Схема сети показана на рис. 8

Рис. 8. Расчетная схема паропровода: I–IV – абоненты; 1–4 – узловые точки

Формулы, используемые для определения гидравлических потерь, как для жидкости, так и для пара являются одинаковыми.

Отличительная особенность паропровода – учет изменения плотности пара.

1. Определяем ориентировочное значение удельных потерь на трение на участках от источника тепла до наиболее удалённого потребителя IV, Па/м:

.

Здесь – суммарная длина участков 1 – 2 – 3 – IV; α –доля потерь давления в местных сопротивлениях, принимаемая равной 0,7 как для магистрали с П–образными компенсаторами со сварными отводами и предполагаемыми диаметрами (табл. 16).

Таблица 16

Коэффициент α для определения эквивалентных длин для паропроводов

Типы компенсаторов	Условный проход трубы d у ,мм	Значение коэффициента α
Для паропроводов	Для водяных тепловых сетей и конденсатопроводов
Транзитные магистрали
Сальниковые П-	≤1000	0,2	0,2
образные с отводами:
гнутыми	≤300	0,5	0,3
	200–350	0,7	0,5
сварными	400–500 600–1000	0,9 1,2	0,7
Разветвленные тепловые сети

Окончание табл. 16

2. Определяем плотность пара:

3. По номограммам находим диаметр паропровода (прил. 6).

4. Действительные потери давления, Па/м:

(117)

5. Действительная скорость пара:

Сверяем с табл. 17.

Таблица 17

Максимальная скорость движения пара в паропроводах

7. Суммарная эквивалентная длина на участках:

(119)

где – сумма коэффициентов местных сопротивлений (см. табл. 8).

8. Приведенная длина участка:

9. Потери давления на трение и в местных сопротивлениях на участке:

(121)

10. Давление пара в конце участка:

(122)

Данные расчетов свести в табл. 18 по схеме.

Таблица 18

Гидравлический расчет паровой сети

№ участка

Расход пара D

Размеры труб, мм

Длина участка, м

Скорость пара ωТ, м/с

Удельные потери давления на трение Па/м

Предполагаемая средняя плотность ρ ср, кг/м 3

Скорость движения пара м/с

Потери давления

Конец участка

Средняя плотность пара ρср, кг/м3

Суммарные потери давления от ТЭЦ,МПа

Т/ч

Кг/с

Условный проход d у

Наружный диаметр * толщина стенки; dn* S

по плану l

Эквивалентная местным сопротивлениям l Э

приведенная l пр =l+ l Э

давление р Н, МПа

плотность ρ Н, кг/м 3

удельные Па/м

на участке Па

давление рК, МПа

плотность ρК, кг/м 3

при ρ= 2,45 кг/ м 3

при ρ ср

Расчет паропровода

α – 0,3 ...0,6. (123)

По формуле находим диаметр трубы:

(124)

Задаемся скоростью пара в трубе. Из уравнения для расхода пара – σ=ωrF находим диаметр трубы по ГОСТу подбирается труба с ближайшим внутренним диаметром. Уточняются удельные линейные потери и виды местных сопротивлений, рассчитываются эквивалентные длины. Определяется давление на конце трубопровода. Рассчитываются потери тепла на расчетном участке по нормируемым потерям тепла :

(125)

где – потери тепла на единицу длины при заданной разности температур пара и окружающей среды с учетом потерь тепла на опорах, задвижках и т.п.

Если определено без учета потерь, тепла на опорах, задвижках и т. п., то

где t ср – средняя температура пара на участке, 0 С, t 0 – температура окружающей среды, зависящая от способа прокладки, 0 С. При наземной прокладке t 0 = = t Н0 , при подземной бесканальной прокладке t 0 = t гр (температура грунта на глубине укладки). При прокладке в проходных и полупроходных каналах t 0 = =40–50°С.

При прокладке в переходных каналах t 0 = 5°С. По найденным потерям тепла определяют изменение энтальпии пара на участке и значение энтальпии пара в конце участка:

По найденным значениям давления и энтальпии пара в начале и конце участка определяется новое значение средней плотности пара (форм. 128).

Если новое значение плотности отличается от ранее заданного более чем на 3 %, то проверочный расчет повторяется с уточнением одновременно и R Л :

(128)

К.т.н. А.Б. Попов, ведущий специалист, ОАО «Энел ОГК-5», г. Москва

Вопрос о том, что дренажные линии паропроводов, работающие в критическом режиме истечения вскипающего конденсата, могут быть «узким местом» при транспортировке влажного пара в непредназначенных для этого паропроводах, ранее не поднимался. Но эта особенность дренирования является значимой при рассмотрении эксплуатационной надежности и безопасности паропроводов.

Введение

Снижение уровня промышленного потребления пара является известным фактом и серьезной проблемой тепловых электростанций, поскольку это делает проблематичной полноценную загрузку турбин, спроектированных специально для этих целей (например, турбин типа ПТ-60 и ПТ-80). Столь же серьезно проблема стоит и для владельцев сетевых паропроводов, т.к. транспортировка малых расходов влажного пара через большие проходные сечения существующих паропроводов весьма убыточна, и приводит к значительным потерям пара и конденсата.

В настоящее время в нормативной документации отсутствует сформировавшееся представление об особенностях и критериях безопасности таких режимов эксплуатации. Поэтому владельцы паропроводов, будучи связанными юридическими обязательствами, вынуждены продолжать эксплуатацию существующих паропроводов в малорасходных режимах.

Особенности подхода к проектированию и эксплуатации паропроводов влажного и перегретого пара

Проектирование паропроводов, предназначенных для обеспечения паром в промышленных масштабах, как правило, первоначально проводилось в предположении, что транспортироваться будет именно перегретый пар. Поскольку в нынешних условиях транспортируется влажный пар, целесообразно выяснить, в чем состоят наиболее существенные особенности подхода к проектированию паропроводов влажного и перегретого пара (см. таблицу).

Паропроводы влажного пара	Паропроводы перегретого пара
Имеют, как правило, небольшую протяженность и прокладываются преимущественно в пределах производственных помещений с положительной температурой.	Проходят, в основном, по открытой местности и имеют протяженность до нескольких километров.
Снабжаются системой возврата конденсата, которая функционирует постоянно. Для надежного отвода конденсата применяются уклоны трассы порядка 4 мм/м, а также специальные вертикальные участки для разделения расходов конденсата по зонам дренирования. Расстояние между узлами дренирования составляет 30-50 м.	Конденсат образуется в переходных режимах прогрева и остывания паропроводов. Конденсат сбрасывается в ливневую или промышленную канализацию. При нормальной эксплуатации паропровода система дренирования отключается, поскольку предполагается, что конденсат при рабочих параметрах и расходах пара не образуется. Расстояние между узлами дренирования диктуется особенностями местности и прокладки паропровода и может составлять от нескольких сотен метров до километра. Нормальный уклон трассы считается равным 2 мм/м.
Направление уклонов горизонтальных участков должны в основном совпадать с направлением движения пара.	Направление уклонов по отношению к направлению движения пара не имеет принципиального значения.
На всем протяжении трассы устанавливаются специальные карманы того же диаметра, что и основной трубопровод для накопления конденсата, сепараторы для улавливания влаги из потока, а также конденсатоот- водчики постоянного действия. На контруклонах (если их не удается избежать) конденсатоотводчики устанавливаются с меньшим шагом, чем на участках с уклоном.	Специальные карманы для накопления конденсата, сепараторы и конденсатоотводчики, как правило, не устанавливаются. В случае, если карманы для накопления конденсата все же заложены в конструкцию паропровода, их диаметр принимается меньшим, чем диаметр основного паропровода.
В местах сопряжения труб различного диаметра применяют специальные эксцентрические переходники, позволяющие избегать местного скопления конденсата.	Устанавливаются концентрические переходники.
Для измерения необходимых характеристик потока влажного пара у потребителя применяются специальные приборы.	Расход пара измеряется с помощью расходомерных шайб.

Таким образом, основные различия особенностей проектирования паропроводов влажного и перегретого пара концентрируются вокруг условий отвода конденсата, а также в особенностях сведения теплового баланса.

Для паропроводов влажного пара все вопросы дренирования продумываются заранее, а для паропроводов, спроектированных для транспортировки перегретого пара, но используемых для транспортировки влажного пара, их приходится решать «как получится». В последнем случае удовлетворительное решение является весьма затруднительным и затратным, поскольку существующие паропроводы уже вписаны в техническую инфраструктуру, внесение изменений в которую (например создание условий для возврата конденсата) весьма проблематично. Кроме того, не все потребители готовы оплачивать безвозвратные потери, сопровождающие транспортировку влажного пара, если это не было предусмотрено исходными договорными отношениями.

Использование паропроводов перегретого пара для транспортировки влажного пара на практике выглядит следующим образом: во время эксплуатации все дренажные линии паропровода частично открываются и образующийся конденсат постоянно сливается в ливнестоки или промышленную канализацию. Если паропровод проходит по открытой местности, то надежное использование на нем конденсатоотвод- чиков (особенно при неравномерном суточном графике потребления пара) становится проблематичным, поскольку зимой они легко обмерзают и выходят из строя, допуская при этом существенный «проскок пара» в атмосферу.

Степень открытия дренажных линий проверяется и корректируется обслуживающим персоналом вручную один раз в полторы-две недели. Процесс корректировки осуществляется изменением положения запорных органов дренажных линий «на слух» - по специфическим шумовым характеристикам истечения. В силу этого процесс регулировки носит субъективный характер и зависит от текущего расхода пара к потребителям и квалификации персонала, проводящего обход. По существу, для обслуживающего персонала регулировка является лишь изменением проходного сечения задвижки: стабильное истечение обеспечивает степень открытия, при которой из дренажа идет пароводяная смесь с расходом, практически не зависящим от положения управляющего органа в достаточно широком диапазоне его перемещений. При дальнейшем увеличении проходного сечения задвижки из дренажа появляется большое количество пара, что считается браком в регулировке.

Распределение удаляемых объемов конденсата через отдельные узлы дренирования по длине паропровода неравномерно и зависит, по существу, от размеров участков, где осуществляется сбор конденсата, а эти размеры, в свою очередь, определяются рельефом местности, по которой проложен паропровод.

Ввиду того что конденсат в паропроводе находится на линии насыщения, его сброс через приоткрытую дренажную линию в окружающую среду приводит к вскипанию и резкому повышению паросодержания. Это, в свою очередь является причиной резкого изменения физических свойств потока дренажа. В частности, существенно изменяется характеристика, которая определяет темп эвакуации конденсата из паропровода, - скорость звука. Величина скорости звука задает величину предельного расхода конденсата через минимальное проходное сечение дренажной линии. На рис. 1 приведены известные экспериментальные данные по зависимости скорости звука а от объемного расходного паросодержания двухфазного потока β. Здесь скорость звука а=1500 м/с соответствует воде на линии насыщения, скорость звука а=330 м/с - насыщенному пару. В промежутке между значениями объемного паросодержания β=0,2-0,8 скорость звука резко снижается - ориентировочно до 20 м/с. Этот показатель не является стабильным и зависит от структуры двухфазного потока. При этом в отдельных случаях скорость звука может снижаться до 5-10 м/с.

Вопрос о том, что дренажные линии, работающие в критическом режиме истечения вскипающего конденсата, могут быть «узким местом» при транспортировке влажного пара в непредназначенных для этого паропроводах, ранее не поднимался, и общепринятых норм для оценки этого фактора не существует. Но, как будет показано ниже, эта особенность дренирования является значимой при рассмотрении эксплуатационной надежности и безопасности паропроводов.

Известно, что паропроводы влажного пара имеют следующие особенности эксплуатации, влияющие на их надежность и безопасность.

1. При возникновении дисбаланса между притоком и оттоком конденсата им в первую очередь заполняются участки паропроводов с более низкими геодезическими отметками.

2. Возникновение волн на поверхности ручья конденсата (при его достаточно высоком уровне) может привести к полному перекрытию проходного сечения трубопровода и возникновению конденсатной пробки. Такая водяная пробка, двигаясь со скоростью пара, обладает огромной кинетической энергией, которая высвобождается при встрече с препятствием (например гибом или запорным органом); в результате возникает явление гидравлического удара, который может привести к повреждению или разрушению паропровода или его отдельных элементов.

3. Явления, близкие к гидравлическим ударам, более вероятны при встречном направлении движения пара и конденсата, когда волны, образующиеся на поверхности потока, захватываются встречным потоком пара.

4. Если уровень расходного паросодержа- ния в паропроводе снижается до значения 0,3, возможно возникновение снарядного режима течения конденсата, которое по своему воздействию на паропровод аналогично продолжительной серии гидравлических ударов.

5. Возникновение снарядного режима течения возможно также в протяженных дренажных линиях, связывающих узлы отвода конденсата с ливнестоками, что может привести к повреждению штуцеров в зонах присоединения дренажных линий к основному паропроводу.

Если арматура дренажных линий в условиях эксплуатации осуществляет пропуск критических расходов конденсата, то при неравномерном суточном потреблении пара, а также при изменении температуры окружающей среды, возможно возникновение условий, при которых темп притока конденсата и темп его эвакуации будут существенно отличаться.

Дисбаланс между притоком и оттоком конденсата с учетом возможности его накопления может стать причиной полного или частичного заполнения отдельных участков паропровода конденсатом и, как следствие, - возникновения гидравлических ударов.

Под условиями накопления конденсата следует понимать профиль прокладки паропровода, при котором на трассе имеется участок относительно небольшой протяженности, в котором уровень конденсата может полностью или частично перекрыть проходное сечение трубы. Это может быть участок между двумя вертикально расположенными компенсаторами или участок с уклоном и контруклоном, или участок с уклоном, ограниченный вертикальным компенсатором.

Рассмотрим пример конкретного паропровода общей протяженностью около 5 км, на котором длина одного из участков сбора конденсата

Ду500 мм, ограниченного уклоном и контруклоном, составляет примерно 1 км.

Пар от ТЭЦ имеет начальное давление 1,37 МПа и температуру 250 ОС. Паропровод первоначально рассчитывался на пропуск примерно 35 кг пара в секунду. Этот расход обеспечивал сохранение перегрева на всей протяженности паропровода от ТЭЦ до потребителей. В настоящее время реальный расход пара составляет 7-10 кг/с, при этом на большей длине паропровода транспортируется влажный пар. Расчетная схема рассматриваемого паропровода приведена на рис. 2.

Конкретная задача для рассматриваемого паропровода сформулирована следующим образом. Предположим, что положение запорных органов дренажной линии при начальных условиях теплообмена с окружающей средой и некотором заданном потреблении пара обеспечивает полную эвакуацию образующегося конденсата (нулевой баланс между его притоком и стоком). Необходимо получить ответ на вопрос: может ли при изменившихся условиях теплообмена с окружающей средой или условиях потребления пара за интервал времени между очередными проверками в паропроводе скопиться достаточное количество конденсата, чтобы полностью или частично (на 50-70%) перекрыть его проходное сечение?

Теплогидравлический расчет рассматриваемого паропровода проводился в следующих приближениях:

■ поправочный коэффициент на местные тепловые потери принимался равным β=1,15;

■ толщина тепловой изоляции на участках трубопровода Ду400, Ду500 и Ду600 мм принималась равной 100 мм; на Ду150, Ду200 и Ду250 мм - 80 мм;

■ принято, что трубопровод покрыт теплоизоляцией из минеральной ваты с коэффициентом теплопроводности λиз=0,045+0,00021χtм, где

Температура металла трубы;

■ в двухфазной области поток пара принимался равновесным и гомогенным, что позволяло использовать в качестве одной из основных характеристик потока расходное паросодержание х;

■ термическое сопротивление теплоотдаче от пара к стенке трубы определялось по формуле: Rn=1/(π*αn*d), где αn - коэффициент теплоотдачи от пара к стенке; d - внутренний диаметр трубопровода;

■ термическое сопротивление тепловой изоляции подсчитывалось по формуле: Rиз=ln[(D+2δ)/D]/(2πλиз), где D - внутренний диаметр трубопровода; δ - толщина слоя тепловой изоляции;

■ термическое сопротивление теплоотдаче от поверхности тепловой изоляции к воздуху принималось равным Rв=1/[παв(D+2δ)], где αв - коэффициент теплоотдачи от поверхности тепловой изоляции к воздуху; принимался равным 29 Вт/(м2. О С).

■ суммарное термическое сопротивление:

R=Rп+Rиз+Rв;

■ удельные тепловые потери паропровода определялись по формуле: q=Δt/R, где Δt - разница между температурой пара и температурой воздуха;

■ тепловые потери Q участка паропровода длиной l определялись по формуле: Q=qx/x β, где β - коэффициент местных тепловых потерь;

■ количество конденсата, выпавшего на участке паропровода единичной длины в единицу времени, определялось по формуле: Gк=q×l×β/r, где r - скрытая теплота парообразования;

■ массовое расходное паросодержание потока корректировалось с учетом Gк;

■ коэффициент трения принимался равным значению 0,004, что учитывало как потери давления в местных сопротивлениях, так и состояние внутренней поверхности трубопровода.

Система дифференциальных уравнений, описывающих изменение давления и энтальпии на каждом шаге по длине трубы, решалась методом Рунге-Кутта. Предварительно определялась величина минимального шага, для которой конечный результат решения отличался от варианта вдвое большего шага не более чем на 5%.

Физические свойства воды и водяного пара рассчитывались на основе известных полиномиальных аппроксимаций экспериментальных данных, приведенных в .

Зона перехода от свойств перегретого пара к свойствам насыщенного пара определялась в итерационном процессе с десятикратным уменьшением шага по длине трубы.

Программа проведения расчета режима транспортировки была написана на языке VBA.

Анализ документации по профилю прокладки рассматриваемого паропровода показал, что для перекрытия значительной части сечения трубы Ду500 мм достаточно ее заполнения конденсатом на длине паропровода порядка 150 м. Это соответствует объему около 30,6 м3 или (при плотности ρ=872 кг/м3) примерно Ркр=26683 кг конденсата.

Если расход конденсата g1, полученного на рассматриваемом участке, полностью удаляется из паропровода в критическом режиме истечения (т.е. при истечении через установленное при регулировке проходное сечение задвижки), а изменившийся расход конденсата равняется g2 и g2>g1, то разница Δg=g2-g1 будет характеризовать скорость заполнения паропровода конденсатом. Отметим также, что при g2

Поставленная задача является многопараметрической. В частности, расход пара от ТЭЦ определяется не только потребностями его потребителей. На пути до них пар теряет давление, температуру и становится влажным. Изменение этих характеристик зависит от начального расхода пара, его распределения по потребителям и температуры наружного воздуха. Часть пара конденсируется и отводится через дренажные линии. Расход отводимого конденсата, в свою очередь, зависит от распределения расходов между потребителями и температуры наружного воздуха.

Если интервал времени t между осмотрами и регулировкой дренажной системы равен 10 суткам (что составляет 240 ч или 864 тыс. с), то массу скопившегося в паропроводе за это время конденсата можно определить по формуле: P=c^g.

Таким образом, для выполнения условия Р>Ркр для рассматриваемого паропровода необходимо и достаточно, чтобы выполнялось условие:

Δgκр>Pκр/τ=26683/864000=0,030883 (кг/с).

С другой стороны, значение критического расхода двухфазного потока конденсата дкр

можно определить из зависимости, характеризующей условия его истечения из задвижки с заданным проходным сечением F0 :

g кр =μ Rd роWкр,

где μ - коэффициент, зависящий от условий истечения: для относительно плавного сужения и расширения канала, характерного для седла запорного органа, μ=2,4 (при скачкообразном изменении профиля течения значение μ выше); ро

Плотность потока пароводяной смеси за задвижкой, зависящая от расходного паросодержания потока x; wkf, - скорость звука в пароводяной смеси. Из результатов теплогидравлических расчетов, некоторые из которых будут приведены ниже, следует, что расход конденсата через дренажную линию на рассматриваемом участке в среднем составляет g=0,3 кг/с.

Проходное сечение задвижки представим круглым отверстием с эквивалентным диаметром 0кр, тогда при wkf,=20 м/с получим:

dκр=0,5=(0,007956/ρо)0,5.

Для оценки значения 0кр рассмотрим три случая:

1. x=0,9 (во вскипающем потоке преобладает пар), тогда ро=0,65589 кг/м3 и 0кр1=0,1101 м (110,1 мм);

2. x=0,5 (во вскипающем потоке половина пара и половина воды), тогда ро=1,18 кг/м3 и 0кр2=0,08211 м (82,11 мм);

3. x=0,1 (во вскипающем потоке преобладает вода), тогда ро=5,87 кг/м3 и 0кр3=0,0368 м (36,8 мм).

Дренажные трубопроводы на рассматриваемом паропроводе выполнены в основном из труб Ду150 мм. На это же проходное сечение рассчитаны и установленные задвижки. Как видно из приведенных данных, полученные критические проходные сечения лежат в пределах регулировочного диапазона проходного сечения задвижек. Таким образом, возникновение критического режима истечения из дренажных линий с последующим накоплением конденсата возможно.

При проведении теплогидравлических расчетов рассматриваемого паропровода учитывалось, что расход пара к потребителю № 5 незначителен и равен примерно 5% расхода к потребителю № 4 (см. рис. 2).

Для наглядного представления некоторые результаты расчетов для контрольного участка представлены в графическом виде на рис. 3. Как следует из этих данных, в значительном диапазоне расходов пара от ТЭЦ количество конденсата, образующегося на контрольном участке, зависит только от температуры окружающего воздуха и не зависит от распределения нагрузки между потребителем № 1 и суммарной нагрузки потребителей № 5 и 4. Эта часть диапазона паровых нагрузок в принципе может быть

отслежена сотрудниками компании-владельца паропровода и учтена при выборе момента для проведения регулировки в том случае, когда температура воздуха снижается. Однако, начиная с расхода пара от ТЭЦ порядка 8 кг/с, количество образующегося конденсата начинает существенно зависеть от перераспределения паровой нагрузки между потребителем № 1, с одной стороны, и потребителями № 5 и 4 - с другой. Это перераспределение не может быть отслежено по внешним признакам в условиях, когда общий расход пара от ТЭЦ сохраняется, а температура воздуха остается стабильной.

Из результатов расчетов также следует, что при расходе пара 10 кг/с и выше в месте разветвления потока к потребителю № 1 и потребителями № 5 и 4 пар сохраняет перегрев. Во всех остальных режимах в точке разветвления находится влажный пар.

При минимальном расходе пара от ТЭЦ, равном 7 кг/с, доле общего расхода на потребителей № 5 и 4, равной 0,4, и температуре воздуха 20 ОС расходное паросодержание x в потоке к потребителю № 4 равно примерно 0,2. По существу, это поток пароводяной смеси, движущейся в снарядном режиме. Близкая характеристика расходного паросодержания получается для этого режима и при -10 ОС. Во всех остальных режимах пар у потребителя № 4 сохраняет относительно приемлемые характеристики расходного паросодержания.

Рассмотрим случай зимнего режима потребления пара, когда эвакуация конденсата на контрольном участке задана при исходном расходе пара 10 кг/с, доле расхода на потребителей № 5 и 4, равной 0,7, и температуре окружающего воздуха

5 ОС (зависимости для этой температуры на рис. 3 не показаны. - Прим. ред.). Этому случаю соответствует расход конденсата на контрольном участке, равный g1=0,2702 кг/с. При снижении расхода пара от ТЭЦ до 9 кг/с при той же доле расхода к потребителям № 5 и 4, и той же температуре наружного воздуха расход конденсата на контрольном участке увеличится до g2=0,32719 кг/с. Для этого случая Δg=0,05699 кг/с, т.е. больше Δgкp=0,030883 кг/с.

Рассмотрим случай летнего режима потребления пара, когда эвакуация конденсата на контрольном участке задана при расходе пара 9 кг/с, доле расхода на потребителей № 5 и 4, равной 0,5, и температуре окружающего воздуха 20 ОС. Этому случаю соответствует расход конденсата, равный g1=0,24798 кг/с. При снижении расхода пара от ТЭЦ до 8 кг/с, при той же доле расхода к потребителям № 5 и 4, и той же температуре воздуха расход конденсата увеличится до g2=0,29481 кг/с. Для этого случая Δg=0,04683 кг/с, т.е. больше Δgкp.

Заключение

Таким образом, результаты выполненных теплогидравлических расчетов подтверждают реальную возможность возникновения опасных режимов эксплуатации паропроводов, спроектированных для транспортировки перегретого пара в малорасходных режимах с конденсацией. Кроме того, на нескольких гибах рассмотренного выше контрольного участка паропровода при визуальном контроле были обнаружены трещины на растянутых образующих, а также смещения некоторых скользящих опор со своих оснований в направлении движения потока пара, что является прямым свидетельством имевших место опасных режимов.

Литература

1. М.П. Вукалович, С.Л. Ривкин, А.А. Александров. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. - М.: Изд-во стандартов, 1969. - 408 с.

2. Е.И. Идельчик. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. - М.: Машиностроение, 1992. - 672 с.

В процессе выпаривания растворов возникают температурные потери, общая величина которых складывается из физико-химической (концентрационной) температурной депрессии гидростатической депрессии и гидравлической депрессии

Физико-химическая температурная депрессия равна разности между температурой кипения раствора и температурой кипения чистого растворителя (температурой вторичного пара) при данном давлении. Раствор кипит при более высокой температуре, чем чистый растворитель. Для раствора поваренной соли NaCI по мере повышения концентрации температура кипения повышается до тех пор, пока раствор не достигнет предельной концентрации 26 %. При такой концентрации и атмосферном давлении раствор закипит при температуре 107,5 о С, а выделяющиеся пары растворителя будут иметь температуру 100 о С, т.е. температуру кипения чистой воды.

Таким образом, при кипении раствора в выпарном аппарате температура выделяющегося пара всегда меньше температуры кипения раствора. Эту разность температур и называют физико-химической температурной депрессией или просто температурной депрессией и обозначают :

(1.6)

где температура кипения раствора; t в.п – температура выделяющихся паров растворителя (воды).

Температурная депрессия увеличивается с повышением концентрации раствора и различна для разных растворов. В справочниках обычно приводятся значения температурной депрессии для кипящих растворов при нормальном атмосферном давлении. Для расчета температурной депрессии растворов при давлениях, отличных от нормального, при наличии данных из таблиц для нормальной депрессии пользуются формулой И.А. Тищенко

(1.7)

где - температурная депрессия при данном давлении; - температурная депрессия при нормальном давлении; Т – абсолютная температура кипения воды при данном давлении; r – теплота парообразования воды при данном давлении.

Формула (1.7) дает удовлетворительные результаты только для водных растворов, обладающих малой температурной депрессией.

Значения нормальной температурной депрессии для некоторых растворов в зависимости от их концентрации приведены на рис. 1.4.

При нахождении температурной депрессии по формуле (1.6) необходимо определять температуру кипения раствора при различных давлениях. Для этого можно использовать эмпирический закон Бабо, по которому отношение давления насыщения пара р р при той же температуре есть величина постоянная, для данной концентрации не зависящая от температуры кипения, т.е.

. (1.8)

Рис. 1.4. Изменение температурной депрессии в зависимости от концентрации раствора при кипении:

1 - KOH; 2 - KCI; 3 - KJ; 4 – KNO 3 ; 5 – K 2 CO 3 ; 6 – MgCI 2 ; 7 – MgSO 4 ; 8 - NaOH; 9 – NaNO 3 ; 10 - NaCI; 11 – Na 2 SO 4 ; 12 – NH 4 NO 3 ; 13 – C 5 H 10 O 5 ; 14 – CaCI 2 ; 15 – K 2 Cr 2 O 7

Таким образом, если температура кипения раствора данной концентрации при атмосферном давлении известна, то вычислить температуру кипения его при любом другом давлении просто. Следует иметь в виду, что закон Бабо дает достаточно точные результаты только для разбавленных (слабо концентрированных) растворов.

На рис. 1.5. представлена схема и температурный график выпарной установки с учетом всех видов депрессий.

На оси абсцисс графика представлены температуры, а на оси ординат показаны положения температурных точек в установке. В соответствии с изложенным выше точка 4 соответствует средней температуре кипения раствора, а разность между точками 4 и 7 характеризует все виды депрессий. Следовательно, разность между температурами греющего пара (точка 2) и кипения раствора (точка 4) является полезной разностью температур.

Рис. 1.5. Схема аппарата и температурный график выпарной установки:

1-2-конденсация греющего пара (без учета охлаждения конденсата); 3-5- изменение температуры кипения под действием гидростатического столба жидкости; 4 – температура кипения раствора; 5-6 концентрационная температурная депрессия; 6-7-гидродинамическая температурная депрессия

При выпаривании циркулирующих растворов температурную депрессию следует вычислять по конечной концентрации раствора, а при отсутствии циркуляции, т.е. при однократном прохождении раствора, по средней его концентрации в корпусе.

Повышение температуры кипения растворов вследствие гидростатического давления. В выпарном аппарате давление на жидкость в верхних и нижних слоях неодинаково, следовательно, температура кипения раствора по всей высоте аппарата также различна. Пузырьки пара, находящиеся в нижних слоях жидкости, и, следовательно, должны иметь большее давление, чем на поверхности. Этим объясняется более высокая температура кипения жидкости в нижних слоях.

Гидростатическое давление в среднем слое будет равно, Па,

(1.9)

где плотность раствора в п -ном корпусе, кг/м 3 ; высота столба жидкости в аппарате, м; g - ускорение силы тяжести, м/с 2 .

Если прибавить это давление к давлению в паровом пространстве аппарата, то получим общее давление на средней глубине жидкости , и по таблицам насыщенного водяного пара находиться температура кипения воды, соответствующая этому давлению. Вычитая из найденной температуры температуру кипения воды при данном давлении в паровом пространстве, получим температурную потерю вследствие гидростатического давления. В дальнейшем эту потерю по отдельным корпусам будем обозначать через

Практически гидростатическое давление оказывает меньшее влияние на температурные потери, чем это следует из формулы (1.9), так как при кипении образуется смесь пара с жидкостью, и поэтому значительно уменьшается плотность столба жидкости в трубах.

Гидростатический эффект стремятся свести к минимуму, конструируя выпарные аппараты таким образом, чтобы процесс выпаривания протекал в весьма тонком слое. Можно считать, что в аппаратах пленочного типа влияние гидростатического давления практически полностью устранено .

Охлаждение вторичного пара в паропроводах между корпусами . Вторичный пар, следуя из парового пространства предыдущего корпуса в нагревательную камеру следующего корпуса, должен преодолеть некоторое сопротивление; это вызывает уменьшение его давления, приводящее к понижению температуры пара. При этом чем больше скорость пара в паропроводе и длиннее паропровод, тем большим будет снижение температуры. На основании опытных данных падение температуры в паропроводах между всеми корпусами без большой ошибки принимают обычно одинаковым и равным 0,5-1,5 о С для каждого аппарата .

1.3. Типовые конструкции выпарных аппаратов

В литературе описано большое количество конструкций аппаратов, применяемых как ранее, так и сейчас в химической, сахарной и других отраслях промышленности. Строгой и общепринятой классификации выпарных аппаратов нет, однако их можно классифицировать по ряду признаков:

По расположению поверхности нагрева – на горизонтальные, вертикальные и, реже, наклонные;

По роду теплоносителя – с паровым обогревом, газовым обогревом, обогревом высокотемпературными теплоносителями (масло, даутерм, вода под высоким давлением), с электрообогревом. Чаще всего применяют паровой обогрев, поэтому в дальнейшем внимание будет уделено аппаратам с паровым обогревом;

По способу подвода теплоносителя – с подачей теплоносителя внутрь трубок (кипение в большом объеме) или в межтрубное пространство (кипение внутри кипятильных труб);

По режиму циркуляции – с естественной и искусственной (принудительной) циркуляцией;

По кратности циркуляции – с однократной и многократной циркуляцией;

По типу поверхности нагрева – с паровой рубашкой, змеевиковые и, наиболее распространенный, с трубчатой поверхностью различной конфигурации.

К конструкции выпарных аппаратов предъявляются следующие требования:

Простота, компактность, надежность, технологичность изготовления, монтажа и ремонта;

Стандартизация узлов и деталей;

Соблюдение требуемого режима (температура, давление, время пребывания раствора в аппарате), получение полупродукта или продукта необходимого качества и требуемой концентрации, устойчивость в работе, по возможности более длительная работа аппарата между чистками при минимальных отложениях осадков на теплообменной поверхности, удобство обслуживания, регулирования и контроля за работой;

Высокая интенсивность теплопередачи (высокое значение К ), малый вес и невысокая стоимость одного квадратного метра поверхности нагрева.

Более существенным признаком классификации выпарных аппаратов является характер движения растворов в аппарате и кратность его циркуляции. Можно выделить: аппараты с естественной циркуляцией раствора; с принудительной циркуляцией и пленочные. Особое положение занимают контактные выпарные аппараты с погружными горелками.

1.3.1. Циркуляция растворов в выпарных аппаратах

Циркуляция растворов в выпарных аппаратах улучшает теплообмен и уменьшает отложения солей на стенках труб. Образующиеся в растворе кристаллы выделяются из пульпы в специальных солеотделителях, фильтрах и центрифугах. Для устранения инкрустации поверхности нагрева скорость раствора на входе в греющие трубы должна быть не менее 2,5 м/с.

В аппаратах может быть применена однократная и многократная циркуляция раствора, причем многократная циркуляция может быть естественной и принудительной.

Кратностью циркуляции К называют отношение количества раствора G , кг/ч, проциркулировавшего через сечение растворного пространства выпарного аппарата, к количеству выпаренной влаги W , кг/ч:

К=G/W . (1.10)

Естественная циркуляция (рис. 1.6) возникает из-за разности плотностей кипящего раствора в опускных каналах и кипящего раствора в подъемных трубах . Движущий напор р дв в циркуляционном контуре длиной L можно выразить следующей формулой:

р дв =L (). (1.11)

При установившемся режиме циркуляции этот напор уравновешен суммой гидравлических сопротивлений в опускном и подъемном каналах контура:

р дв = (1.12)

Чем меньше , т.е. чем больше доля пара в парожидкостной смеси, тем больше движущий напор и тем выше скорость циркуляции. С увеличением скорости раствора растетет гидравлическое сопротивление тракта. Скорость циркуляции раствора может быть найдена при совместном решении уравнений (1.11) и (1.12), если движущий напор и сопротивления в контуре будут выражены в виде функции скорости циркуляции. Расчет производится с учетом следующих допущений:

1. Скорость пара относительно раствора равна нулю.

2. Коэффициент теплопередачи и температурный напор между греющим паром и раствором по высоте труб приняты постоянными.

3. Введено понятие приведенной скорости - скорости одной из фаз, отнесенной к полному сечению канала. Так, приведенная скорость пара, образующегося на выходе из кипятильной трубы, выражается равенством

=W

где W =- паропроизводительность кипятильной трубы, кг/с; - плотность пара, кг/м 3 ; r – теплота парообразования вторичного пара, кДж/кг; d вн и L 1 – внутренний диаметр и длина кипятильной трубы, м; К – коэффициент теплопередачи, Вт/(м 2 · К); - температурный напор между греющим паром и кипящим раствором, К.

Из формулы (6.2) видно, что потери давления в трубопроводах прямо пропорциональны плотности теплоносителя. Диапазон колебаний температуры в водяных тепловых сетях . В этих условиях плотность воды составляет .

Плотность же насыщенного пара при составляет 2,45 т.е. примерно в 400 раз меньше.

Поэтому допустимая скорость движения пара в трубопроводах принимается значительно большей, чем в водяных тепловых сетях (примерно в 10-20 раз).

Отличительная особенность гидравлического расчета паропровода заключается в необходимости учета при определении гидравлических потерь изменения плотности пара.

При расчете паропроводов плотность пара определяют в зависимости от давления по таблицам. Так как давление пара в свою очередь зависит от гидравлических потерь, расчет паропроводов ведут методом последовательных приближений. Сначала задаются потерями давления на участке, по среднему давлению определяют плотность пара и далее рассчитывают действительные потери давления. Если ошибка оказывается недопустимой, производят пересчет.

При расчете паровых сетей заданными являются расходы пара, его начальное давление и необходимое давление перед установками, использующими пар.

Удельную располагаемую потерю давления в магистрали и в отдельных расчетных участках, , определяют по располагаемому перепаду давления:

, (6.13)

где длина основной расчетной магистрали, м ; величину для разветвленных паровых сетей принимают 0,5.

Диаметры паропроводов подбираются по номограмме (рис.6.3) при эквивалентной шероховатости труб мм и плотности пара кг/м 3 . Действительные значения R Д и скорости пара подсчитываются по средней действительной плотности пара:

где и значения R и , найденные по рис. 6.3. При этом проверяется, чтобы действительная скорость пара не превышала максимально допустимых значений: для насыщенного пара м/с ; для перегретого м/с (значения в числителе принимаются для паропроводов диаметром до 200 мм , в знаменателе - больше 200 мм , для отводов эти значения можно увеличивать на 30 %).

Так как значение в начале расчета неизвестно, то им задаются с последующим уточнением по формуле:

, (6.16)

где , удельный вес пара в начале и конце участка.

Контрольные вопросы

1. Каковы задачи гидравлического расчета трубопроводов тепловой сети?

2. Что такое относительная эквивалентная шероховатость стенки трубопровода?

3. Приведите основные расчетные зависимости для гидравлического расчета трубопроводов водяной тепловой сети. Что такое удельная линейная потеря давления в трубопроводе и какова ее размерность?

4. Приведите исходные данные для гидравлического расчета разветвленной водяной тепловой сети. Какова последовательность отдельных расчетных операций?

5. Как производится гидравлический расчет паровой сети теплоснабжения?