (2.22)

где - доля стоимости материалов; по данным заводов изготовителей ПГ, ; - масса корпуса, т; - цена корпусного материала, руб/т; - суммарная длина труб поверхности теплообмена, м; - цена 1м труб, руб/м.

Приведенные капитальные затраты , руб/год, при нормативном сроке окупаемости , лет, определяются по формуле:

(2.23)

Эксплуатационные затраты , руб/год, рассматриваемые только как затраты на перекачку теплоносителя и рабочего тела, определяются следующим образом:

, (2.24)

где - соответственно мощности, затрачиваемые на перекачку теплоносителя и рабочего тела, кВт;

- цена 1 кВт·ч электроэнергии, руб/( кВт·ч);

- число часов работы ПГ в год (~7000), ч/год.

Результаты вариантных расчетов по формулам (2.23) и (2.24) представляются в виде графических зависимостей и (рис.2.2). Суммирование и дает результирующую кривую суммарных годовых затрат, по минимуму которой определяется оптимальная скорость теплоносителя.

Заметим, что рассмотренный подход к определению оптимальной скорости не является окончательным критерием оптимальности данного варианта ПГ. Выбору окончательного варианта предшествует проведение специальных технико-экономических расчетов (ТЭР).

Рис. 2.2. Технико-экономический выбор оптимальной скорости теплоносителя.