р (1067700), страница 19
Текст из файла (страница 19)
(8.45) ГдЕ ф =0,81 $4ьп'/4(4. ГндрОдниаМИЧЕСКуЮ ХараКтЕрИСтИКу Защайбованной трубки можно получить при суммировании уравнений (8.39) и (8.45): /1Р~+ /грш = АГ/4 — (В Ф )Р" + СР (8 48) Условие отсутствия перегибов на графике этой функции по аналогии (8.42) есть ЗАС>( — ф ), (8.47) 4Ь>В= 1/ЗАС. При подстановке в (8.47) значений коэффициентов А, В и С можно получить расчетное соотношение для определения гидравлического сопротивления шайб, установка которых обеспечивает однозначную и достаточно крутую гидродинамическую характеристику. В соответствии с этим = Щд+ Х~„) (0,134К (р'/р" — 1) (Ь/1,„/г) — Ц, (8.48) где К вЂ” коэффициент запаса для получения необходимой крутизны характеристики.
Для диапазона изменения давления от 10 до 20 МПа К„=2 —:3. Зная $аь можно подобрать для рассматриваемой трубки все размеры шайбы. Диаметр цилиндрической дроссельной шайбы ориентировочно можно рассчитать по соотношению $ = 1,5(41/Ы )4. (8.49) Рассмотренные выше положения относятся к горизонтальному расположению труб. 6* 163 .У г 8 ю ф Й ~ Р У й ~р ююр а р ул Мнет и ~П Р У б 6 ф Г 36$ нием основной критерий надежности испарнтеля †обеспечен предельного по условиям отложений примесей паросодержания (х=0,9), Испарнтели с многократной принудительной циркуляцией выполняются с кратностью циркуляции йп в пределах от 4 до 8. Допустимая тепловая разверка прн этих условиях Лассо+ О 9с (8,50) данс п пс +г/ и Для любых параметров т1до ~3 —:5.
При отсутствии тепловой неравномерности в таких пределах будет допустимо и снижение расхода в разверенных витках по сравнению с расчетным. В действительности такие изменения расхода вряд ли возможны. При оценке стабильности работы испарителя с многократной принудительной циркуляцией следует учитывать влияние циркуляционного насоса.
В насосе давление жидкости повышается по сравнению с давлением в барабане на 0,2 — 0,3 МПа, что при низком давлении может оказать заметное влияние на увеличение М"„'", а следовательно, и на длину экономайзерного участка испарителя. В некоторых случаях это может привести к неоднозначной гидродинамической характеристике. Подогрев воды в экономайзере до 1„нли осуществление кипящего экономайзера могло бы скомпенсировать это влияние, но тогда резко понизится надежность циркуляционного насоса.
Циркуляционный насос является весьма ответственным элементом ПГ с многократной принудительной циркуляцией. Он работает на воде, температура которой близка к 1 Несмотря на тяжелые условия работы„ резервные насосы не предусматриваются (число рабочих насосов не должно быть меньше двух), и чтобы не допустить вскипания воды в насосе, должна быть обеспечена соответствующая высота столба жидкости.
Следует также учитывать и возможные колебания давления. При понижении давления тепло, аккумулированное в металле опускной системы, Д,„будет передаваться жидкости. Если количество этого тепла будет больше, чем его необходимо для нагрева опускающейся воды до температуры /„ соответствующей давлению на входе в насос, то произойдет вкипанне н как следствие этого остановка насоса или всего ПГ. При некипящем водяном экономайзере на выходе из сепарациопного барабана вода недогрета до температуры 1„, соответствующей давлению в барабане рж на величину Лаз, Дж/кг.
Давление на входе в насос р„ больше рз, поэтому энтальпия насыщения на входе в насос больше, чем в барабане, на величину (дй'/др) (Рп — Ро), Дж/кг, где д1г/др — изменение энтзльпии насыщения воды при изменении давления„(Дж/кг)/Па. Количество тепла, Вт, необходимое для подогрева воды до 1, при р„ 1~о~ = Р„(б/ц+ (дй'/др) (р — р )], (8 51) где Рп — количество циркулирующей воды. 166 Условие отсутствия вскипания в насосе Юоп с анод' (8.52) Количество тепла Яо, Вт, передаваемого металлом воде при понижении давления (при опускном движении), можно подсчитать по соотношению (8.53) Я = бмрм (д1/дР)м (дР/дг),„„, где бм — масса металла опускной системы, кг; см — теплоемкость металла, Дж/(кг.К); (с//Ир)м — изменение температуры металла при изменении давления, К/Па, принимается равным изменению температуры кипения при изменении давления; (с(р(с(т),псов скорость изменения (падения) давления (прн эксплуатации ПГ не следует допускать более 104 Па/с).
Давление на входе в насос Рп = Рз + Н Р й' — Глр, — ЬнР'цй/2 — (дР/дт), (/оп/гаоп). (8.54) где Н вЂ” расстояние между уровнем воды в барабане и осью насоса„м„.йс — ускорение свободного падения, м/сд; Ьр„— гидравлическое сопротивление опускной системы, Па; $,=-2,5 в коэффициент сопротивления входа в рабочее колесо; ш =2 †: 3 †скорос воды на входе в рабочее колесо насоса, м/с; 1, — длина опускной системы, м; в, †скорос водь| в опускных трубках, м/с.
Необходимое по условиям предотвращения кавитации расстояние Н„определяется из (8.51) — (8.54). При конструировании должны быть обеспечены минимально возможные Ьр,„и 1,п, а прн эксплуатации — постоянство давления. Прн увеличении Ы~з (применение некипящих водяных экономайзеров с /з„<1,) можно уменьшить Н, но прн этом ухудшится гидродинамическая стабильность испарнтеля. Следует также иметь в виду, что нспарителн с многократной принудительной циркуляцией в некоторых случаях имеют склонность к так называемой межвитковой пульсации расходов. Если частота пульсаций окажется большой, то для исключения усталостных явлений в металле труб необходимо ее устранить, что осуществляется установкой дроссельных шайб.
Методика оценки пульсаций в этом случае такая же, как и для прямоточцых испарнтелей. Прямоточные испарители. На рнс. 8.11 представлена принципиальная схема витка прямоточного испарителя. Как правило, он состоит из экономайзерного и испарительпого участков без разделения промежуточным коллектором (рис. 8.11, а). Такая схема проста и наиболее целесообразна в конструкционном отношении. Установка промежуточных коллекторов может обеспечить гидродинамическую стабильность испарнтеля. Разделение экономайзерного и испарительного участков коллектором (рис, 8.11, б) при расчетном режиме может обеспечить для них однозначные гидро- динамические характеристики.
Схема будет гидродинамически ус167 лРп ~Рг Рнс. 8.11. Витки прпмоточного ПГ Оса промежуточного коллектора (а) и с про. межуточным коллектором (б) тойчива н при увеличении нагрузки выше расчетной (в испарнтеле при этом возникнет экономайзерный участок, но он будет небольшим). Такая схема может оказаться неработоспособной (для высокотемпературных ПГ) прн пониженной против номинальной нагрузке.
При понижении паропроизводительности возможно смещение зоны начала парообразования на вход в разделительный коллектор пароводяной смеси, что приведет к неравномерной раздаче рабочего тела по виткам испарительной части. Установка еще одного смесительного коллектора (рис.
8.11, б) непосредственно в испарительной зоне существенно повысит гидродинамическую стабильность прямоточного испарителя. Нестабильная работа первой части испарителя не имеет существенного значения, так как в ней энтальпия ни в одном из витков не достигает предельно допустимого значения. Вторая, выходная часть испарителя имеет стабильную однозначную гидродинамическую характеристику, если выполнены следующие условия; горизонтальное расположение коллектора, небольшая длина его, отвод пароводяной смеси одним рядом или двумя рядами симметрично расположенных относительно верхней образующей коллектора труб.
Эффективным средством против межвитковых пульсаций расхода среды могут оказаться также промежуточные коллекторы, Применять промежуточные коллекторы следует только при условии, если другие, менее дорогостоящие средства стабилизации работы поверхности теплообмена не дают необходимого результата. К таким средствам относятся: повышенные массовые скорости рабочей среды, установка дроссельных шайб на входе в экономайзерный участок, применение труб разного диаметра, Пульсация расходов среды может быть двух видов: общая и межвитковая.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
