р (1067700), страница 40
Текст из файла (страница 40)
(12.33) В (12,33) Ог=бдбапрб/ир/ит — кРитеРий ГРасгофа, где 5 — температурный коэффициент объемного расширения жидкого металла, 1/еС. /'С; /з/, — перепад температуры в прослойке жидкого металла, 'С; б,р — толщина прослойки, м; хт — ускорение свободного падения, м/сэ; т — кинематическая вязкость, м'/с. Если произведение СтРг<10з, то е„=1„т. е. влияние естественной конвекции отсутствует.
Если ОгРг>10в, то а„=- 0,18 (Ог Рг)о'б. (12.34/ При разработке принципиальной тепловой схемы ПГ в первую очередь решается вопрос о рациональной компоновке всех элементов. Необходимое внимание на этом этапе расчета следует уделить обоснованию схемы омывания средами поверхности теплообмена. Имеющее место условие р1 а.рт предопределяет движение теплоносителя в межтрубном пространстве. Для ПГ высоких и сверхвысоких параметров такое решение наиболее целесообразно.
При принудительном движении такому решению также следует отдать предпочтение, особенно для случая принудительного движения рабочей среды. Однако еще раз следует подчеркнуть, что для каждого конкретного случая желаемые решения должны подкрепляться технико-экономическими соображениями. Уравнения теплового баланса в соответствии с $12.2 составляются для каждого элемента системы передачи тепла от реактора к рабочему телу и для системы в целом.
При выборе конструкционных размеров поверхности теплообмена, необходимых для расчета теплопередачн, должна быть определена система локализации последствий возможной аварийной ситуации, возникающей при контакте теплоносителя с волом. Накопленный опыт эксплуатации теплообменных аппаратов АЗС с натриевым теплоносителем позволяет в настоящее время для ПГ большой мощности обоснованно применять одностенные трубки. В гл. 3 и 4 указывалось, что для эффективной компенсации н поверхности нагрева температурных напряжений можно применять не только змеевиковые трубные поверхности теплообмена, но и набранные из так называемых обратных элементов (трубки Фильда). Применение последних в некоторой степени усложняет конструкцию поверхности теплообмена.
Выбор формы труб и их конструкционных характеристик необходимо достаточно обоснованно осуществить на этапе рассмотрения принципиальной тепловой схемы ПГ, так как они определяют дальнейший ход теплового расчета. Диаметры труб, скорости теплоносителя и рабочего тела принимаются на основе рекоменда- ций 11.3. В большинстве случаев для получения оптимальных значений выбираемых характеристик необходимы технико-экономические сопоставления, При выполнении поверхности теплообмена нз одностенных трубок тепловой, гидродинамический и конструкционный расчеты проводятся в соответствии с рекомендациями гл. 11.
При конструировании ПГ с естественной циркуляцией в первую очередь следует рассмотреть возможность применения вертикальных испарителей с продольным движением пароводяной смеси. Гидродинамический расчет такого нспарителя может быть проведен с использованием рекомендаций $8.5. Если принято решение осуществления испарителя с поперечным обтеканием пароводяной смесью трубных пучков, то ориентировочный расчет естественной циркуляции можно провести с использованием методики, приведенной в ф 12.1. Для ПГ с многократной принудительной циркуляцией гидравлический расчет испарителя по пароводяному тракту аналогичен изложенному в $ 12.5. Гидравлический расчет прямоточного ПГ как по тракту теплоносителя, так и по тракту рабочего тела может быть полностью пронеден с использованием рекомендаций гл.
7 и 8. Особенности теплового расчета такого ПГ указаны в $12.5. В поверхностях теплообмена, выполненных нз обратных элементов, передача тепла происходит через стенки как наружной, так и внутренней труб. Передача тепла внутри обратного элемента — процесс нежелательный, так как он приводит к уменьшению среднего температурного напора в поверхности теплообмена. Для предотвращения нежелательной передачи тепла через стенки внутренней трубы можно было бы применить тепловую изоляцию. Однако это связано с большими технологическими трудностями и для теплообменннков большой мощности, видимо, нецелесообразно.
На рис. 12.2 показано изменение температур теплообменивающихся сред для обратного элемента при изолированной внутренней трубке (рис. 12.2, а) и наличии теплообмена между поверх- Рнс. 12.2. Изменение температуры теплоносителя при движении а обратном элементе: е — ааутренаяи труба иаолиреаана; б — внутренняя труба ие иаеаииееаиа (12.35) (12.36) где е, = (1/2)а, + (1/2) $ аг — 4ае; е, = — (1/2) а, — (1/2) г' аг — 4а,. При входе теплоносителя во внутреннюю трубку аг= †„/В',; ае= = †/г,/гн/%'еь При входе теплоносителя в кольцевой канал а,= =йн/)угг; аз= в (/гя/гн)/Уеь где (у'г= б,с„ — водяной эквивалент теплоносителя, Вт/К.
Для экономайзера и пароперегревателя аналогичные расчетные соотношения сложнее. Например, условие обеспечения заданной разности температур йне †/'е и расчетная формула для определения длины трубки 1 при движении теплоносителя в межтрубиом йв4 постыл внутренней трубки и средой, движущейся в кольцевом зазоре. График рис. 12.2, а показывает, что расчет М,р при отсутствии теплопередачи внутри обратного элемента должен проводиться по обычной методике. Для условий теплопередачи, соответствующих рис.
12.2, б, температурный напор зависит от интенсивности изменения температуры среды, движущейся внутри труб. Эта специфика теплообмена в обратных элементах без изоляции внутренней трубы приводит к тому, что проходящая через них среда может быть охлаждена (нагрета) только до определенной температуры. Решение в тепловом расчете уравнения теплопередачн осуществляется при уже заданных температурах теплоносителя и рабочего тела на входе н выходе поверхности теплообмена.
Следовательно, температура среды, выходящей из обратного элемента, должна быть равна реальному (заданному) значению. В связи с этим расчет поверхностей теплообмеиа из обратных элементов с учетом передачи тепла через внутреннюю трубку заключается в определении их длины 1, обеспечивающей получение заданной температуры среды. Методика этого расчета заключается в составлении и решении дифференциальных уравнений передачи тепла при заданных граничных условиях.
Она различна для поверхностей теплообмена, в которых /е=сопз1 (испаритель) и /"е — /'е)0 (экономайзер и пароперегреватель). Ниже приводятся конечные соотношения, необходимые для проверки принятых управляемых параметров. Для /е=сопз1 возможность обеспечения заданного перепада температуры теплоносителя подтверждается соотношением где Й и /г — соответственно коэффициенты теплопередачи через внутреннюю и наружную трубы, Вт/(ме К). Длина элемента может быть подсчитана по формуле 1я 2,3 ее (гг — ге) + не (гг — ге) не (г, — г,)+ (г' — г ) пространстве, а рабочего тела внутри обратных элементов имеют соответственно следугощий вид: Расчетная формула для определения длины трубки (гг гг) + (ге ге) ее (г — г ) + — е (г — ге) е а,= — 0,5а,+0,5 1' аег — 4а,; ае = — 0,5а, — 0,5 $~ аг~ — 4п . (12.38) ! При входе рабочего тела во внутреннюю трубку: для противотока ае — йн/ее е ян/ е е ае — ~я/гн/1~ е» для прямотока и = — й /)Ре — йя/У(ге, 'а, = — /г~/гнФ.
При входе рабочего тела в кольцевой канал: для прямотока ~ее/1(е + ~я/1" е Йе яеейе/ я 2 для противотока а, = /г /И~, — й /%'„а, = — /г й ~В",, где %э †водян эквивалент среды, проходящей внутри обратного элемента; И"г †водян эквивалент среды, омывающей элемент снаружи; /'е и /не †температу рабочего тела на входе в элемент и выходе из него Определение числа обратных элементов (полной поверхности теплообмена) проводится по соотношению гг,,.=Ю %..„ (12.39) где Я, — количество тепла, переданное в рассматриваемом элементе ПГ, Вт (определяется из теплового баланса); Я,е — количество тепла, переданного через одну трубку, Вт. Если поверхность теплообмена выполнена из трубок с двойными стенками, то, для определения коэффициента теплопередачи следует использовать формулу (12.30), подставляя в нее соответствующие значения аь ае и термических сопротивлений стенок.
Термическое сопротивление прослойки учитывается только для концентрических трубок с жидкометаллической прослойкой (см. рис. 3.14). Если 28Ге тальпии воды на выходе из первой ступени экономайзера высокого давления. Если зта ступень выполняется совместно с экономайзером низкого давления, то температура воды высокого давления равна температуре воды низкого давления. В экономайзере низкого давления вода должна догреваться до температуры насыщения. Следовательно, !'г, 1 т=1,п, Таким образом, /'т пт — г будет известна после выбора значения низкого давления.
Предварительно этим значением следует задаться. Для этого необходимо рассмотреть уравнение теплового баланса остальной части ПГ. Оно будет иметь вид бтор(/1 вы 1 1!) Чпг = Я! + /7пр1+ 17п+йпрп) (Ьп йп и)+ +)7пгп+ 17П (Ь п — йп), (12.46) где ср — средняя теплоемкость теплоносителя в интервале температур /! и — /пь Дж/(кг К); й — энтальпия питательной воды, Дж/кг; (й .ю=й,п, так как 1'11=1'гп=Х'г); /!'и, й"п и й,„п — соответственно энтальпии воды при температуре насыщения, сухого пара и перегретого пара ступени низкого давления, Дж/кг; так ,Каи /'гвп1 г=/вп, тО вып вт й,.!.! = й,, = йп.
что и использовано при составлении уравнения (12.46). При выбранном ргп в (12.46) неизвестной величиной является только 0п, которая и определяется. По полученному значению )7п составляются уравнения теплового баланса для испарителя низкого давления и смешанного водяного экономайзера атер(с!ппп с1пспн) Ч!П.=РП~П1 (12.47) чутср (г! и — 1!) т)пг = (О1+ Т)ч 1+ 1)п+)7 р и) (Ь!! — й .,). (12.48) Из (12.47) определяется /ь и, а из (12.48) — 1 ! п.
Если разность температур 1!пспп — /,п находится в пределах 15 — 25'С, то давление пара ргп выбрано правильно. В противном случае следует уточнить величину р,п и вновь сделать расчет по (12.43)— (12.48). Для любого другого взаимного расположения поверхностей теплообмена методика составления уравнений теплового ба.ланса аналогична рассмотренной. Уравнения теплопередачи составляются и решаются для каждого элемента ПГ в отдельности. Возможные диаметры труб поверхности нагрева в зависимости от давления теплоносителя н конструкции трубного пучка лежат в пределах 18 — 50 мм (ббльшие значения для оребренных конструкций). Вариантные значения скорости газа при поперечном движении в трубном пучке лежат в пределах 5 — 10 м/с для гладких труб и 3 — 8 м/с для оребренных; при движении газа вдоль труб значения скорости 12 — 20 м/с для гладких труб и 8 — 12 м/с для оребренных. Более высокие скорости следует выбирать для газа низкого 288 давления (0,7 — 1 МПа), для газа высокого давления (3 — 6 МПа) целесообразны меньшие скорости.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
