При нестаціонарних режимах

При розрахунках циркуляції передбачалося, що тиск робочого середовища, паропродуктивність котла, теплосприйняття окремих контурів циркуляції і інші параметри, що визначають умови гідродинамічних режимів, дуже повльно змінюються в часі.

У реальних умовах роботи котла можуть виникнути значні коливання у витратах пари, швидкі зміни тиску його, обумовлювані змінами витрати палива, живильної води і пари. Ці процеси визначають нестаціонарну роботу котла і позначаються на надійності циркуляції [5].

Рівняння матеріального і теплового балансу котла при нестаціонарному режимі без урахування енергії на стиснення (розширення) пари при зміні тиску, приймаючи котел як об'єкт регулювання зі зосередженими параметрами (рис. 6.), можна представити так:

; (82)

, (83)

де G_жив - витрата живильної води, кг/с; D - витрата пари, кг/с; V ', V " -об'єми, зайняті водою і парою в барабані і трубній системі котла, м³; i _ек - ентальпія води після економайзера, кДж/кг; G_м, C_м, t_м - відповідно маса активного металу, кг, його теплоємність, кДж/(кг×°С) і температура °С;

t - час; Q-кількість теплоти, що підводиться до котла, кДж/с.

Під активним металом слід розуміти металеві частини котла, зміна температури яких безінерційно відповідає змінам температури насиченої пари. ЦКТІ рекомендує відносити сюди масу металу парогенеруючих поверхонь, колекторів і 50% ваги барабана [4].

Ентальпія, густина і температура є нелінійними функціями від тиску, тому рівняння (82) і (83) є нелінійними диференціальними рівняннями, вирішення яких викликає певні труднощі. Але враховуючи, що при нестаціонарних режимах великі відхилення в параметрах пари недопустимі, для малих відхилень тиску можна ввести наступну лінеаризацію:

(84)

Крім того, приймемо, що для стаціонарного режиму

. (85)

Приймемо також

, (86)

де V -повний об'єм пароводяного тракту котла, величина постійна. Звідси

. (87)

За цих умов з системи рівнянь (82) - (87) отримаємо швидкість зміни тиску, Па/с:

(88)

Згідно робіт Л. С. Шумської [4] члени є саморегулюючою здатністю котла, малі в порівнянні з іншими членами, тому ними можна нехтувати.

З урахуванням цього рівняння в остаточному вигляді можна записати для , МПа/с:

, (89)

де

(90)

Di - недогрів води в економайзері до кипіння.

З (90) можна зробити висновок, що всі симплекси визначаються параметрами пари і не залежать ні від конструкції котла, ні від режиму його роботи. Ці симплекси залежно від тиску представлені на рис. 17.

Повний об'єм пари в котлі

(91)

де V²_дз.вип- об'єм пари під дзеркалом випаровування, тобто в системі парогенеруючих поверхонь, м³; V²_б- об'єм парового простору барабана, м³:

, (92)

де åV_вип- сума об'ємів паровмістких частин всіх контурів, м³; `j - середній дійсний об'ємний паровміст в кожному контурі

. (93)

Рисунок 17 - Значення e₁, e₂, e₃, e₄ і e₅ для різних тисків

Аналіз рівняння (89) показує, що головний вплив на швидкість зміни тиску роблять зміна витрати палива DВ_р і, відповідно зміна DQ, зміна витрати пари DD. Що стосується зміни витрати живильної води, то її значення визначається в значній мірі недогріванням води в економайзері D i і у всіх випадках вплив його на швидкість зміни тиску в котлі значно менше, ніж параметрів DQ і DD. Таким чином, в основному швидкість зміни тиску в котлі визначається цими двома основними величинами.

У практиці експлуатації парових котлів на теплових електростанціях можуть зустрітися два екстремальні випадки зміни цих параметрів.

При аварійному відключенні блоку припиняється витрата пари при номінальному підведенні теплоти. В цьому випадку DQ буде дорівнювати нулю, а DD = Dпри номінальному навантаженні визначатиме максимальну швидкість підвищення тиску пари. Другий випадок: обрив факелу в топці і припинення горіння. В цьому випадку DD = 0, а DQ = Q при номінальному навантаженні визначатиме максимальну швидкість зниження тиску. При інших, часткових змінах як витрати пари, так і витрати палива (теплоти) швидкості зниження або підвищення тиску завжди будуть менше, ніж при цих крайніх випадках. Тому рівняння, приведене в [3], застосовується для екстремальних значень у вигляді

. (94)

Велика кількість розрахунків по рівнянню (94) максимальних швидкостей зміни тиску, проведені ЦКТІ [4], показують, що вони складають: для високого, середнього і низького тиску відповідно 0,038¼0,045, 0,01¼0,03, 0,002¼0,003 МПа/с.

Звідси видно, що нестаціонарні режими роботи котлів сильніше позначаються на котлах високого тиску, ніж на котлах середнього і низького тиску.

Розглянемо, як впливають зміни тиску в котлі на надійність циркуляції. У нижньому перетині опускної ланки при різкому зниженні тиску ентальпія води на лінії насичення, кДж/кг, зменшиться на

. (95)

Виразимо час

. (96)

при цьому

. (97)

З іншого боку, перевищення ентальпії насичення над ентальпією середовища в цьому ж перетині буде

. (98)

Закипання води не матиме місця, якщо

< (99)

Підставляючи в нерівність (99) D i ¢_р і D i ' з рівнянь (96) і (97) і вирішуючи його відносно dp/dt, знайдемо умови, при яких в опускних трубах утворення пари відбуватися не буде:

< , (100)

де dp/dt -максимально можлива швидкість зниження тиску, МПа/с, визначається з рівняння (94); z_оп - повний коефіцієнт гідравлічного опору опускної ланки; G_м.оп - маса металу опускної ланки, кг.

При швидкостях води в опускних трубах менше 0,6 м/с динамічний напір потоку буде недостатнім для стійкого зносу пари, що утворюється, при зниженні тиску в котлі. Тому закипання води при зниженні тиску в цих умовах є неприпустимим, оскільки можливе утворення парових пробок в опускних трубах і, отже, порушення циркуляції. При великих швидкостях в опускних трубах відбуватиметься знос парових бульбашок потоком води, і тому небезпека появи парових пробок виключається. Але при цьому збільшується небезпека застою і перекидання циркуляції в наслідок наступних причин.

При різкому зниженні тиску збільшується середня швидкість пари в підйомних ланках за рахунок додаткової пари, що утворюється в результаті пониження тиску, у тому числі і в слабо обігріваємих трубах. З рис. 13 і 14 видно, що як напір застою, так і напір перекидання підвищуються. В той же час підвищується опір опускної ланки за рахунок пари, що утворюється в опускній ланці при падінні тиску. Уявимо собі тепер, що ми маємо контур циркуляції, наведений на рис. 18. Підйомна ланка контура складається з двох частин: перша частина з ділянок від нижнього колектора до проміжного колектора і друга частина з ділянок від проміжного колектора до барабана. Як було сказано раніше, сумарний корисний напір циркуляції, що виникає в обох частинах підйомної ланки, витрачається на подолання опорів опускної ланки

. (101)

Звідси

. (102)

Рисунок 18 - Графоаналітичний метод визначення швидкості зміни тиску в контурі барабанного котла за умови відсутності застою чи перекидання циркуляції [4]

Як раніше відзначалося, корисний напір застою або перекидання циркуляції повинен бути завжди вище за корисний напір, що виникає в тій частині підйомної ланки, в якій проводиться перевірка на застій або перекидання циркуляції (рівняння 70). При рівності цих напорів матиме місце або застій, або перекидання циркуляції. Якщо тепер ми перевіряємо першу частину підйомної ланки на застій і перекидання циркуляції, то застій або перекидання матиме місце при

. (103)

Якщо перевірка на застій і перекидання ведеться в другій частині підйомної ланки, то відповідно

. (104)

А зараз якщо ми побудуємо залежність лівих і правих частин рівнянь (103) і (104) від швидкості падіння тиску (рис. 18), то точка перетину цих кривих дає нам гранично допустиму швидкість зміни тиску за умовами застою або перекидання циркуляції.

Напори застою і перекидання циркуляції при падінні тиску визначаються по методам, що викладені в п.5. Необхідна для цього середня приведена швидкість пари визначається

, (105)

де - середня приведена швидкість пари в трубі, що найменш обігрівається, при стаціонарному режимі, яка визначається по рівнянню (72), м/с; - приріст приведеної швидкості пари в трубі, що найменш обігрівається, внаслідок зниження тиску, м/с

, (106)

де DQ_тр — кількість теплоти, що поступила для паротворення в найменш обігріваєму трубу, кДж/с; r -прихована теплота паротворення, кДж/кг; f_тр – живий переріз труби, м².

Кількість теплоти, що виділилася в найменш обігріваємій трубі при падінні в ній тиск

, (107)

де `j_ст — середній об'ємний паровміст в трубі при стаціонарному режимі; — повна довжина найменш обігріваємої труби, м; - зміна ентальпії на лінії насичення, кДж/кг, при зміні тиску на 1 МПа; G_{м тр}- маса металу найменш обігріваємої труби, кг; - зміна температури на лінії насичення при зміні тиску на 1 МПа.

Як раніше було вказано, комплекс може бути визначений по рис. 17.

Таким чином, задаючись різними швидкостями падіння тиску (не менше трьох значень), підраховуємо S_{пер (заст)} = f .На підставі цих розрахунків будується залежність (див. рис.18).

Опір опускних труб при падінні тиску визначається

, (108)

де Dр_{оп 0} - опір опускної ланки при стаціонарному режимі з урахуванням зносу пари з барабану, визначається по формулі (50), Па; h_оп - повна висота опускної ланки, м; -частка об'єму опускних труб, яка зайнята парою, що утворюється при зниженні тиску.

Масовий паровміст в опускній ланці при закипанні

, (109)

де D i' _р і D i' визначаються по рівняннях (97) і (98).

Задаючись різними швидкостями зниження тиску (краще тими ж, що і при побудові кривої S_{пер (заст)} можна побудувати залежність Dр_{оп. н}від(dp/dt), знайти абсцису точки перетину двох, яка є гранично допустимою швидкістю зниження тиску за умовами застою і перекидання циркуляції. Для того, щоб виключити застій або перекидання циркуляції, визначена таким чином швидкість зниження тиску повинна бути більше швидкості зниження тиску, яка підраховується по рівнянню (94).

Порушення нормальної циркуляції може виникнути і при швидкому підвищенні тиску в барабані, внаслідок того що при цьому підвищується температура кипіння і частина теплоти, що підводиться до поверхні нагріву, буде витрачена на нагрів води до кипіння і збільшення температури стінки труби, тобто акумулюється у воді і металі.

Ефективне теплосприйняття, кВт, найменш обігріваємої труби в якій можливий застій і перекидання циркуляції

, (110)

де -середній тепловий потік, віднесений до 1 м довжини труби, кВт/м; - довжина найменш обігріваємої труби м.

Середній тепловий потік, віднесений до довжини труби, кВт/м

, (111)

де q_і - — середнє теплове навантаження даного контура, кВт/м²; Н_і - сумарна поверхня нагріву екрану, м²; - сумарна довжина всіх труб екрану, м.

Кількість заккумульованої водою теплоти, кВт, в найменш обігріваємій трубі при підвищенні тиску

. (112)

Для забезпечення надійної роботи випарних поверхонь необхідно, щоб

> , (113)

де - теплосприйняття найменш обігріваємої труби при застої або перекиданні циркуляції.

Підставляючи в нерівність (113) значення Q_ефз рівнянь (110) і (112) і розв¢язуючи його відносно , отримаємо

< , (114)

де визначається з рівняння (94).

Теплосприйняття в найменш обігріваємій трубі при застої або перекиданні можна визначити як

, (115)

де - приведена швидкість пари в найменш обігріваємій трубі при застої або перекиданні циркуляції.

Приведена швидкість пари в найменш обігріваємій трубі при застої циркуляції визначається по номограмі рис.13. При цьому об'ємний паровміст при застої

, (116)

де S_розрах — розрахунковий корисний напір обігріваємої ланки при стаціонарному режимі, Па; h_об - висота обігріваємої частини підйомної ланки, м.

Приведена швидкість пари в слабо обігріваємій трубі при перекиданні циркуляції визначається по номограмі рис. 15. При цьому питомий напір перекидання

. (117)

Додаток А

Поиск по сайту: