Расчет и выбор дутьевого вентилятора

Котельного агрегата

Дутьевой вентилятор предназначен для подачи холодного воздуха из атмосферы в топку парового котла. Расчетным для выбора вентилятора принимается режим работы турбины при заданных начальных и конечных параметрах пара при его расходе .

Величина максимального гидравлического сопротивления воздушного тракта с учетом 15 % - го запаса по напору может быть принята постоянной для всех вариантов и равной кПа. Расчетный напор вентилятора принимается не ниже этой величины, но при существенном превышении напором этой величины возникнут дополнительные потери от дросселирования шиберными заслонками, чего следует избегать.

Расчетная температура воздуха, подаваемого в топку, при выборе дутьевых вентиляторов принимается равной ^оС. Поэтому объемный расход воздуха, который первоначально рассчитывается для нормальных физических условий (0 ^оС и 101,3 кПа), пересчитывается для ^оС. Для газовых котлов принимается коэффициент избытка воздуха, подаваемого в топку, . Здесь - объемный расход, действительно подаваемый в топку; - объемный расход воздуха, теоретически необходимый для полного сгорания топлива.

При сжигании газообразного топлива расчет объема воздуха ведется на 1 м³ полностью сгоревшего топлива.

Выбираем в качестве топлива природный газ Ямбургского месторождения, имеющего удельную теплоту сгорания МДж/м³, и объемный состав сухого газа, в % (процентную концентрацию в теории горения принято обозначать просто формульным символом соответствующего вещества или элемента):

; ; ; ; .

Объемный расход воздуха для полного сгорания 1 м³ газа подсчитывается по формуле

,

где - количество атомов углерода и водорода в молекуле соответственно.

Поскольку содержание  и  в газе равно нулю, то

Отношение удельных объемов сухого воздуха при 30 ^оС и при 0 ^оС составляет

.

Поэтому расчетный объемный расход воздуха при 30 ^оС составит

; , м³/м³.

С учетом коэффициента избытка воздуха при сжигании 1 м³ газа объемный расход воздуха, подаваемого в топку, составит

; , м³/м³.

Расчетный расход топлива для котельного агрегата определяется для заданного расхода свежего пара .

Расход теплоты на турбоустановку без промежуточного перегрева пара составляет

, кВт.

Учитывая, что в данном случае , получили

, кВт.

При расчетах можно принять , то есть не учитывать повышение энтальпии воды питательным насосом. Задавшись к.п.д. транспорта теплоты , определяем расход теплоты котельной установкой

, кВт.

Расход теплоты топлива рассчитываем, принимая к.п.д. котлоагрегата (брутто)

, кВт.

Расход природного газа в котел составляет

, м³/с,

причем  подставляется в кДж/м³.

Объемный расход воздуха в котел при 30 ^оС, необходимый для сжигания данного количества природного газа, равен

, м³/с.

Расчетная (минимально-необходимая) подача воздуха дутьевым вентилятором определяется с учетом 10-процентного запаса по его производительности:

.

На котел устанавливается, как правило, один дутьевой вентилятор центробежного типа одноступенчатый с загнутыми назад лопатками типа ВДН. Основные характеристики таких вентиляторов приведены в таблице 3.

Основные характеристики дутьевых вентиляторов

для подачи воздуха в топку котлов [4]

Таблица 3

Типоразмер	, тыс. м3/ч (м3/с)	, кПа	, кВт	, об/мин	, %
ВДН-28-IIу	430 (119,4)	5,0	700	740	87
ВДН-26-IIу	350 (97,2)	4,6	520	740	86
ВДН-24-IIу	275 (76,4)	4,0	350	740	86
ВДН-22-IIу	210 (58,3)	3,3	225	740	86
ВДН-20	215 (59,7)	4,7	326	980	86
ВДН-18	152 (42,2)	3,9	190	980	86
ВДН-17	109,5 (30,42)	9,9	364	1480	83
ВДН-15	75 (20,83)	7,7	194	1480	83
ВДН-12,5	40 (11,11)	5,4	73	1480	83
ВДН-11,2	28,7 (7,97)	4,3	43	1480	83
ВДН-10	20,4 (5,667)	3,5	24	1480	83
ВДН-9	15 (4,167)	2,8	14	1480	82
ВДН-8	10,5 (2,917)	2,2	8	1480	83

В таблице 3:

- расчетный напор;

 - номинальная мощность электродвигателя;

- частота вращения ротора;

- максимальный к.п.д. вентилятора.

Мощность привода вентилятора при работе на заданную нагрузку определяется при допущении, что к.п.д. вентилятора равен  при расчетном напоре кПа, причем необходимо, чтобы выполнялось условие .

Тогда                           , кВт.

При этом  подставляется в м³/с, а - в кПа.

Выбор насоса для сети

Насос и сеть (трубопровод) представляют собой единую систему. Поэтому при работе насоса на сеть должно выполняться условие материального баланса, т.е. подача насоса  должна равняться расходу в сети , а также условие энергетического баланса, т.е. напор, развиваемый насосом , должен равняться напору, расходуемому в сети  [5, 6, 9].

Разность удельных энергий на выходе и входе жидкости в насос, равная его напору Н, расходуется на преодоление разности высот , преодоления разности давлений в напорном и приемном резервуарах, приведенных к напору , а также для преодоления потерь напора во всасывающей и напорной линиях.

Статический напор  не зависит от расхода в сети, а гидравлические потери напора в сети приближенно пропорциональны квадрату расхода (квадратичная зона сопротивления турбулентного режима движения) . Разность скоростных напоров  можно не учитывать, так как скорости изменения уровней жидкости в резервуарах равны нулю или незначительны.

Потери напора соответственно во всасывающей и напорной линиях выразятся как

; м,

; м,

где - коэффициенты сопротивления трения во всасывающей и напорной линиях;

    - длины всасывающей и напорной линий трубопровода;

    - диаметры всасывающей и напорной линий трубопровода;

    - суммарные коэффициенты местных сопротивлений всасывающей и напорной линий;

    - площади сечений трубопроводов всасывающей и напорной линий.

Местные сопротивления определяются из схемы линий (рисунок 2 а, б). Для напорной линии производственного конденсата (рисунок 2 б) количество тепловых компенсаторов определяются исходя из расчетного диаметра трубопровода в зависимости от расстояния между неподвижными опорами (таблица Б.1 приложения Б) [11]. Значения коэффициентов местных сопротивлений  (задвижек, обратных клапанов, тепловых компенсаторов, поворотов сужений, расширений и т.д.) приводятся в справочной литературе [8, 4] (таблица В.1 приложения В).

Диаметры трубопроводов напорных и всасывающих линий определяются, исходя из рекомендуемых скоростей движения жидкости [4, 7] по формуле

, м,

где - объемный расчетный расход питательной воды или конденсата в сети;

     - расход пара на турбину  или производственного конденсата  ( );

    - средняя скорость движения воды в трубопроводе.

Удельный объем  и температура t кипящей воды во всасывающей линии насоса определяются в зависимости от давления в деаэраторе  или конденсатосборнике  по таблице II-II или II-I [2]. Тогда плотность воды определяется

.

Удельный объем  воды в напорной линии питательной воды определяется в зависимости от давления в паровом котле с учетом запаса  и температуры  в деаэраторе по таблице II-III [2] (над чертой). А удельный объем воды в напорной линии производственного конденсата – по давлению в деаэраторе с учетом потерь в трубопроводах ~  и температуре производственного конденсата .

Тогда плотность воды в напорной линии будет определятся как .

Для питательных трубопроводов котлов м/с, для конденсатопроводов и вспомогательных трубопроводов (сырой, химически очищенной и смывной воды) м/с, для всасывающих линий насосов всех назначений м/с.

Диаметры труб следует выбирать из нормального ряда (ГОСТ 355-80), мм: ….80, 100, 125, 150, 200, 250, 300, 350, 400, 500… Для горячей воды при давлении 1,6-18 МПа и при температуре больше 120^оС используются бесшовные трубы (ОСТ 34-42-481-80 и 108-320-102-78) из стали 20 [4]. При рабочем давлении до 1,6 МПа применяются горячедеформированные трубы (ГОСТ 8732-78*).

После выбора стандартного диаметра трубопровода уточняется скорость движения воды

.

Коэффициенты сопротивления трения  и , зависящие от режима движения жидкости и от относительной шероховатости поверхности трубопровода ( ), определяются по соответствующим формулам. Режим движения жидкости устанавливается по числу Рейнольдса

,

где - средняя скорость движения жидкости в трубопроводе;

    - внутренний диаметр трубопровода;

    - динамический коэффициент вязкости жидкости.

Значения динамического коэффициента вязкости воды , зависящие от температуры и давления , берутся из таблицы II-V справочника [2] (над чертой). Для квадратичной зоны сопротивления, когда , коэффициент сопротивления трения можно определить по формуле Шифринсона

.

Коэффициенты  также можно определить из номограммы Кольбрука-Уайта (приложение А) по известным значениям числа  и . Значения абсолютной эквивалентной шероховатости поверхностей труб приводятся в справочной литературе. Для стальных бесшовных труб мм [5].

Характеристика сети (рисунок 6) в координатах H - Q выражается в виде параболы с началом на оси Н, равном значению статического напора

, м,

,

где - абсолютное давление в котле (с учетом запаса для схемы «а» на рис. 2) или в деаэраторе (для схемы «б» без учета запаса);

    - абсолютное давление в деаэраторе (для схемы «а») или в конденсатосборнике (для схемы «б).

Для питательных насосов необходимо иметь запас давления над давлением  в паровом котле, равный 35-50 % от . Тогда .

Для построения характеристики сети  достаточно четырех значений расхода Q, начиная от  до значения расхода несколько больше расчетного . Из графика характеристики сети (рисунок 6) по известному расходу  определяется значения напора  для данной сети (или из уравнения ).

Из поля характеристик питательных или конденсатных насосов (приложение Г и Д) предварительно выбирается наиболее подходящий насос. Основные технические характеристики насосов приводятся в приложениях Ж и К, а конструкция конденсатного насоса – в приложении Л. При выборе конденсатных насосов необходимо ориентироваться на больший наружный диаметр  рабочего колеса (до обточки). На поле характеристики выбранного насоса  в том же масштабе строится характеристика сети (рисунок 7, 8). Графически установившееся состояние системы насос–сеть определяется точкой пересечения характеристики насоса с характеристикой сети – рабочей точкой «А». В рабочей точке «А» выполняются условия материального баланса  и энергетического . Если параметры насоса  и , соответствующие рабочей точке «А» отличаются от необходимых рабочих параметров сети  и , то нужно осуществлять регулирование насосной установки, включить в параллельную или последовательную работу насосы с целью получения расчетных параметров сети.

Может оказаться, что рабочая точка «А» располагается правее и ниже точки «Р» с параметрами  и  (рис.7, 8). Тогда, прикрывая задвижку на напорной линии, то есть осуществляя дроссельное регулирование, можно выйти на нужный расход в сети , не выходя за пределы рабочей части характеристики насоса. При этом избыток напора  со стороны насос будет гаситься задвижкой, что снижает КПД установки.

Если же рабочая точка «А» окажется левее и ниже расчетной точки , то можно изменить характеристику насоса  при неизменной характеристике сети. Этого можно добиться увеличением частоты вращения рабочего колеса насоса (или с помощью гидромуфты для питательных насосов, или изменением частоты вращения вала электродвигателя за счет изменения частоты тока) (рисунок 9). При этом параметры насоса изменяются

 .

                                                      Характеристика  в этом случае деформируется в направлении параллельном оси абсцисс, то есть смещается вправо.

При этом способе регулирования подачи частоту вращения рабочего колеса можно изменять в небольших пределах (до 10%), иначе можно выйти за пределы рабочей части характеристики насоса. Если окажется, что рабочая точка «А» располагается выше точки , то можно уменьшить частоту вращения рабочего колеса. Тогда характеристика насоса сместится вниз и влево. Для привода питательных электронасосных агрегатов используются асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором переменного тока при синхронной частоте вращения 3000 об/мин. При мощности насоса более 8000 кВт для привода обычно используется вспомогательная паровая турбина конденсационного типа.

Если окажется, что подача выбранного насоса удовлетворяет по расходу, то есть ≈ , но напор меньше расчетного < , то можно выбрать, например, два насоса и включить их в работу последовательно (рисунок 10). При этом насосы могут быть одинаковые или разные. Суммарная характеристика последовательно включенных насосов строится путем сложения напоров при одинаковых значениях расходов. При последовательном включении насосов несколько будет увеличиваться и подача, так как при прохождении жидкости через насосы полная удельная энергия потока увеличивается, а также будет увеличиваться и удельная кинетическая энергия. Последовательная работа насосов экономически выгодна при крутой характеристике сети с малым статическим напором. Число последовательно включенных насосов лимитируется прочностью корпусов и надежностью работы концевых уплотнений.

       Дроссельное регулирование при последовательном включении насосов экономически невыгодно, целесообразней использовать регулирование изменением частоты вращения п рабочего колеса у одного из насосов (первого).

Может также оказаться, что предварительно выбранный насос удовлетворяет по напору ≈ , но подача мала < . Тогда можно включить параллельно в работу, например, два насоса, и увеличить подачу (рисунок 11). При параллельной работе насосов суммарная их характеристика строится сложением подач при одинаковых значениях напоров.

На ниспадающих участках характеристик насосов  параллельная их работа всегда устойчива. Параллельную работу насосов экономически выгодно использовать при пологой характеристике сети, имеющего малые потери напора (получается больший прирост расхода в сети ).

Для увеличения диапазона использования конденсатных насосов допускается обточка рабочих колес по наружному диаметру  не более чем на 10% номинального. Снижение КПД при этом не должно превышать 3%. Величина обточки оценивается отношением

.

При давлении нагнетания 20-21 МПа питательные насосы выполняются одиннадцатиступенчатыми; при р=18,5 МПа – десятиступенчатыми. Насос ПЭ-500-180 имеет десятиступенчатое исполнение. В питательных насосах напор можно понизить уменьшением числа ступеней. При этом вместо рабочего колеса на валу устанавливается дистанционная втулка (рисунок 12), а вместо лопаточного отвода в секции – втулка. Обычно убирается предпоследняя ступень.

1 – дистанционная втулка;

2 – втулка

Рисунок 12 – Уменьшение числа ступеней питательного насоса

Мощность насоса на номинальном режиме – номинальная мощность - определяется по формуле

, кВт,

где - к.п.д. насоса (берется из технической характеристики).

Мощность привода насоса определяется по формуле

, кВт,

где - коэффициент запаса мощности ( =1,1 - 1,5 и имеет тем меньшее значение, чем крупнее насос).

Частота вращение вала двигателя должна соответствовать частоте вращения вала насоса.