9_Gidrodinamika
.pdf267
Во избежание чрезмерного перегрева труб с максимальным расходом G1 необходимо, чтобы значение η не было меньше максимального коэффи-
циента неравномерности тепловосприятия по ширине параллельно включенных витков. Для снижения влияния тепловой неравномерности применяется установка шайб на входе воды в трубы.
Пульсирующий расход рабочей среды. В процессе эксплуатации прямо-
точных котлов с разомкнутой схемой циркуляции докритического давления возможно нарушение установившегося режима, при котором возникает пульсация расхода, а следовательно, массовой скорости рабочей среды. Различают общекотловые и межвитковые пульсации.
+ (ωρ)в |
t |
(ωρ)в |
|
|
t |
− (ωρ)в |
τ |
Рис. 9.14. Характер затухающих колебаний и автоколебаний в трубе прямоточного котла
Общекотловые пульсации представляют собой колебания расхода рабочей среды в отдельных элементах, контурах и в котле в целом. Общекотловые пульсации являются затухающими и после устранений возмущений, которыми являются изменения обогрева труб, давления и температуры питательной воды, они затухают (рис. 9.14). Пульсации расхода рабочей среды в отдельном витке при устранении возмущений могут самопроизвольно не прекращаться. После минимального расхода среды в данной трубе снова расход может возрастать. Такое явление называют межвитковой пульсацией, и оно может происходить при постоянном общем расходе среды через параллельно включенные трубы [3].
9.4. Гидродинамика котлов с многократной принудительной циркуляцией
В котле с многократной принудительной циркуляцией сопротивление испарительной системы преодолевается за счет давления, создаваемого циркуляционным насосом. Кратность циркуляции Kц = 6–10. Гидравлическая
характеристика витка таких котлов так же, как и у котлов прямоточных, определяется выражением Dpэл = A×G3 - B ×G2 + C ×G , где коэффициенты A, B ,
C те же, что и в формуле (9.79).
Вследствие значительной кратности циркуляции энтальпия воды, поступающей в испарительную систему, даже при недогреве воды в экономай-
268
зере будет близка к энтальпии при температуре насыщения и экономайзерный участок витка будет значительно меньше, чем в прямоточном котле. Соответственно будет меньше сопротивление между начальным и конечным участками витка. В результате гидродинамическая характеристика будет более устойчивой, чем у прямоточного котла.
Вследствие увеличенного расхода рабочего тела в циркуляционной системе необходимо применение многих параллельно включенных витков. Массовая скорость в витках по условиям предотвращения расслоения пароводяной смеси и обеспечения интенсивного теплоотвода от стенки трубы должна быть r× w = 1100–1500 кг/(м2·с). Тепловая разверка в параллельно включен-
ных витках может быть значительной, определяется она по формуле (9.45). При этом начальное паросодержание в витке принимается x = 0, а конечное xкон =1/ Kц . Соответственно среднее паросодержание xср = 0,5/ Кц . Значи-
тельная длина витков и малое значение hэк создают условия для возникно-
вения пульсаций.
В целях снижения влияния тепловой неравномерности и предотвращения межвитковой пульсации необходима установка шайб на входе воды в трубы змеевиков. При установке шайб тепловая неравномерность определяется по формуле
|
Dhмакс × |
|
|
|
|
|
|
|
h = |
a ×l ×u |
ср + yш |
, |
(9.86) |
||||
|
|
|
|
|||||
|
Dh |
a ×l ×u + y |
ш |
|
||||
|
ср |
|
|
|
|
|
где hмакс и hср – максимальное и среднее в поверхности нагрева прираще-
ния энтальпии, кДж/кг .
Значения остальных величин, входящих в эту формулу, указаны ранее. В результате установки шайб происходит перераспределение расхода
пароводяной смеси по виткам, что наглядно видно из гидродинамических характеристик витков с максимальным и средним тепловосприятием без шайб и с шайбами, показанными на рис. 9.13. Расход воды через витки с максимальным тепловосприятием при наличии шайб приблизится к среднему, и, следовательно, уменьшится влияние тепловой неравномерности.
Основы гидравлического расчета котлов с многократно-
принудительной циркуляцией. Целью такого расчета обычно является выявление надежности испарительных поверхностей нагрева при принятых его конструктивных характеристиках и определение подачи и давлении циркуляционных насосов.
Перепад давления в элементах системы, Па , определяется как сумма перепадов давления в отдельных участках:
Dpэл = å pуч . |
(9.87) |
269
Перепад давления и участках, Па, определяется по формуле
Dpуч = Dpш + Dpтр + e ×Dpм + Dpнив + Dpуск , |
(9.88) |
где Dpш , Dpтр , e × Dpм , Dpнив , Dpуск – потери давлении в дроссельной шайбе, от трения, в местных сопротивлениях, нивелирная и на ускорение потока, Па.
Потери давления в дроссельной шайбе, Па,
æ |
ö |
4 |
× r× w |
|
|
|
|
, |
(9.89) |
||||
Dpш = x0 ×ç |
d ÷ |
|
||||
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
2 |
|
|
||
è |
dш |
ø |
|
|
|
|
где d , dш – диаметры трубы и отверстия шайбы, м; |
ρ – плотность воды, |
кг/м3; ω – скорость воды в трубе, м/с; ξ0 – коэффициент сопротивления шай-
бы, при d / dш = 0,2–0,4 ξ0 = 2–1,5.
Можно принимать, что экономайзерный и перегревательный участки равны нулю. При этом длина витка, м,
l 'эл = l − lдо ,
где l и lдо – полная и необогреваемая длины витка, м.
Нивелирный перепад давлений, Па, при докритическом давлении определяется как алгебраическая сумма масс среды на отдельных участках. При отсутствии экономайзерного и пароперегревательного участков
Dpнив = ±ålисп × |
|
исп , |
(9.90) |
g |
где lисп – высота испарительного витка, м ; gисп – средний удельный вес среды
в испарительных участках витка, Н/м3 .
Для участков с подъемным движением нивелирный перепад давления принимается со знаком плюс и для опускных – со знаком минус.
Потеря давления от ускорения потока при докритическом давлении в котле не учитывается.
На основе результатов расчета потерь давления в элементах испарительной системы при разных режимах ее работы обычно при расходах среды, соответствующих 15, 50, 100 и 150% расчетной производительности котлов, могут быть построены их гидравлические характеристики G = f ( p) , кото-
рые дают возможность проверить надежность циркуляции в каждом элементе системы и выявить их гидравлическую и тепловую разверку.
270
9.5. Гидродинамика водогрейных котлов
Водогрейные котлы обычно выполняют с прямоточным движением воды. Конструктивно поверхности нагрева состоят из труб малого диаметра в виде вертикальных экранных панелей, расположенных на стенках топочной камеры, и горизонтальных пакетов змеевиков, размещенных за топкой.
Гидравлическое сопротивление в системе поверхностей нагрева преодолевается за счет давления, создаваемого сетевыми насосами, подающими воду из теплосети после ее охлаждения. Перепад давления в элементах поверхностей нагрева определяется по (9.78). В результате тепловой и гидравлической неравномерности при подогреве воды до температуры, близкой к температуре насыщения пара, при данном давлении и при малых скоростях движения потока воды в отдельных трубах экранных панелей и горизонтальных змеевиков пакетов могут возникнуть парообразование и неустойчивый гидравлический режим, следствием этого может быть недопустимое повышение температуры металла наиболее теплонагруженных труб и возникновение гидравлических ударов.
Для выявления распределения потоков воды в параллельно включенных трубах экранных панелей и змеевиковых пакетах для каждого циркуляционного контура строится его гидродинамическая характеристика p = f (ωρ) .
Гидродинамические характеристики экранной панели с подъемноопускным движением воды при различных тепловых нагрузках в области малых значений массовых расходов воды имеют минимум потерь давления, что характеризует область неустойчивой гидродинамики в трубах. Повышение тепловой нагрузки вызывает возникновение неустойчивой гидродинамики при более высокой массовой скорости воды. Область при массовых скоростях w×r = 600–900 кг/(м2·с) относится к области работы с наличием парообразо-
вания в отдельных трубах с возникновением при этом гидравлических ударов. При давлении в котле 0,7–0,9 МПа, скорости потока воды 1,4–1,6 м/с и удельных тепловых нагрузках до 350–400 кВт обеспечивается устойчивая гидродинамическая характеристика без образования пара в поверхностях нагрева. Установка шайб при параллельных циркуляционных контурах и труб в экранах и горизонтальных пакетов при указанных скоростях потока не требуется.
9.6.Гидродинамика экономайзера
Всовременных котлах экономайзер выполняется из секций, состоящих из ряда параллельно включенных змеевиков, объединенных на входе и выходе горизонтальными коллекторами. Перепад давления в элементе экономайзера, Па, определяется по формуле
271
Dpэл |
= Dpтр + åDpм + Dpуск + Dpнив , |
(9.91) |
где pтр , åDpм , pнив , и |
pуск – потери давления от трения, местных сопро- |
тивлений, нивелирная и потери па ускорение в потоке, Па.
Средние длины экономайзерных участков кипящих экономайзеров, м
l |
= |
|
до + l |
× |
h'− hн |
, |
(9.92) |
|
l |
||||||||
|
||||||||
эк |
|
|
об |
|
Dh |
|
||
|
|
|
|
|
эк |
|
||
где lдо и lоб – длина участка до обогрева и общая, м; h', hн , |
hэк – энтальпии |
пароводяной смеси на выходе из экономайзера, воды при температуре насыщения и приращение энтальпии в экономайзере, кДж/кг.
Длина участков с пароводяной смесью кипящего экономайзера, м,
lисп = l − lэк ,
где l – общая длина трубы экономайзера, м; lэк – длина экономайзерного участка, м; lисп – длина испарительной зоны трубы, м.
Для определения перепадов давления и распределения расходов рабочей среды но параллельным потокам в экономайзере строят гидравлические характеристики, т. е. зависимости сопротивления элемента экономайзера от массового расхода среды G = f (ωρ), на основании которых можно судить о
гидравлических разверках параллельно включенных труб и надежности их работы при различных нагрузках котла. Гидравлический режим экономайзера определяет нормальные температурные условия работы металла труб. Перегрев труб возможен при застое потока рабочего тела в отдельных трубах при пульсации потока, при наличии парообразования в некипящих экономайзерах, при наличии отложений накипи на трубах. Нарушение нормального охлаждения горизонтальных труб кипящих экономайзеров может быть при расслоении в них потока воды и пара.
Для исключения гидродинамической неустойчивости движения воды в параллельно включенных змеевиках экономайзера при их различной удельной тепловой нагрузке, а также в целях надежного охлаждения металла труб необходимо создание значительных массовых скоростей потока в элементах экономайзера, например в некипящих конвективных элементах – 500–600 кг/(м2·с). При торцевом подводе и отводе воды в коллекторах некипящих экономайзеров коэффициент гидравлической разверки отдельных труб определяется по формуле
rг =1/ |
hг |
, |
(9.93) |
272
где ηг – коэффициент гидравлической неравномерности. Обычно значение ρг
для некипящих экономайзеров 0,9, а для кипящих экономайзеров 0,8. Проверка застоя и опрокидывание циркуляции в кипящих экономайзе-
рах производится так же, как в испарительной системе при принудительной циркуляции. Во избежание перегрева разверенных труб кипящего экономайзера паросодержание в них не должно превышать 15–20%.
9.7. Гидродинамика пароперегревателя
Расположение пароперегревателя в газовом тракте котлов с естественной и принудительной циркуляцией, а также конструкции пароперегревателя рассмотрены в гл. 12 и 19.
Возможные схемы включения пароперегревателя в паровой тракт показаны на рис. 9.15.
Для выяснения равномерности распределения пара по параллельно включенным змеевикам пароперегревателя рассмотрим работу выходного и входного коллекторов при схеме Z и П . При движении потока пара в коллекторе преодолеваются сопротивления и поэтому меняется давление пара. Сопротивления коллекторов на трение и местные потери, Па, определяются по формулам:
для входного коллектора
Dp |
|
= x |
|
× |
r |
|
× w2 |
(9.94) |
||
|
вх |
|
вх |
|
вх ; |
|||||
вх |
|
|
|
|
|
2 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
для выходного коллектора |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Dp |
= x |
|
|
× |
r |
|
|
× w2 |
(9.95) |
|
вых |
|
вых |
вых , |
|||||||
вых |
|
|
|
|
|
|
2 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где ξвх и ξвых – суммарные коэффициенты гидравлического сопротивления входного и выходного коллекторов ( ξвх ≈ 0,8; ξвых ≈ 1,25); wвх и wвых – скорости пара во входном и выходном коллекторах, м/с; ρвх и ρвых – плотности
пара во входном и выходном коллекторах, кг/м3.
При изменении осевой скорости пара от ωвх до 0 изменяется его давле-
ние:
для входного коллектора на
Dpск = r |
вх |
× w2 |
; |
(9.96) |
вх |
вх |
|
|
273
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
а) |
|
|
|
|
|
|
б) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
в) |
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рис. 9.15. Гидродинамика схемы пароперегревателей: а – схема Ш; б – схема П; в – схема
Z
для выходного коллектора на
Dpск |
= r |
вых |
× w2 . |
(9.97) |
вых |
|
вых |
|
Во входном коллекторе скоростной напор расходуется на повышение давления, в выходном – создается за счет снижения давления.
Влияние скоростного напора во входном коллекторе больше воздействия сопротивления, Dpвхск / Dpвх » 2,5. Поэтому давление в нем будет возрас-
тать по ходу пара и p' |
< p'' . |
При этом |
p'' |
= p' |
- Dp |
+ Dpск . В выходном |
в |
вх |
|
вх |
вх |
вх |
вх |
коллекторе давление будет уменьшаться: |
|
|
|
|
||
|
p'' |
= p' - Dp |
- Dpск . |
(9.98) |
||
|
вых |
вых |
вых |
вых |
|
Распределение давлений в коллекторах с учетом гидравлического сопротивления змеевиков Dpзм для включения секций пароперегреватели по
схемам П и Z показано на рис. 9.16. Максимальный и минимальный перепады давления в пароперегревателе:
для схемы П
|
|
|
|
|
|
ск |
ü |
|
|
|
Dpмакс = Dpзм + Dpвых + Dpвых ï |
|
(9.99) |
||||||
|
Dp = Dp |
|
- Dp + Dpск |
ý |
|
||||
|
зм |
ï |
|
|
|||||
|
мин |
|
|
вх |
вх |
þ |
|
|
|
для схемы Z |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Dp |
= Dp |
- Dp |
|
+ Dpск |
+ Dp |
+ Dpск |
; |
(9.100) |
|
макс |
зм |
|
вх |
вх |
вых |
вых |
|
|
Dpмин = Dpзм .
|
|
274 |
|
|
|
′ |
|
′ |
|
рвх |
|
|
′ |
|
|
рвх |
|
|
|
ω′вх |
|
рвх |
|
|
|
|
|
ω′вых |
|
å |
р |
|
|
|
|
р′ |
|
′ |
|
вх |
|
рвых |
|
′ |
|
|
|
рвх |
|
|
|
′ |
а) |
б) |
|
рвых |
|
åр
в)
Рис. 9.16. Изменения и перепады давления в коллекторах: а – изменение давление в коллекторах; б – перепад давления в коллекторах; пароперегревателя при схеме П; в – перепад давления в коллекторах пароперегревателях при схеме Z.
Из формул (9.99) и (9.100) видно, что схема Z дает большую разность перепадов давления для различных сторон пароперегревателя и создает более неравномерное распределение пара по отдельным змеевикам. В трубах с минимальным перепадом давления будет проходить уменьшенное количество пара. При одинаковом обогреве змеевиков часть их будет выдавать более перегретый пар.
Схему включения Ш можно представить выполненной из нескольких частей, соединенных по схеме П соответственно числу подводов и отводов пара. При этом входной и выходной коллекторы разделяются на короткие участки, каждый из которых имеет несколько змеевиков. Для короткой части секции пароперегревателя значения pмакс и pмин будут почти одинаковы,
поэтому схема Ш при равномерном обогреве змеевиков будет давать наиболее равномерное распределение пара по змеевикам. Неравномерность распределения пара по змеевикам пароперегревателя при одинаковой поверхности их нагрева характеризуется неравномерностью тепловосприятия
ηт = qтр / qср , |
(9.101) |
где qтр и qср – тепловосприятие разверенной трубы и среднее тепловосприя-
тие для параллельно включенных змеевиков.
Неравномерность тепловосприятия изменяется в широких пределах в зависимости от места расположения змеевиков ηт = 0,7–1,4 и коэффициента
гидравлической разверки
275
ρг = Dтр / Dср , |
(9.102) |
где Dтр и Dср – массовые расходы пара, проходящего через развернутую тру-
бу и среднего но параллельно включенным змеевикам.
Коэффициент гидравлической разверки зависит от перепада давления в змеевиках и может быть выражен через давление и удельные объемы пара:
rг = (Dpтр × |
u |
ср )/(Dpср × uтр ) , |
(9.103) |
где pтр и pср – сопротивление разверенной трубы и средней трубы змеевика, Па; uср и uтр – средний удельный объем пара, проходящего через змееви-
ки, и объем пара, проходящего через разверенную трубу, кг/м3.
Средний расход пара, проходящего через змеевики пароперегревателя,
Dср » 0,5× (Dмакс + Dмин ) , |
(9.104) |
тогда тепловая разверка определится по формуле
rq = 0,5× (Dмакс + Dмин )/ Dмин , |
(9.105) |
Заменяя в этом выражении расход пара через давление и его удельные объемы, окончательно получаем итоговую характеристику тепловой разверки труб и, следовательно, оценку приращения энтальпии пара по отношению к средней в виде формулы
Dpмакс × |
u |
2 |
|
|
||
rq = 0,5×hт Dp × |
|
1 |
+1 , |
(9.106) |
||
u |
||||||
мин |
|
|
где u1 , u2 – средние удельные объемы пара с максимальным и минимальным его расходом в змеевиках.
Допустимый коэффициент тепловой разверки в змеевиках пароперегревателя определяется максимально допустимой температурой стенки трубы при соответствующей энтальпии пара по формуле
rдоп = (h''доп - h')/(h''ср - h'), |
(9.107) |
где h''доп , h''ср и h' – наибольшая допускаемая энтальпия пара, конечная энтальпия пара для труб со средним расходом и энтальпия пара на входе в тру-
276
бу, кДж/кг. Во избежание перегрева труб должно быть ρq < ρдоп .
Рекомендуются следующие схемы включения пароперегревателя в паровой тракт с учетом тепловой разверки змеевиков. В конвективных пароперегревателях котлов низкого и среднего давления, а также в промежуточных пароперегревателях сверхвысоких параметров целесообразно применять схемы Ш с равномерным подводом и отводом пара. При устойчивой тепловой неравномерности применяется иногда схема Z, скомпонованная так, чтобы взаимно скомпенсировать гидравлическую разверку и тепловую неравномерность.
|
|
|
Уменьшить |
влияние |
||||
|
|
|
скоростного |
напора |
можно |
|||
ωвх |
ωвх |
ωвх |
заменой торцевого подвода и |
|||||
2 |
2 |
отвода |
пара |
радиальным |
||||
|
||||||||
|
|
|
рассредоточенным |
подво- |
||||
|
|
|
дом и отводом (рис. 9.17). |
|||||
|
|
|
Уже при двух подводящих и |
|||||
|
ωвых |
ωвых |
отводящих |
трубах |
осевая |
|||
ωвых |
скорость и скоростной напор |
|||||||
2 |
2 |
|||||||
|
снижаются соответственно в |
|||||||
|
|
|
||||||
|
|
|
4 и 16 раз по сравнению с |
|||||
Рис. 9.17. Рассредоточенный радиальным подвод и |
одним подводом и отводом. |
|||||||
Современные |
пароперегре- |
|||||||
отвод рабочей среды |
|
|
ватели |
имеют |
несколько |
|||
подводящих и отводящих труб, и влиянием на расход изменения давления |
||||||||
вдоль коллекторов пакета можно пренебречь. |
|
|
|
|
|
9.8. Температурный режим поверхностей нагрева
Температура металла поверхностей нагрева является одним из основных показателей надежности котла. Поэтому очень важно располагать данными для определения, температуры металла, работающего в различных и притом сложных и напряженных условиях.
В паровых котлах, работающих на органическом топливе, условно можно выделить три области теплообмена. Первая область охватывает поверхности, расположенные в топочной камере – топочные экраны, получающие теплоту излучением. В условиях плотного экранирования трубы получают теплоту от газовой среды в основном только лобовой ее поверхностью. Здесь имеет место наиболее высокая температура металла.