Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

ВЫБОР И РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НАГНЕТАТЕЛЕЙ

Методические указания по выполнению практических занятий по курсу «Тепловые двигатели и нагнетатели»

для студентов всех форм обучения специальностей

140104 – Промышленная теплоэнергетика

140106 – Энергообеспечение предприятий

 

 

Екатеринбург

2010

УДК 621.635

Составитель: А.С. Колпаков

Научный редактор проф., д-р техн. наук В.А. Мунц

Выбор и расчет параметров нагнетателей: Методические указания к практическим занятиям по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели»

/А.С. Колпаков, Екатеринбург: УрФУ, 2011. 109 с.

 

    Изложена методика выбора тягодутьевого оборудования и насосов, приведены примеры расчета их основных параметров и построения  характеристик.

    Библиогр.: 8 назв. Рис. 35. Табл. 25.

    Подготовлено кафедрой «Промышленная теплоэнергетика».

Цель практических занятий

Цель практических занятий – закрепление теоретических знаний в процессе практического решения конкретной инженерной задачи – выбора тягодутьевого оборудования и насосов, а также расчета их эксплуатационных параметров; ознакомление со специальной литературой и номенклатурой выпускаемых промышленностью изделий, развитие творческой инициативы студентов и инженерного мышления.

Объектом практических занятий является энергетическое оборудование для перемещения газов и жидкостей.

СОДЕРЖАНИЕ

стр.

1. Выбор типа центробежного вентилятора общего назначения,

    его исполнения и мощности электропривода                         3

2. Выбор энергетических тягодутьевых машин                          9

3. Выбор энергетических насосов и расчет их параметров       28

        

Пример 1.

Требуется выбрать центробежный вентилятор исполнения 1, обеспечивающий производительность Q = 12 тыс. м³/ч, полное давление p = 108 кгс/м² при температуре воздуха t = 60°C.

Решение.

Приведем заданное давление к стандартным условиям. Для этого определим плотность воздуха при t = 60°C:

.

Приведенное к стандартным условиям давление составит:

.

Рассчитаем быстроходность задания при стандартных частотах вращения асинхронных электродвигателей на основании соотношения (1):

 

n, об/мин…………..725 960 1450 2900

n _s…………………….36  48    73  146

 

Возможные значения быстроходности для центробежных вентиляторов: n _s = 36; 48; и 73. Быстроходность n _s = 146 соответствует области режимов работы осевых вентиляторов.

Рассмотрим возможность использования серийных вентиляторов, обеспечивающих параметры проектного задания.

Из наиболее широко применяемых аэродинамических схем Ц 4-70, Ц 4-76, Ц 14-46, Ц 10-28, Ц 8-18 по данным выполненного расчета могут быть использованы первые три.

Согласно таблице П.4 наибольшей экономичностью обладают вентиляторы аэродинамической схемы Ц 4-76.

Эксплуатационный КПД вентиляторов уточняется по сводному полю характеристик каждой схемы.

Произведем выбор вентилятора, руководствуясь сводным полем характеристик вентиляторов наиболее используемых схем (Рис. П.5).

Параметры рабочей точки обеспечивают вентиляторы Ц 14-46 № 5 (n = 980 об/мин), Ц 4-70 № 6,3 (n = 1450 об/мин) и Ц 4-76 № 8 (n = 1450 об/мин). Вентилятор Ц 4-76 № 8 обладает большими габаритами, поэтому целесообразно сравнение вентиляторов аэродинамических схем Ц 14-46 и Ц 4-70.

Схема Ц 4-70 экономичнее: его максимальный КПД на 9 % выше, чем у Ц 14-46 (см. табл. П.4). Однако вентилятор этой схемы более габаритный, чем вентилятор схемы Ц 14-46, поэтому, если требование малогабаритности является решающим, следует выбрать Ц 14-46 № 5. В противном случае необходимо выбрать более экономичный вентилятор Ц 4-70 № 6,3.

При окончательном выборе вентилятора целесообразно сравнение вариантов по уровню создаваемого шума [3].

Пример 2.

Расчетное сопротивление вентиляционной системы при расходе воздуха 30 тыс. м ³/ч составляет 1220 Па. При выборе вентилятора его давление завышено на 15 % и составляет 1400 Па. Требуемым параметрам в соответствии с рабочими характеристиками удовлетворяют вентилятор Ц4-76-10 с к.п.д. при n =950 об/мин  (лопатки загнуты назад) и вентилятор Ц14-46-8 с к.п.д. в рабочей точке при n=735 об/мин =0.68 (лопатки загнуты вперед).

Расходуемая мощность Ц4-70-10 составит N=(30000 1400)/(3600 1000 0,78) = 15,0 кВт.

ТаблицаП.4

Для Ц14-46-8 эта величина равна N=(30000 1400)/(3600 1000 0,68) =17,2 кВт.

При точно выполненных расчетах фактические рабочие точки сместятся по напорным характеристикам вентиляторов. Фактическая подача Ц4-76-10 будет равна Q=31,6 тыс. м³/ч при давлении P=1350 Па и КПД =0.8, а для вентилятора Ц14-46-8 соответственно Q=32,7 тыс. м³/ч при P=1500 Па и =0,67.

Расходуемые мощности составят:

Ц4-70-10:N= (31600 1350)/(3600 1000 0,8) = 14,9 кВт.

Ц14-46-8:N= (32700 1500)/(3600 1000 0,67) = 20,4 кВт.

 

Таким образом, в случае вентилятора с лопатками загнутыми вперед перерасход электроэнергии составит 18 %. При запасе по давлению 10 % перерасход равен 8 %.

Коэффициент запаса по давлению безусловно должен выбираться с учетом опытных результатов. Данные аэродинамических испытаний вентиляторов говорят о том, что этот коэффициент для колес с лопатками назад можно принимать равным 1,0, а для колес с лопатками вперед 1,1.

Итогом обычного метода выбора мощности двигателя по СНиП II-33 является ее завышение и, как результат, перерасход электроэнергии агрегатом.

Рассмотрим примеры возможных вариантов выбора мощности электродвигателя.

 

Пример 3.

Определить установочную мощность электродвигателя для вентилятора с расходом воздуха Q=14 тыс. м³/час при полном давлении P=1000 кПа.

Решение:

Выбран вентилятор Ц4-70-6,3 с КПД в рабочей точке  Его мощность при запасе по КПД 5% составляет:

 

N= (1.05 1.0 14000 1000)/(3600 1000 0.76)=5,37 кВт

С учетом запаса по мощности 10% мощность привода должна составить в соответствии со СНиП II-33 N= (1,1 14000 1000)/(3600 1000 0,76)=5,63 кВт.

При отказе от резервирования по мощности и учете реального исполнения вентилятора мощность составит:

при исполнении 1: N=5,37/1.0=5.37 кВт;

при исполнении 3: N=5,37/0,98=5,48 кВт;

при исполнении 7: N=5,37/0,95=5,65 кВт.

 

Выбран вентилятор Ц14-46-5 с КПД в рабочей точке =0,61. При запасе по КПД 5% и давлению 10 % его мощность составит:

N= (1,05 1,1 14000 1000)/(3600 1000 0,61)=7,36 кВт

По СНиП II-33 N=(1,1 14000 1000)/(3600 1000 0,61)=6,37 кВт

С учетом КПД передачи:

при исполнении 1: N=7,36/1=7.36 кВт

при исполнении 3: N=7,36/0,98=7,51 кВт

при исполнении 7: N=7,36/0,95=7,75 кВт

 

Таким образом, в случае вентилятора с лопатками назад существенного расхождения с методикой СНиП II-33 не отмечается. Однако для вентилятора с лопатками вперед рабочий режим соответствует перегрузке, и двигатель выйдет из строя преждевременно.

Приведенные примеры наглядно показывают, что вентиляторы, имеющие колеса с лопатками вперед обладают не только невысоким КПД, но и вызывают трудности с выбором привода.

 

 

Пример выбора дымососа

На основании аэродинамического расчета на номинальную нагрузку котельного агрегата расход дымовых газов перед дымососом при υ = 140^оС, h_бар = 760 мм рт. ст. и ρ = 0,135 кгс·сек²/м⁴ составляет Q = 218·10³ м³/ч, а перепад полных давлений в тракте, определенный с учетом среднего барометрического давления для места установки котельного агрегата h_бар = 730 мм рт. ст., Δ H_п = 222 мм вод. ст.

Определяется расчетный режим дымососа, включающий нормативные запасы: Q_р = 1,1·218·10³·(760/730) = 250·103 м³/ч, H_р = 1,2·222 = 266 мм вод. ст.

Указанные данные следует привести к номинальной плотности, для которой даются характеристики дымососов заводами-изготовителями (воздух ρ°= 0,132 кгс·сек²/м⁴; h_бар = 760 мм рт. ст., t = 100°C и 200°С).

Переходный коэффициент

 

 для 100°С

 для 200°C.

Приведенные параметры расчетного режима составят:

 

Q_р = 250·10³ м³/ч;

H_р^пр = 1,13·266 = 300 мм вод. ст. для 100°C;

H_р^пр = 0,89·266 = 237 мм вод. ст. для 200°C.

 

Из сводных графиков характеристик дымососов 0,7-37^* (рис. П.1) и дымососов 0,62-40 (рис. П.2) следует, что требуемые параметры могут быть удовлетворены тремя машинами: а) дымососом двустороннего всасывания 0,7-37 типоразмера Д-20×2 при 590 об/мин; б) дымососом двустороннего всасывания 0,62-40 типоразмера ДН-22×2 при 740 об/мин; в) дымососом одностороннего всасывания 0,62-40 типоразмера ДН-24 при 740 об/мин.

Для выбора оптимального из указанных дымососов необходимо сравнить значения их эксплуатационной экономичности, построив график η_э = f(D/D_ном).

При отсутствии характеристики дымососа Д-20×2 для 590 об/мин можно воспользоваться характеристикой этой машины при 740 об/мин (рис. П.3), пересчитав приведенные параметры расчетного режима на 740 об/мин с использованием формул пропорциональности:

м³/ч;

мм вод.ст.

Коэффициент полезного действия на расчетном режиме составляет 67,5% для дымососа Д-20×2, 77% для дымососа ДН-22×2 и 72% для дымососа ДН-24 (Рис. 7).

 

 

__________________________________________________________________

*Дымососы данного типа, относящиеся к снятой с производства аэродинамической схеме 0,7-37, выпускаются заводом «Красный котельщик» (г. Таганрог) для ремонтных нужд предприятий.

Рис. 7. Характеристики дымососов: а - Д-20×2 при n = 740 об/мин, h_бар = 760 мм рт. ст., t = 200°C; б - ДН-22×2 при n = 740 об/мин, h_бар = 760 мм рт. ст., t = 100°C; в - ДН-24 при n = 740 об/мин, h_бар = 760 мм рт. ст., t = 100°C;

 

 

Для определения эксплуатационной экономичности рассматриваемых дымососов при различных нагрузках котла необходимо нанести на характеристику дымососов характеристику газового тракта. Для упрощения принимается линейная зависимость расхода Q и квадратичный закон изменения перепада давлений Δ H_п от паропроизводительности котла. В этом случае характеристика тракта является параболой Δ H_п = KQ². Каждой точке характеристики тракта, нанесенной на соответствующую характеристику дымососа (см. рис. 7), отвечает определенное значение эксплуатационного КПД дымососа.

В таблице 14 приведены расчетные данные для построения характеристики тракта и значения η_э для сравниваемых дымососов.

Данные таблицы 15 позволяют построить зависимость η_э = f(D/D_ном) (рис. 8). Из рисунка видно, что в диапазоне нагрузок котла D/D_ном = 1,05¸0,6 наиболее экономичным оказывается дымосос одностороннего всасывания ДН-24.

 

 

Рис. 8. Зависимость эксплуатационного КПД от нагрузки котельного агрегата для дымососов Д-20×2, ДН-22×2 и ДН-24

 

Таблица 14.

Данные для построения графика эксплуатационного КПД дымососов

 

Режим D/Dном	Q, тыс. м3/ч	Δ Hп, мм вод.ст.	Q, тыс. м3/ч	Δ Hп, мм вод.ст.	Эксплуатационный КПД ηэ, %
	приведено к характеристике Д-20×2 при 740 об/мин и 200оС		приведено к характеристике ДН-22×2 и ДН-24 при 740 об/мин и 100оС		Д-20×2	ДН-22×2	ДН-24
1,1 1,0	313 284	370 306	250 228	300 250	67,5 61,0	77 66	72 68
0,9 0,8	255 227	248 196	205 182	202 160	53,5 42	56 42	59 47
0,7 0,6	198 170	150 110	160 137	123 90	33 24	32 22	36 25

Из рисунка видно, что в диапазоне нагрузок котла D/D_ном = 1,05¸0,6 наиболее экономичным оказывается дымосос одностороннего всасывания ДН-24.

Эксплуатационная экономичность этого дымососа при большой глубине регулирования может быть дополнительно повышена путем применения комбинированного способа регулирования направляющим аппаратом и двускоростным электродвигателем с частотой вращения 740/590 об/мин. Для построения зависимости η_э = f(D/D_ном) для этого случая следует продолжить характеристику тракта до пересечения с кривой полного

 

давления машины при полностью открытом направляющем аппарате. Точка пересечения определит исходный режим, который для ДН-24 составляет Q_исх = 252·10³ м³/ч и H_исх = 305 мм вод. ст., т.е. практически совпадает с расчетным.

Этому режиму будет соответствовать нагрузка котлоагрегата

Режим перехода на пониженную скорость вращения дымососа, являющийся исходным для регулирования направляющим аппаратом при этой скорости вращения определится как

 

.

 

На этом режиме электродвигатель переключается на нижнюю ступень оборотов 590 об/мин, а направляющий аппарат полностью открывается. Эксплуатационный КПД дымососа принимает значение, соответствующее КПД на исходном режиме, т.е. 72%. Точки для определения дальнейшего прохождения кривой η_э = f(D/D_ном) по мере увеличения глубины регулирования можно получить, умножая данные первого столбца таблицы 1 на отношение

и выписывая при этом из таблицы соответствующие значения η_э, т.е.:

D/Dном	0,88	0,80	0,72	0,64	0,56	0,48
ηэ, %	72	68	59	47	36	25

 

Полученная таким образом зависимость приведена на рис. 3.

Если кривые эксплуатационного КПД в рабочем диапазоне нагрузок котельного агрегата пересекаются, то выбор машины следует производить путем определения эксплуатационного расхода мощности с учетом нагрузки котла. Для этого следует построить зависимость мощности на валу машины от D/D_ном, используя данные таблицы 1 и график η_э = f(D/D_ном) и равенство

.

Для рассматриваемого случая расчет приведен в таблице 15, а график – на рис. 9.                                                                                          

Таблица 15.

Данные для построения графика мощности на валу дымососа

Режим D/Dном	Q, тыс. м3/ч	Δ Hп, мм вод.ст.
			Д-20×2, 740 об/мин	ДН-22×2, 740 об/мин	ДН-24,
					740 об/мин	740/590 об/мин
1,1	250	300	267	235	251	251
1,0	228	250	225	208	202	202
0,9	205	202	187	178	169	169

 

Рис. 9. Зависимость мощности на валу дымососа от нагрузки котельного агрегата для дымососов Д-20×2, ДН-22×2 и ДН-24

 

 

По эксплуатационному расходу мощности предпочтение следует отдать дымососу ДН-24. Применение комбинированного способа регулирования направляющим аппаратом и двускоростным электродвигателем (740/590 об/мин) позволяет заметно снизить расход энергии при нагузках котельного агрегата D/D_ном = 0,885¸0,6. Если дымосос одностороннего всасывания предпочтителен также по условиям компоновки, то его и следует выбрать для котельного агрегата.

Установленная мощность электродвигателя для дымососа ДН-24 определится по формуле

кВт.

Принят коэффициент сжимаемости газов j = 1,0.

Заводом-изготовителем при первичном проекте дымососа рекомендовался к установке двухскоростной электродвигатель ДАЗО 2-16-44-8/10 VI на 740/590 об/мин, 315/220 кВт, который вполне отвечал требованиям энергосбережения с учетом возможной глубины регулирования паропроизводительности котлов.

В настоящее время комплектация дымососа идет односкоростными двигателями ДАЗО4-450УК-8У1 для пылеугольных котлов (n = 750 об/мин) и

ДАЗО4-450Х-10У1 для газомазутных котлов (n = 600 об/мин).

Вместе с тем, в рекомендуемой номенклатуре электроприводов дымососов достаточно примеров двухскоростных двигателей (табл. 12).

Таблица 12

Электродвигатели для привода тягодутьевых машин

Продолжение таблицы 12

 

Приложение

 

Рис. П. 1. Сводный график характеристик центробежных дымососов двустороннего всасывания схем 0,7-37 и 0,8-37

 

 

 

Рис. П.2. Сводный график характеристик центробежных вентиляторов одностороннего всасывания схемы 0,62-40

t = 100°C; n - частота вращения 740об/мин

 

 

 

Рис. П.3. Аэродинамическая характеристика центробежного дымососа

двухстороннего всасывания Д20´2

t = 200°С; n = 740 об/мин

 

Рис. П.4. Аэродинамическая характеристика центробежного дымососа одностороннего всасывания ДН24

t = 100°C; шкалы А для n = 590 об/мин; шкалы Б для n = 740 об/мин

 

 

Рис. П.5. Аэродинамическая характеристика центробежного дымососа двухстороннего всасывания ДН-22´2

t = 100°С; шкалы А для n = 590 об/мин; шкалы Б для n = 740 об/мин

 

Питательные насосы

Давление нагнетания питательных насосов определяется в соответствии с формулой (2), схема рис. 1.

Для барабанных котлов с естественной циркуляцией максимальное давление питательной воды р_пв, МПа, которое должен создать питательный насос, определяется давлением в барабане р_б с запасом по давлению на открытие предохранительных клапанов Dр_пк:

 

р_пв = р_б + Dр_пк                

Для котлов на давление пара на выходе р_пе = 13,8 МПа правилами Котлонадзора устанавливается значение Dр_пк = (0,05 – 0,08) р_пе. Для котлов на давление выше 22,5 МПа Dр_пк = 0,10 р_пе.

Давление в барабане котла р_б определяется через р_пв и потери давления в перегревателе Dр_пп = 1,0 – 1,5 МПа.

Р_б = р_пе + Dр_пп

С учетом запаса по давлению на срабатывание предохранительных клапанов

р_к = р_пе + Dр_пп + р_пк, МПа.

Суммарное гидравлическое сопротивление тракта от барабана до питательного насоса имеет следующие составляющие:

 

SDр_с = Dр_вэ + Dр_рпк + Dр_пвд + Dр_тр                   (4)

 

где Dр_вэ = 0,35 – 0,75 МПа –сопротивление экономайзера; Dр_рпк = 0,1 МПа – сопротивление регулирующего клапана питания котла; Dр_пвд = 0,8 – 1,2 МПа – суммарное гидравлическое сопротивление ПВД (более точно определяется по справочнику [5] для выбранных типов подогревателей); Dр_тр = 0,15 – 0,35 МПа – сопротивление трубопроводов от насоса до экономайзера котла.

При определении геодезического напора учитывают высоту Н_к, м, подъема воды от оси насоса до верхнего коллектора испарительного контура котла (см. характеристики котлов). Определение средней плотности воды проводится аналогично котлам барабанного типа.

Давление воды на входе в насос рассчитывается по формуле (5), как и для барабанных котлов. Однако при установке питательных насосов к блокам мощностью 250 МВт и более применяют быстроходные насосы с турбо- и электроприводом, для обеспечения бескавитационной работы которых недостаточно подъема деаэратора на высоту 22 – 25 м. Для создания давления на всасе питательного насоса устанавливают предвключенные бустерные насосы; давление нагнетания бустерного насоса (р_н = 2 – 5 МПа) является давлением на всасывающей стороне питательного насоса, достаточным для предотвращения кавитации.

 

При установке бустерных насосов их необходимо выбирать так же, как основные питательные насосы.

Бустерные насосы энергоблоков 500, 800 и 1200 МВт являются встроенными в главный питательный насос, имея с ним общий привод от турбины через понижающий редуктор.

Выбрав число насосов, рассчитав производительность, давление нагнетания и напор, по справочным данным определяют типоразмер насоса и рассчитывают потребляемую мощность по формуле (1).

В случае установки насосов с турбо- и электроприводом выбирают оба типа насосов. Для насоса с турбо приводом определяется мощность и тип приводной турбины.

Конденсатные насосы

Конденсатные насосы входят в оборудование, поставляемое комплектно с турбиной, наряду с конденсатором и эжекторами. Тип и количество насосов, хотя они и указаны в комплектующем оборудовании, должны быть выбраны, поскольку технические решения по выбору этих насосов зависят от конкретных условий тепловой схемы.

Число насосов в зависимости от мощности турбоагрегата может быть равно двум, трем и четырем. Конденсатные насосы всегда устанавливаются с резервом. По возможности число наосов должно быть минимальным: 2 по 100 % или 3 по 50 % производительности.

Общая подача D_кн рассчитывается по максимальному расходу пара в конденсатор D ^max, известному из расчета тепловой схемы, или определяется по справочнику [6]. Кроме того, учитываются дренажи подогревателей и турбоприводов, добавочная обессоленная вода и т.п:

D_кн = D_к^max + D_дв + SD_др, кг/с.

Производительность конденсатных насосов теплофикационных турбин выбирается по конденсационному режиму с выключенными теплофикационными отборами при работе с максимальной электрической нагрузкой.

Давление конденсатных насосов р_н зависит от схемы установки насосов в тракте конденсата. При одноподъемной схеме, применяемой на блоках с барабанными котлами, давление нагнетания рассчитывается, исходя из давления в деаэраторе р_д, суммарного сопротивления тракта от конденсатора до деаэратора и разности уровней воды в деаэраторе Н_д и насосов:

р_н = р_д + Н_д gr *10^-6 + SDр_с, МПа.

Суммарное сопротивление тракта

SDр_с = Dр_оэ + Dр_рпк + Dр_пнд + Dр_тр,

где Dр_пнд – сопротивление всех ПНД (определяется по справочнику, или принимается равным 0,07 – 0,1 МПа на каждый подогреватель); Dр_оэ = 0,05 –

0,07 МПа – сопротивление охладителя пара эжекторов; Dр_рпк = 0,04 МПа – сопротивление регулятора питания (уровня) конденсата; Dр_тр – суммарное гидравлическое сопротивление трубопроводов.

Давление перед конденсатным насосом р_в должно быть достаточным для предотвращения кавитации. Необходимый подпор указывается в справочных данных, для конденсатных насосов с частотой вращения 960 – 1500 об/мин он составляет 0,02 – 0,04 МПа.

Для блоков с прямоточными котлами применяют двух подъемную схему установки конденсатных насосов. Это вызвано тем, что конденсат турбин необходимо пропускать через обессоливающую установку (БОУ), которая может работать при давлении не более 0,8 МПа. При двухподъемной схеме конденсатные насосы разделяют на две ступени; насосы первой ступени устанавливают после конденсатора; они создают давление, достаточное для преодоления гидравлического сопротивления БОУ, трубопроводов и обеспечения необходимого подпора перед конденсатным насосом второй ступени. Конденсатные насосы второй ступени развивают давление, необходимое для подачи конденсата через ПНД в деаэратор.

Давление нагнетания насосов первой ступени, КН I:

р_н = Dр_боу + Dр_тр + Dр_под, МПа.

Гидравлическое сопротивление БОУ является переменной величиной, увеличивающейся по мере загрязнения фильтров. Максимальное значение

Dр_боу = 0,55 – 0,65 МПа. Сопротивление участка трубопроводов от КН I до БОУ должно быть не более 0,1 МПа; величина необходимого подпора на входе в КН II Dр_под указывается в характеристике насосов и составляет около 0,15 МПа.

Давление нагнетания КН II рассчитывается так же, как и при одноподъемной схеме, с учетом сопротивления тракта от насоса до деаэратора и высоты установки деаэратора.

Применение ПНД смешивающего типа может потребовать установки дополнительного перекачивающего (конденсатного) насоса, что усложнит

схему. Если использовать гравитационный принцип включения двух смешивающих ПНД, то насос между ними на требуется. Высота Н, м, на которую должен быть поднят подогреватель более низкого давления р₁ над подогревателем с большим давлением р₂, определяется из расчета геодезического напора столба жидкости, расходуемого на преодоление разности давлений между подогревателями и гидравлического сопротивления участка трубопроводов Dр_тр (0,01 МПа):

Н_д gr *10^-6 = р₁ - р₂ + Dр_тр, МПа.

Производительность конденсатных насосов второго подъема известна из расчета тепловой схемы. Выбор типоразмера насосов проводится так же, как питательных насосов – по давлению нагнетания и производительности. Мощность насосов каждой ступени определяется по формуле (1).

Циркуляционные насосы

По условиям работы циркуляционные насосы перекачивают большое количество воды при относительно невысоком давлении. Расход воды на конденсатор рассчитывается по летнему режиму работы при условии обеспечения номинальной электрической мощности и покрытия летних тепловых нагрузок [1].

Для электростанций с турбинами типа ПТ расход охлаждающей воды принимается с учетом среднего летнего отбора пара на производство, но не ниже 60 % от расхода воды на конденсационном режиме. Для первых двух турбин ПТ, устанавливаемых на электростанции, расход воды принимается по конденсационному режиму.

Расход охлаждающей воды D_ов, кг/с, при конденсационном режиме приводится в данных завода - изготовителя конденсатора или рассчитывается по формуле

D_ов = m D_к^п,

 

где D_к^п – максимальный расход пара в конденсатор, кг/с, определяемый в

расчете тепловой схемы; m – кратность охлаждения, кг/кг. Оптимальное значение m принимается в зависимости от системы водоснабжения и конструкции конденсатора (m = 45 – 100).

Расчетный расход охлаждающей воды, D ^р_ов, кг/с,

 

D ^р_ов = (1,1 – 1,2) D_ов

 

выбирается с учетом подачи части воды на газо- и воздухоохладители генератора, маслоохладители, водяные эжекторы, водоподготовку и прочие нужды.

На электростанциях блочного типа принята блочная схема водоснабжения. Устанавливаются два циркуляционных насоса по 50% производительности без резерва. Каждый насос работает на свою систему, включающую напорный водовод, половину конденсатора и сливной водовод.

На неблочных ТЭС устанавливают не менее четырех насосов (без резерва).Резервные насосы предусматривают только на электростанциях, использующих для охлаждения морскую воду.

Давление циркуляционного насоса зависит от выбранной системы водоснабжения и размещения оборудования на территории ТЭС. Наиболее приемлемой во всех отношениях является прямоточная система водоснабжения (см. рис. 2), но условия ее применения ограничены. Давление нагнетания насоса р_н при прямоточной системе должно преодолевать гидравлическое сопротивление тракта и геодезический напор (подъем) воды от уровня в приемном колодце до верха конденсатора Н_п. Для равнинных местностей высота подъема Н_п не превышает 10 – 15 м. Уменьшение расчетной величины подъема при перетекании воды с одного уровня на другой можно достичь, используя свойство сифона. Реальная величина сифона Н_с меньше теоретической (10 м) из-за сопротивления сливной линии и составляет 6,5- 8 м. При использовании сифона давление нагнетания насоса р_н, кПа,

 

р_н = Dр_вх + Dр_к + Dр_сп + (Н_п - Н_с) gr *10^-3 , кПа,

 

где Dр_вх, Dр_сп – сопротивление входного и сливного трактов; каждое из них не

должно превышать 20 – 25 кПа; Dр_к – сопротивление конденсатора, Dр_к ~ 40 – 60 кПа (точное значение указано в справочниках для выбранного типа конденсатора).

Давление во всасывающем патрубке циркуляционного насоса Dр_вх определяется допустимым кавитационным запасом, указываемом в типоразмере насоса; в среднем оно составляет 20 – 80 кПа.

На насосных станциях блочного типа применяются преимущественно вертикальные осевые насосы с поворотными лопастями (тип ОПВ) производительностью до 120000 м³/ч и давлении нагнетания от 70 до 220 кПа.

При оборотной системе водоснабжения с прудами-охладителями давление определяется так же, как в прямоточной схеме. В системах охлаждения с градирнями расчетное давление насосов существенно выше, чем при прямоточной схеме за счет подачи воды к оросительному устройству градирни на высоту 10 – 20 м и составляет 220 – 250 кПа.

 

Сетевые насосы

Сетевые насосы устанавливаются на ТЭС индивидуально (на каждую турбоустановку) или как групповые. Число насосов регламентируется следующим образом: при индивидуальной установке ставят два насоса по 50% производительности каждый; на складе предусматривается один резервный насос для всей ТЭЦ или один на каждый тип насосов.

При групповой установке сетевых насосов, если число их не более трех, устанавливается один резервный насос; при четырех насосах и более – резерва не устанавливают.

Подача насосов рассчитывается по расходу сетевой воды D_св, определяемому при расчете тепловой схемы.

Подогреватели сетевой воды современных турбин (от ПТ – 60/80 – 130 до Т – 250/300 - 240) допускают давление воды до 0,8 МПа; сопротивление трубопроводов теплосети значительно выше. Это приводит к необходимости

применять две ступени сетевых насосов: первая ступень (СН I) устанавливается до сетевых подогревателей, вторая (СН II) – перед ПВК.

Давление нагнетания СН I, Р_н^I, МПа, рассчитывается на преодоление сопротивления подогревателей и создания допустимого кавитационного запаса на входе в насос второй ступени:

 

Р_н^I = DР_сп1 + DР_сп2 + Р_в^II.

 

Кавитационный запас Р_в^II указан в справочнике [6] и составляет в зависимости от производительности насоса 0,05 – 0,40 МПа. Входное давление насосов первой ступени Р_в^I определяется давлением обратной сетевой воды (0,3 – 0,5 МПа). Давление нагнетания сетевых насосов второй ступени Р_в^II в зависимости от сопротивления внешних трубопроводов теплосети составляет 1,5 – 2,2 МПа. Электропитание сетевых насосов производится от двух независимых источников.

Конденсат сетевых подогревателей СП1 и СП2 составляет основную часть потока питательной воды котлов. Конденсатные насосы подогревателя второй ступени СП2 устанавливают без резерва; насосы подогревателя первой ступени СП1 имеют резервный насос.

 

РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НАСОСОВ

ЗАДАЧА №1

ЗАДАЧА №2

 

ЗАДАЧА №3

 

ЗАДАЧА №4

 

ЗАДАЧА №5

 

Центробежный насос, характеристика которого задана, подаёт воду на геометрическую высоту Н_Г (рис. 8). Трубы всасывания и нагнетания имеют диаметры d _в и d _н, длины l _в и l _н соответственно. Температура подаваемой воды и соответствующие значения удельного веса воды q кг/м³ заданы.

Найти рабочую точку при работе насоса на сеть.

Определить, как изменяются напор и мощность насоса, если задвижка частично прикрыта и полностью открыта (учтено коэффициентом местного сопротивления).

При построении характеристики насосной установки учесть нижеприведённые местные гидравлические сопротивления.

Вид местного сопротивления	x
Плавный поворот трубы R = d	1
Вход в трубопровод	0,5
Выход из трубопровода	1
Задвижка: - частично прикрытая*; - открытая	20 0,8
* Степень прикрытия задвижки здесь не уточняется

 

Материал и характеристика труб учитывается величиной эквивалентной шероховатости D э=К_э (дано).

 

 

x вых =1

x з.отк. =0,8 x з.прикр. =20

x пов =1

x пов =1

x вх =0,5

Рис. 8.

 

Характеристика центробежного насоса.

 

Q, л/с	0	0,3	0,5	0,7	0,9	1,1	1,3	1,5	1,7	1,9
Н, м	12	11,7	11,5	11,2	10,8	10,2	9,3	8,1	6	1,8
h ,%	0	34	50	60	65	69	70	68	62	51

 

Величина и размерн.	Исходные данные к вариантам
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9
Нг, м	2,5	7	6,5	6	5,5	5	5,5	4	3,5	6
lв, м	3,8	4	5	6	5	4	3	2	4	5,5
lн, м	9,5	9	8	17	16	15	26	27	28	18
dв, мм	32	50	40	32	40	32	40	32	25	40
dн, мм	25	25	32	25	25	20	32	32	25	32
Т, оС	55	55	50	45	40	35	30	25	20	45
Dэ, мм	0,06	0,06	0,06	0,06	0,075	0,075	0,075	0,075	0,06	0,05
q, кг/м3	985	985	988	990	992	994	996	997	998	990
Величина и размерн.	Исходные данные к вариантам
	10	11	12	13	14	15	16	17	18
Нг, м	2,3	3,8	4,5	5,6	6,5	7,5	2,5	3,4	4,5
lв, м	2,8	3,4	4,5	3,6	4,5	2,4	3,3	4,2	1,4
lн, м	9,5	9	8	17	16	15	26	27	28
dв, мм	32	50	40	32	40	32	40	32	25
dн, мм	25	25	32	25	25	20	32	32	25
Т, оС	55	55	50	45	40	35	30	25	20
Dэ, мм	0,06	0,06	0,06	0,06	0,075	0,075	0,075	0,075	0,06
q, кг/м3	985	985	988	990	992	994	996	997	998

 

Решение. Центробежный насос, характеристика которого задана, подаёт воду на геометрическую высоту Н_Г=1,5 м (рис. 8). Трубы всасывания и нагнетания имеют диаметры d _в=40 мм и d _н=20 мм, длины l _в=3 м и l _н=10,5 м соответственно. Температура подаваемой воды и соответствующие значения удельного веса воды q=983 кг/м³ заданы.

 

Общие потери напора в трубопроводе определяются по формуле:

 

,м,

 

где h _н и h _в – соответственно потери напора в напорном и всасывающем трубопроводе, которые определяются по аналогичным формулам.

 

, м,

где h_{l н(в)} – потери по длине на трение;

- потери на местные сопротивления.

,                

где - коэффициент гидравлического трения.

Таким образом получим, что

,

 

 

где К_э – величина эквивалентной шероховатости (из задания)

Для определения скорости необходимо найти площадь сечения:

, м²;          , м/с

 

Для построения графика для случая с прикрытой задвижкой результаты сведём в таблицу.

Q, л/с	0	0,2	0,4	0,6	0,8	1	1,2	1,4	1,6	1,8	2
Q, м3/с	0	0,0002	0,0004	0,0006	0,0008	0,001	0,0012	0,0014	0,0016	0,0018	0,002
Vн=4Q/( p dн2), м/с	0,000	0,637	1,273	1,910	2,546	3,183	3,820	4,456	5,093	5,730	6,366
	0,000	1,165	4,658	10,481	18,634	29,115	41,926	57,065	74,534	94,333	116,460
Vв=4Q/( p dв2), м/с	0,000	0,159	0,318	0,477	0,637	0,796	0,955	1,114	1,273	1,432	1,592
	0,000	0,007	0,027	0,060	0,107	0,167	0,241	0,328	0,429	0,542	0,670
hобщ=hв+hн	0,000	1,171	4,685	10,542	18,741	29,282	42,167	57,394	74,963	94,875	117,130
hобщ+геом=hв+hн+Нг	1,500	2,671	6,185	12,042	20,241	30,782	43,667	58,894	76,463	96,375	118,630

Строим график для случая с прикрытой задвижкой (x _{з.прикр.} =20)

 

рабочая точка Q = 0,00057; Н = 11,019; КПД = 54%

Рис. 9.

 

Для построения графика для случая с открытой задвижкой результаты сведём в таблицу.

Q, л/с	0	0,2	0,4	0,6	0,8	1	1,2	1,4	1,6	1,8	2
Q, м3/с	0	0,0002	0,0004	0,0006	0,0008	0,001	0,0012	0,0014	0,0016	0,0018	0,002
Vн=4Q/( p dн2), м/с	0,000	0,637	1,273	1,910	2,546	3,183	3,820	4,456	5,093	5,730	6,366
	0,000	0,768	3,072	6,912	12,288	19,200	27,648	37,632	49,151	62,207	76,799
Vв=4Q/( p dв2), м/с	0,000	0,159	0,318	0,477	0,637	0,796	0,955	1,114	1,273	1,432	1,592
	0,000	0,007	0,027	0,060	0,107	0,167	0,241	0,328	0,429	0,542	0,670
hобщ=hв+hн	0,000	0,775	3,099	6,972	12,395	19,367	27,889	37,960	49,580	62,750	77,469
hобщ+геом=hв+hн+Нг	1,500	2,275	4,599	8,472	13,895	20,867	29,389	39,460	51,080	64,250	78,969

Строим график для случая с открытой задвижкой (x _з.отк. =0,8)

 

рабочая точка Q = 0,0007; Н = 11,02; КПД = 60%

Рис. 10.

 

Таким образом, при постепенном закрытии задвижки рабочая точка (пересечение характеристики H - Q насоса с характеристикой трубопровода) стремится влево.

 

Мощность насоса определяется по формуле:

 

, кВт,

где - КПД в долях.

 

Для случая с прикрытой задвижкой:

 кВт

Для случая с открытой задвижкой

кВт

Таким образом, прикрытие задвижки на напорном трубопроводе ведёт к некоторому снижению мощности насоса, однако снижение КПД ограничивает широкое применение данного вида регулирования.

 

ЗАДАЧА №6

 

Марка насоса

Д320-70

NB/NK 32-125.1

NB/NK 32-125

NB/NK 32-160.1

NB/NK 32-160

NB/NK 32-200.1

NB/NK 32-200

NB/NK 32-250

NB/NK 40-125

NB/NK 40-160

Номер варианта

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

Н_г , м

45

22

17

25

25

35

50

70

20

35

S_г

28800

31500

36750

165375

84000

201600

84000

201600

13125

7560

Марка насоса

NB/NK 40-200

NB/NK 32-125.1

NB/NK 32-125

NB/NK 32-160.1

NB/NK 32-160

NB/NK 32-200.1

NB/NK 32-200

NB/NK 32-250

NB/NK 40-125

NB/NK 40-160

 

Вариант 0, 10

Вариант 1, 11

Вариант 2, 12

Вариант 3, 13

Вариант 4,14

Вариант 5, 15

Вариант 6, 16

Вариант 7, 17

Вариант 8, 18

Вариант 9

ЗАДАЧА №7

 

Марка насоса

Д200-36

1Д200-90

1Д200-90

1Д250-125

1Д800-56

1Д1600-90

1К65-50-160

1К80-50-200М

1К100-65-200М

1К100-65-250М

Номер варианта

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

d_н , мм

100

125

125

500

150

150

200

250

250

250

l _н ,м

270

190

200

1700

2300

550

1645

2400

965

870

Н_г,м

20

20

25

10

80

20

20

40

20

10

Марка насоса

1К100-80-160

1К150-125-315

1К150-125-315

2Д2000-21

Д160-112

Д200-36

Д320-50

1Д630-90

1Д630-90а

1Д630-90б

 

Характеристики насосов взять из задачи 2.

КОМПРЕССОРЫ

Варианты индивидуальных заданий

Задача 1 . Одноступенчатый компрессор всасывает V м³/ч воздуха при давлении Р₁ бар и температуре t₁ ⁰С и сжимает его до давления Р₂ бар.

Определить теоретическую мощность двигателя для привода компрессора N кВт и расход охлаждающей воды М кг/ч, если ее температура повышается на Dt ⁰С. Расчет произвести для изотермического, адиабатного и политропного сжатия.

Показатель политропы n = 1,2. Построить индикаторную диаграмму процессов сжатия и изобразить схему компрессора.

Исходные данные, необходимые для решения задачи, принять из табл.1.

Таблица 1

Последняя цифра шифра	V1, м3/ч	Р1, бар	t1, 0С	Предпоследняя цифра шифра	Р2, бар	Dt , 0С
0	180	0,97	20	0	4	10
1	190	1,05	25	1	6	8
2	200	1,00	27	2	8	13
3	250	0,98	15	3	10	15
4	300	1,04	10	4	12	12
5	350	0,99	18	5	5	17
6	410	1,03	22	6	7	9
7	430	0,96	18	7	9	11
8	330	1,02	13	8	11	14
9	160	1,01	17	9	13	16

 

Задача 2 . Одноступенчатый компрессор всасывает V м³/ч воздуха при давлении Р₁ бар и температуре t₁ ⁰С и сжимает его до давления Р₂ бар.

Определить температуру сжатого воздуха на выходе из компрессора t₂ ⁰С, объемный расход сжатого воздуха V₂ м³/ч, работу сжатия и мощность двигателя для привода компрессора.

Расчет провести для изотермического, адиабатного и политропного сжатия воздуха.

Показатель политропы n, начальная температура воздуха t₁ = 20 ⁰С. Построить индикаторную диаграмму процессов сжатия и изобразить схему компрессора.

Исходные данные, необходимые для решения задачи, принять из табл.2.

Таблица 2

Последняя цифра шифра	V1, м3/ч	Р1, кПа	Предпоследняя цифра шифра	Р2, бар	n
0	180	95	0	1400	1,18
1	190	97	1	1300	1,20
2	200	100	2	1200	1,30
3	250	102	3	1100	1,26
4	300	104	4	1000	1,22
5	350	96	5	900	1,28
6	410	98	6	800	1,24
7	430	101	7	700	1,19
8	330	103	8	1500	1,25
9	160	105	9	1600	1,21

 

Задача 3 . Воздух при давлении Р₁ бар и температуре t₁ ⁰С должен быть сжат до давления Р₂ бар.

Определить температуру в конце сжатия t₂ , теоретическую работу компрессора l₀ и величину объемного к.п.д. l для одноступенчатого и двухступенчатого компрессора с промежуточным холодильником, в котором воздух охлаждается до начальной температуры.

Расчет произвести для адиабатного и политропного сжатия. Показатель политропы n.

Относительная величина вредного пространства 8%.

Построить индикаторную диаграмму и изобразить схему компрессора. Полученные результаты свести в таблицу и сравнить между собой.

Исходные данные, необходимые для решения задачи, выбрать из табл.3.

Таблица 3

Последняя цифра шифра	Р1, кПа	Р2, кПа	Предпоследняя цифра шифра	t1, 0C	n
0	97	800	0	25	1,22
1	95	900	1	22	1,24
2	100	1000	2	20	1,20
3	98	1100	3	18	1,25
4	96	1200	4	16	1,18
5	94	1300	5	14	1,26
6	105	1400	6	12	1,19
7	103	1500	7	10	1,21
8	99	1600	8	8	1,23
9	101	1700	9	6	1,27

 

 

Задача 4 . Для двигателя с воспламенением от сжатия необходим трехступенчатый компрессор, подающий G кг/г сжатого воздуха при давлении P₆ бар.

Определить теоретическую мощность компрессора.

Сжатие считать: а) адиабатным; б) политропным. Показатель политропы n=1,18. Начальное давление воздуха Р₁ бар, начальная температура t₁ ⁰С. Построить индикаторную диаграмму процесса сжатия.

Исходные данные, необходимые для решения задачи, выбрать из табл.4.

Таблица 4

Последняя цифра шифра	G, кг/ч	Р1, кПа	Предпоследняя цифра шифра	Р2, кПа	t1, 0C
0	410	100	0	7000	27
1	430	97	1	7500	25
2	450	95	2	8000	17
3	470	98	3	8500	19
4	490	96	4	9000	21
5	420	94	5	9500	23
6	440	99	6	6000	15
7	460	101	7	6500	13
8	480	94	8	7800	11
9	400	103	9	8300	9

 

Задача 5 . Определите массовый расход сжатого воздуха, М кг/г, который является рабочим телом двигателя и удельный объем V₂ воздуха после расширения, если теоретическая мощность воздушного двигателя N кВт. Процесс расширения воздуха принять: а) политропным; б) адиабатным; в) изотермическим.

Начальное давление воздуха Р₁ бар, начальная температура t₁ ⁰С, показатель политропы n = 1,2, конечное давление воздуха Р₂, бар.

Построить индикаторные диаграммы работы двигателя.

Исходные данные, необходимые для решения задачи, выбрать из табл.5.

 

 

Таблица 5

Последняя цифра шифра	N, кВт	Р1, кПа	Предпоследняя цифра шифра	t1, 0C	Р2, кПа
0	12	800	0	17	90
1	11	900	1	19	95
2	10	1000	2	15	100
3	9	700	3	21	92
4	8	1100	4	23	94
5	7	1200	5	25	96
6	16	1350	6	15	98
7	15	1250	7	18	102
8	14	1150	8	20	104
9	13	1050	9	24	105

ЛИТЕРАТУРА

1. Поляков В.В., Скворцов Л.С. Насосы и вентиляторы.-М.:Стройиздат.1990.

2. Вахвахов Г.Г. Работа вентиляторов в сети.-М.: Стройиздат, 1987.

3. Калинушкин М.П. Насосы и вентиляторы. -.: Высшая школа, 1987.

4. Якубчик П.П. Насосы и насосные станции. Учебное пособие. – СПб: ПГУПС, 1997 – 108 с.

 

 

ВЫБОР И РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НАГНЕТАТЕЛЕЙ

Методические указания по выполнению практических занятий по курсу «Тепловые двигатели и нагнетатели»

для студентов всех форм обучения специальностей

140104 – Промышленная теплоэнергетика

140106 – Энергообеспечение предприятий

 

 

Екатеринбург

2010

УДК 621.635

Составитель: А.С. Колпаков

Научный редактор проф., д-р техн. наук В.А. Мунц

Выбор и расчет параметров нагнетателей: Методические указания к практическим занятиям по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели»

/А.С. Колпаков, Екатеринбург: УрФУ, 2011. 109 с.

 

    Изложена методика выбора тягодутьевого оборудования и насосов, приведены примеры расчета их основных параметров и построения  характеристик.

    Библиогр.: 8 назв. Рис. 35. Табл. 25.

    Подготовлено кафедрой «Промышленная теплоэнергетика».

Цель практических занятий

Цель практических занятий – закрепление теоретических знаний в процессе практического решения конкретной инженерной задачи – выбора тягодутьевого оборудования и насосов, а также расчета их эксплуатационных параметров; ознакомление со специальной литературой и номенклатурой выпускаемых промышленностью изделий, развитие творческой инициативы студентов и инженерного мышления.

Объектом практических занятий является энергетическое оборудование для перемещения газов и жидкостей.

СОДЕРЖАНИЕ

стр.

1. Выбор типа центробежного вентилятора общего назначения,

    его исполнения и мощности электропривода                         3

2. Выбор энергетических тягодутьевых машин                          9

3. Выбор энергетических насосов и расчет их параметров       28