Принципиальные тепловые схемы ПГ аэс.

Под принципиальной тепловой схемой ПГ понимается схема взаимного расположения его элементов (ВЭ, Исп, ПП) по ходу движения рабочего тела (см. рис 2-5). Данный ПГ принадлежит к группе прямоточных с разделением основных элементов в отдельных корпусах.

Применительно к схеме рис 4 уравнения теплового баланса в целом для ПГ и для его отдельных элементов имеют вид:

для ПГ в целом - , (2 – 2)

для экономайзера - , (2 – 2,а)

для испарителя - , (2 – 2,б)

для пароперегревателя - ,(2–2,в)

Принимая во внимание, что уравнение (2-2) можно записать:

, (2 – 3)

Уравнение материального баланса рабочего тела составляется с учетом типа ПГ. Так, для прямоточного ПГ расход рабочего тела через все его элементы одинаков и равен паропроизводительности ПГ:

, (2 – 4)

Где - расход питательной воды, кг/с; - средняя в интервале температур удельная теплоемкость, Дж/(кг*К); - К.П.Д. ПГ в целом и его отдельных элементов; - расходы рабочего тела в элементах ПГ, кг/с.

Наличие данных через элементы ПГ позволяет определить и . Совместные решения (2-2,а)-(2-2,б) позволяет рассчитать температуру теплоносителя на входе и выходе каждого элемента ПГ. По этим данным строят t – Q – диаграмму ПГ. По величине определяется с учетом зависимостей типа (2 – 4).

При выборе принципиальной тепловой схемы ПГ, необходимо решить вопрос какую из сред направлять в трубное пространство из следующих рекомендаций:

1. Среду с повышенным целесообразно пропускать через трубное пространство;

2. В м.т.п. следует направлять более вязкую среду;

3. Среду, вызывающую более интенсивную коррозию поверхности теплообмена следует направлять в трубное пространство.

Необходимо также стремится к соблюдению принципа противотока между теплоносителем и рабочим телом ПГ.

2.3.4. Схемы ПГ, обогреваемых водой под давлением.

При незначительном введение экономайзерного участка в тепловую схему в малой степени способствует повышению температуры рабочего тела и давления генерируемого пара, но это может привести к усложнению конструкции ПГ, увеличении габаритов и стоимости. При этих обстоятельствах в тепловой схеме ПГ отсутствует не только пароперегревательный, но и, как правило, экономайзерный участок.

Теплоноситель направляется по трубной системе поверхности теплообмена ПГ так как , а рабочее тело – в межтрубное пространство. Наиболее удобен, в этом случае, оказывается вариант ПГ с погруженной в объем рабочего тела поверхностью теплообмена. Конструкционное выполнение такого ПГ может быть как горизонтальным, так и вертикальным.

Принципиальная тепловая схема ПГ, обогреваемого водой под давлением, а также его t – Q – диаграмма показаны на рисунке 2 – 18

 

 

Рис.2-18.Принципиальная тепловая схема (а) и t-Q-диаграмма (б) парогенератора прямоточного типа

 

Тепловая мощность ПГ определяется зависимостью:

(2–5)

Где - расход рабочего тела на продувку ПГ, кг/с;

- расход пара на собственные нужды АЭС, кг/с;

r – скрытая теплота парообразования, Дж/кг.

Уравнение материального баланса рабочего тела для такого ПГ записывается в виде

(2 – 6)

Достаточно перспективными оказываются варианты ПГ прямоточного типа. Их поверхность теплообмена подразделяется на экономайзерный, испарительный и пароперегревательные участки, расположенные в одном корпусе. Принципиальная тепловая схема и t – Q – диаграмма ПГ прямоточного типа приведены на рис. (2 – 18). В конце испарительного участка поверхности теплообмена выделена переходная зона с ухудшенным теплообменом. Надо заметить, что в вертикальных ПГ прямоточного типа выделение частей поверхности теплообмена не приводит к усложнению конструкции аппарата.

 

2.3.5. Схемы ПГ, обогреваемых жидким металлом (рис. 2 – 19)

Рис.2-19.Принципиальная тепловая схема ПГ с многократной принудительной циркуляцией

Специфической особенностью ПГ, обогреваемого жидким металлом, является необходимость глубокого охлаждения теплоносителя (). Целесообразность включения в тепловую схему пароперегревателя определяется высокой температурой теплоносителя на входе в ПГ.

Так как давление греющей среды много меньше давления нагреваемой (), используется водотрубная конструкция ПГ. Такая конструкция позволяет выполнить компоновку ПГ как в виде многокорпусного агрегата, так и однокорпусного. При этом ПГ может быть выполнен как прямоточный, так и с естественной или принудительной циркуляцией рабочего тела в испарителе (рис. 6, [в]).

Диаграмма t- Q для рассматриваемого ПГ в общем случае аналогична показанной на рис. (2 – 16).

ПГ на отечественных установках БН – 350 и БН – 600 выполнены в виде двухкорпусных агрегатов, в первом корпусе – экономайзер – испаритель, во втором – пароперегреватель. При этом ПГ первой установки имеет многократную естественную циркуляцию, а ПГ второй – прямоточный.

2.3.6. Схемы ПГ, обогреваемых газовым теплоносителем, (рис. 2 – 20).

Рис.2-20.Принципиальная тепловая схема (а) и t-Q-диаграмма (б) прямоточного ПГ докритического давления, обогреваемого газовым теплоносителем

На современных АЭС с газоохлаждаемыми реакторами разность температур . Высокие начальные температуры теплоносителя и глубокое его охлаждение элементов в ПГ требует включения в тепловую схему всех основных элементов. Так как , конструкция ПГ должна быть водотрубной. Наиболее целесообразным является вариант размещения всех поверхностей нагрева ПГ в одном корпусе.

По принципу циркуляции рабочего тела в испарителе ПГ, обогреваемые газом, могут быть прямоточными, а также с МПЦ. Обеспечение естественной циркуляции при использовании змеевиковых поверхностей нагрева затруднено.

Принципиальная тепловая схема ПГ при наличии промежуточного нагрева пара приведена на рис. 7.

Мощность всего ПГ с промперегревом рассчитывается также по уравнениям (2-2)-(2-6), но с добавлением уравнения тепловой мощности промежуточного (вторичного) пароперегревателя:

, (2 – 7)

Где энтальпии пара на входе и выходе вторичного пароперегревателя.

 

 

2.4 Основные положения теплового расчета.

2.4.1. Расчетные уравнения.

При конструировании теплообменных аппаратов используется тепловой конструктивный расчет, целью которого является определение величины поверхностей теплообмена. В результате этого расчета определяются основные габаритные размеры выбранной конструкции теплообменного аппарата.

Основными уравнениями являются:

1. Уравнение теплового баланса:

(2 – 8)

где

- соответственно количество тепла, отданное теплоносителем, и количество тепла, воспринятое рабочим телом, Вт; - потери тепла в окружающую среду, Вт; - массовый расход теплоносителя, кг/с; - массовый расход питательной воды (рабочего тепла), кг/с; – изобарные теплоемкости теплоносителя и рабочего тела, Дж/кг; - изменение температуры теплоносителя и рабочего тела, ; - водяные эквиваленты теплоносителя и рабочего тела, Вт/ ; -температура теплоносителя на входе и выходе аппарата; - температуры рабочего тела, .

2. Уравнение материального баланса:

, (2 – 9)

Где D – паропроизводительность ПГ, кг/с; - расходы рабочего тела на продувку ПГ и собственные нужды АЭС, кг/с.

Уравнения теплового и материального балансов позволяют связать расходы, температуры теплоносителя и рабочего тела в соответствии с принципиальной тепловой схемой теплообменника (То) и ПГ.

3. Уравнение теплопередачи:

(2 – 10)

Где F – площадь поверхности теплообмена, ; Q – количество тепла, переданного ПТ (тепловая мощность аппарата), Вт; k – коэффициент теплопередачи (КПТ), Вт/(); - средне логарифмический (расчетный) температурный напор между теплоносителем и рабочим телом,

Рекомендуется следующий порядок теплового конструктивного расчета:

1) Определение теплофизических параметров теплоносителя и рабочего тела при их рабочих давлениях и средних температурах;

2) Составление уравнений теплового и материального баланса;

3) Определение расчетного температурного напора;

4) Расчет требуемой поверхности теплообмена.

2.4.2. Расчет температурного напора.

Температурный напор зависит от характера изменения температур обеих сред вдоль поверхности теплообмена F: и . Эти зависимости определяются схемой взаимного движения греющей и нагреваемой сред и соотношением их водяных эквивалентов , где и .

Пренебрегая потерями тепла, уравнение (2 – 8) можно записать:

или , откуда , следовательно, большее изменение температуры имеет место для той среды, водяной, эквивалент которой меньше.

В случае прямотока, противотока, многократного перекрестного тока (с числом ходов 5 и более), а также в случае постоянной температуры одной из сред при любой схеме их взаимного движения средний температурный напор определяется по формуле

, (2 – 11)

Где - большая и меньшая разность температур между средами на концах поверхности теплообмена.

Для расчета среднего температурного напора при любых сложных схемах взаимного движения сред пользуются зависимостью:

, (2 – 12)

Где - средний температурный напор при противотоке, рассчитанный по формуле (2-11); - поправочный коэффициент, характеризующий степень приближения рассматриваемой схемы к противотоку и являющийся функцией параметров:

и .

 

2.4.3. Коэффициент теплопередачи (КТП).

 

Если , то КТП с достаточной степенью точности (погрешность менее 4 %) определяется по формуле для многослойной плоской стенки толщиной :

, (2 – 13)

 

ий. При проектировании нового теплообменного аппарата толщина слоёв загрязнений и коэффициент теплопроводности загрязнений обычно бывают неизвестными, и их приходится задавать с учетом условий, в которых будет работать аппарат.

Расчет термических сопротивлений перехода тепла от греющей среды к стенке и от стенки к нагревающей среде оказывается более сложным.

Для наиболее характерных процессов теплопередачи имеются критериальные уравнения (зависимости, позволяющие рассчитать интересующие КТО). При выборе того или иного частного критериального уравнения необходимо четко представлять себе условия теплообмена в проектируемом аппарате и обращать особое внимание на рекомендуемую область применения критериальных зависимостей.

2.4.4. Теплообмен в теплообменных аппаратах.

1) Теплообмен при вынужденном движении однофазной среды:

а) При турбулентном течении полиметаллических жидкостей в прямых трубах:

При

, (2 – 14)

Определяющие параметры: - внутренний диаметр трубы, м;

- расчетная скорость среды, м/с;

– среднеарифметическая температура среды,

поправочный коэффициент воды обычно равен 1.0, а для газов – неприемлем.

б) При продольном обтекании среды пучка труб применима формула (2-14), только вместо определяющего параметра применяют (2 – 15)

Где f – площадь проходного сечения, ; П – полный (смачиваемый) периметр канала, м:

; ,

Здесь - внутренний диаметр цилиндрической части корпуса

аппарата, м; - число труб в сечении пуча; - наружный диаметр труб пучка, м.

в) При определенном КТО в кольцевых каналах применима формула Исаченко В. П.:

, (2 – 16)

Где - внешний и внутренний диаметры кольцевого канала.

г) При определении КТО в изогнутых трубах, пользуется зависимостью:

(2 – 17)

Где - поправка на интенсификацию теплоотдачи, - средний радиус гиба трубы.

д) При поперечном обтекании трубных пучков.

(2 – 18)

1) Для коридорного пучка:

2) Для шахтного пучка:

- поперечный шаг; - продольный шаг; – число рядов труб поперек потока.

е) При движении жидкого металла в прямой круглой трубе:

1) Для чистого металла:

(2 – 19)

Формула справедлива при: Определяющие параметры: - внутренний диаметр, м;

- среднеарифметическая температура жидкого металла, ;

– рассчитанная скорость теплоносителя, м/с.

2) Надежная очистка жидкого металла не предусмотрена

(2 – 20)

При 100 < Pe < 20000 определяющие параметры по (2-19).

ж) При продольном обтекании жидким металлом коридорных и шахтных пучков.

для и

для (2 – 21)

Формула справедлива при

Определяющие параметры:

з) При поперечном обтекании жидким металлом коридорных и шахтных пучков труб

При

(2 – 22)

А) шахтный пучок: 1.2

Б) коридорный пучок: 1.2 и 1.13

В) нет надежной очистки: , (2 – 22а).

Определяющие параметры: – в узком сечении пучка.

2) Теплообмен при кипении воды:

а) КТО при пузырьковом кипении воды в большом объеме (кипение в межтрубном пространстве)

При .

(2 – 23)

- температура насыщения рабочего тела, ; q – тепловой поток, Вт/ .

Так как уравнение (2 – 23) имеет два неизвестных (), то оно решается методом последовательных приближений, задаваясь значением плотности теплового потока:

, Вт/

Для первой итерации:

б) КТО при пузырьковом кипении воды, движущейся в трубах и кольцевых каналах

(2 – 24)

Где ;

- КТО при течении однофазного потока в трубе или канале, рассчитанное по скорости циркуляции ;

- КТО при кипении в большой объеме;

- средняя скорость смеси;

- скорость циркуляции; - скорость пара.

3) Теплообмен при конденсации внутри труб:

При турбулентном течении конденсата и при полной конденсации:

, (2 – 25)

Где с = 0,024 – для стальных труб: ;

– массовое расходное паросодержание во входном сечении трубы;

- плотность воды и плотность сухого насыщенного пара, кг/ ; все теплофизические свойства выбираются по ; скорость циркуляции.

2.4.5. Пути повышения КТП.

При заданном (расчетном) а следовательно, габаритов и веса теплообменного аппарата, связано с увеличением k и .

Увеличение КТП имеет место при увеличении КТО и (или) и уменьшением (суммарное термическое сопротивление многослойной стенки) за счет изменения (изменение марки стали, характера отложений и т.п.)

В общем случае . Если они резко отличаются по величине, то увеличение КТП зависит от увеличения КТО , имеющего меньшее значение. Так как КТО возрастает с увеличением скорости движения среды, то, при заданном расходе, скорость может быть увеличена как за счет уменьшения диаметра труб поверхности нагрева, так и за счет сокращения их числа.

Рекомендованы следующие параметры скоростей сред, диаметров трубы и т.д. для проектирования поверхности теплообмена:

1. Скорость теплоносителя:

а) вода под давлением ;

б) жидкий металл ;

в) газы при поперечном обтекании труб ; г) газы при продольном омывании труб ;

2. Скорости рабочего тела (вода в трубном пространстве):

а) экономайзерный участок ;

б) испарительный участок

при естественной циркуляции ;

при МЦП ;

в) пароперегревательный участок

пар низкого давления (до 0,6 МПа) ;

пар среднего давления (0,6-13,0 МПа) ;

пар высокого давления (выше 13,0 МПа) ;

3. Диаметры труб и аппаратов:

а) обогреваемых водой под давлением =12-25 мм; =1-2мм;

б) обогреваемых жидким металлом =12-30 мм; =1-2мм;

в) обогреваемых газом =25-50 мм; =3-4мм;

4. Термическое сопротивление трубок поверхностей теплообмена:

а) из углеродистой стали ;

б) из нержавеющей стали ;

5. Термическое сопротивление плёнок окислов:

а) из углеродистой стали ;

б) из нержавеющей стали ;

2.4.6. Определение площади (F), количества труб ( )

поверхности нагрева и средней длины трубы.

1) Из уравнения теплопередачи, при рассчитанных Q, k и :

, , (2 – 26)

2) Из уравнения неразрывности, задаваясь скоростью () движения среды в трубах:

, шт, (2 – 27)

где - проходное сечение единичной трубы, .

3) Из условия, что , определяем :

, м, (2 – 28)

здесь - средний диаметр трубы, м.

2.5 Основные положения конструктивного расчета теплообменных аппаратов.

2.5.1. Пучок труб соединен с трубными досками.

Одним из рациональных способов разбивки труб считается их размещение по сторонам правильных шестиугольников, что обеспечивает в м.т.п. равносторонний шахматный трубный пучок.

1) Зависимость между и числом труб, располагаемых по диагонали внешнего (наибольшего) шестиугольника:

, (2 – 29)

где определено по формуле (2-27).

Компактность поверхности нагрева, да и теплообменника в целом, обеспечивается принятием минимально допустимого диагонального шага труб . В зависимости от способа крепления труб в трубной доске принимают:

- при развальцовке; – при использовании сварки.

2) Выбор диагонального шага трубной системы и расчет величины позволяют определить требуемый диаметр трубной доски:

, м, (2 – 30)

После расчета числа труб поверхности теплообмена производят выбор по таблице 1.1, приложения [9], ближайшего качества (действительного) труб в пучке и там же соответственно находят - число труб на диагонали наибольшего шестиугольника, - число труб на стороне наибольшего шестиугольника; - число шестиугольников или число окружностей; - общее число труб без учета сегментов; - число труб в 1-ом, во 2- ом, в 3- ем сегменте и - число труб во всех сегментах.

Внутренний диаметр корпуса теплообменного аппарата, как правило, принимается равным диаметру трубной доски (последняя вваривается в корпус): , м, (2 – 31)

При использовании единой трубной решетки:

а) для двухходовых по трубному пространству аппаратов с прямыми трубами убираются (не свариваются) отверстия на одной из диагоналей наибольшего шестиугольника для обеспечения двух ходов, при этом выдерживается , где - расстояние между первыми отверстиями по обе стороны от диагонали: – поперечный шаг.

б) для аппаратов с U-образными трубами и общей трубной доской выдерживается размер (лучше ), так как минимальный радиус гиба в холодном состоянии труб равен .

U-образная труба, закрепляемая в общей трубной доске, состоит из двух горизонтальных участков , соединенных полуокружностью. Длина горизонтального участка определяется из условия:

, м, (2 – 32)

где - радиус гиба расчетного (среднего) ряда, м;

радиус гиба центрального (внутреннего) ряда труб;

номер расчетного (среднего) ряда труб поверхности нагрева (принимаем число труб, размещенных на хорде сегмента трубной доски).

В учебном расчете исходят из условия: .

Длина (высота) поверхности теплообмена:

, м, (2 – 33)

где , м.

Высота (длина) корпуса аппарата:

, м, (2 – 34)