Главная  Переработка нефти и газа 

Скачать эту книгу

0 1 2 3 4 5 6 7 8 [ 9 ] 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39

2.9. Максимальные скорости движения пара по паропроводам

Максимальные скорости движения пара V, м/с перегретого насыщенного

Условный диаметр паропровода Dy, мм

<200 > 250

50 80

35 60

шероховатости труб = 0,2 мм, температуре пара t = ЗОООС,

давлении пара р = 1,28 МПа, плотности пара р = 1 кг/м (условно) и динамической вязкости пара fX = 20,11 Пас {прил. 2).

Гидравлические расчеты сетей сухого насыщенного пара, так же как и расчеты других реальных газов, отличаются от гидравлических расчетов сетей жидких веществ тем, что газы, теряя давление при движении по сетям, одновременно заметно теряют в плотности и увеличиваются в объеме при сохранении той же массы. Жидкости же при изменении давления в плотности и объеме изменяются мало. Поэтому при выполнении гидравлических расчетов паровых сетей на каждом расчетном участке определяют по известному давлению пара действительную плотность сухого насыщенного пара в начале и конце каждого расчетного участка - р и р (графы 8, 17) и действительную скорость движения пара в сетях (графа 13). Значения Уд и ДРудд при плотности пара р = 1 кг/м определяют

по таблицам прил. 5, в зависимости от расхода пара G в паропроводе.

Предполагаемую среднюю плотность пара р (графа 12),

определяемую для середины расчетного участка, принимают по приблизительным оценкам и в ходе расчета уточняют.

Действительную среднюю скорость пара определяют по формуле:

vpi/p

где V - скорость движения пара по паропроводу при плотности пара р = 1 кг/м, м/с," Pj,p - средняя плотность пара в середине расчетного

участка, кг/м; Pi - величина, необходимая в формуле для уравнивания единиц измерения, pj = 1 кг/м.

Действительные удельные потери давления на трение пара в сетях рассчитывают по формуле:

Чд-д = Чд>Чр-

Если вычисленная средняя плотность пара рр в середине расчетного участка точно совпадает с ранее принятой предпола-

гаемой плотностью, расчет считается приемлемым и законченным. Если же эти значения не совпадают, то расчет для данного участка повторяется с другими, более приближенными значениями предполагаемой средней плотности пара до полного совпадения с вычисленным значением плотности.

В случае расчета первого участка сети (см. габл. 2.8) для определения оптимального диаметра паропровода необходимо сделать выбор между диаметром Dxs = 377x8 мм или

Dxs = 426x7 мм, учитывая ранее определенные средние допустимые линейные потери давления всей сети 111,7 Па/м. Удельные линейные потери давления составят: при =

= 350 мм - 80 Па/м, при Dy = 400 мм - 38,6 Па/м. С первого

взгляда кажется, что более подходящими для расчетного участка являются трубы Dy 350 мм. Однако учитывая, что в

настоящее время трубы Dy = 350 мм поставляют с толщиной

стенки не менее 9 мм и масса их составляет 92,56 кг/м, а масса металла труб Dxs = 426x7 мм составляет только

81,31 кг/м, в итоге принимают трубы Dy = 400 мм. При этом

уменьшение потерь давления на первом расчетном участке может быть с успехом использовано при выборе диаметров труб последующих участков сети.

3. После выполнения гидравлического расчета первого участка выполняют расчет второго и всех последующих участков сети. При этом давление пара, определенное для конца первого участка, переносится на начало второго участка. Такие же действия производят при расчете следующих участков.

4. Определяют значения а. Ц, Lp, ЕДр (графы 6, 7, 19)

таким же методом, как для выполнения гидравлических расчетов водяных тепловых сетей.

Суммарные потери давления в рассчитываемых паровых сетях с длиной трассы 1365 м составляют 0,294 МПа. Определенные расчетом потери давления меньше допустимых (0,305 МПа) и достаточно близки к ним. Поэтому результаты выполненного гидравлического расчета являются удовлетворительными.

Гидравлический расчет конденсатопроводов. Конденсат водяного пара в конденсатопроводах может пребывать в двух состояниях: в виде горячей воды и в виде пароводяной (паро-конденсатной) смеси.

Конденсат находится в сетях в виде горячей воды в случаях, когда в тепловых пунктах после конденсатоотводчиков потребителя пара осуществлено охлаждение конденсата с использованием его вторичных энергоресурсов или же когда пар вторичного вскипания и низкого потенциала, образующий-

ся во всех случаях за конденсатоотводчиками, либо вторично используют в каком-то процессе производства, либо через открытые конденсатные баки выпускают в атмосферу (в последнем случае происходит потеря энергоресурсов, что недопустимо) .

В виде пароводяной смеси конденсат образуется сразу за любым конденсатоотводчиком в результате понижения давления в сети с последующим, на этой основе, понижением температуры насыщения и вскипания пара. Пар, образовавшийся из конденсата путем вскипания при падении давления в сетях, называют паром вторичного вскипания. Кроме этого пара в конденсатопроводах возможно появление пара, попавшего через неплотно закрытые конденсатоотводчики. Такой пар называют пролетным паром.

Пар присутствует на следующих участках конденсатопроводов:

от конденсатоотводчика до охладителя - при наличии охладителя конденсата;

от конденсатоотводчика до точки отбора пара - при наличии парового эжектора, открытого бака конденсата или другого устройства, отбирающего пар;

от конденсатоотводчика до баков конденсата котельной или же до промежуточных баков, размещенных у потребителей пара района, - при безнасосном трубопроводном транспортировании пароконденсатной смеси под давлением собственного давления конденсата. При большой длине конденсатопроводов пар имеется вплоть до места, где потери теплоты сети равны теплоте парообразования, т.е.:

Qn = G•r•10-

где - потери теплоты на рессматриваемом участке конденсатопро-

вода, ГДж/ч; G - количество вторичного и пролетного пара в конден-сатопроводе при его выходе из конденсатоотводчика, т/ч; г - теплота парообразования {прил. 3), кДж/кг.

Пароконденсатная смесь по своим качествам аналогична мокрому пару и отличается только тем, что содержание пара в ней небольшое - обычно 2...10% по массе, в то время как в мокром паре - 90...99,9%. Поэтому гидравлический расчет пароконденсатных сетей выполняют аналогично расчетам сетей мокрого пара. При расчете особое внимание необходимо обращать на то обстоятельство, что пар при небольшом его содержании по массе занимает значительное место в конденсато-проводе по объему. В связи с этим расчетные диаметры трубопроводов, транспортирующих пароконденсатную смесь, всегда больше диаметров сетей, по которым движется та же масса чистого конденсата.

Порядок выполнения гидравлического расчета конденсатопроводов водяного пара при состоянии конденсата в виде горячей воды, содержание и заполнение сводной таблицы такие же, как при расчете водяных тепловых сетей (см. табл. 2.6), но с учетом нижеследующих факторов.

1. В гидравлических расчетах конденсатных сетей не фигурирует расход теплоты Q.

2. Эквивалентная шероховатость к внутренней поверхности стальных труб конденсатных сетей согласно СНиП 2.04.07-86 принимается равной 1 мм (для расчета водяных тепловых сетей Kg = 0,5 мм). Поэтому их расчет следует выполнять по таблицам для гидравлического расчета конденсатопроводов водяного пара при эквивалентной шероховатости труб к = 1 мм,

температуре конденсата t = lOQoC, плотности р = 958,4 кг/м и кинематической вязкости конденсата v = 0,295-10" * м/с, приведенным в прил. 4.

Повышенная шероховатость конденсатопроводов объясняется тем, что в напорные конденсатопроводы перед насосами, перекачивающими конденсат, попадает через открытые конденсатные баки или через дыхательные трубки закрытых баков кислород воздуха, который способствует коррозии труб, увеличивая их шероховатость (в случае применения черных стальных труб). Такие конденсатопроводы имеют увеличенные потери давления (в среднем на 26% больше, чем потери в водяных тепловых сетях) и быстрее выходят из строя.

В закрытых кондесантных сетях, имеющих охладители конденсата и действующих в результате собственного давления при отсутствии конденсатных баков и насосов перекачки, а также в конденсатопроводах из нержавеющих труб коррозия труб резко сокращается. Для расчета подобных конденсатопроводов следует применять таблицы гидравлического расчета, составленные для труб с пониженной шероховатостью, т. е. при Kg = 0,5 мм (см. прил. 1).

3. Удельные потери давления на трение (критерий выбора оптимальных диаметров конденсатопроводов) должны быть заниженными. Действительно, согласно СНиП 2.04.07-86, значение АРуд в конденсатопроводах после насосов должно приниматься не более 100 Па/м. Это объясняется тем, что напор, создаваемый наиболее простыми и распространенными насосами перекачки конденсата марки К, невелик и при относительно длинных конденсатных сетях может оказаться недостаточным.

При выполнении гидравлических расчетов конденсатопроводов следует учитывать то обстоятельство, что расход конденсата в сетях, как правило, определяют по расходу пара потребителем. При этом, в расчетах поток конденсата принима-

ется непрерывным, в то время как фактически конденсат из конденсатных баков перекачивается насосами по сетям периодически, отдельными порциями. Фактический расчетный расход конденсата в сетях, а также периодичность его перекачки зависят, в основном, кроме притока, от емкости конденсатных баков и производительности насосов. Обычно производительность конденсатных насосов полуторно-трехкратно превышает приток конденсата в баки. Хотя при наличии в районе нескольких потребителей пара, возвращающих конденсат через общую сеть в котельную, периоды перекачки конденсата весьма редко совпадают, чем заметно гасятся пики расходов, общий максимально-часовой расход конденсата в сетях после насосов всегда превышает сумму притока конденсата в баки потребителей.

Поэтому выбор оптимальных диаметров конденсатопроводов после насосов следует выполнять при заниженных удельных потерях давления на трение Аруд = 20...60 Па/м в случаях,

когда расход конденсата в сетях принимается равным его притоку в баки.

Гидравлический расчет мазутопроводов. Мазут к потребителям доставляется по мазутопроводам, создающим при его перекачке потери давления, .значения которых зависят от марки мазута и температуры его нагрева. Для сжигания в котельных в основном применяют топочный мазут разных марок, который по содержанию серы делится на высокосернистый, сернистый и малосернистый мазут.

В холодном состоянии мазут - весьма вязкий материал, непригодный для транспортирования по трубопроводам; при нагреве его вязкость снижается, что позволяет перекачку насосами. Минимальная температура нагрева, при которой мазут становится жидким, составляет 35...400 и зависит от типа, марки и степени сернистости мазута. Чем больше нагрев мазута, тем он становится более текучим и требует меньше энергии на перекачку. С другой стороны, при повышении температуры нагрева увеличивается расход энергии на подогрев, растут потери теплоты в мазутопроводах, а также увеличивается возможность разложения мазута. Поэтому в практике мазут не рекомендуется нагревать выше 1350С.

Гидравлический расчет мазутопроводов выполняют с целью определения оптимального диаметра трубопровода и расчетных потерь давления при заданном расходе мазута в сети и заданной температуре его нагрева. Произведенные гидравлические расчеты дают возможность выполнить технико-экономические "расчеты для получения оптимального значения температуры нагрева мазута в конкретной сети мазутопроводов. Гидравлическими расчетами иногда определеяют возможные расходы мазута при заданном диаметре трубопровода, темпе-

ратуре его нагрева и допустимых потерях давления в расчетном участке сети. Расчет разветвленных сетей выполняют по заранее разработанной расчетной схеме мазутопроводов. Учитывая, что в настоящее время из всех типов мазута в основном в котельных сжигаются высокосернистые топочные мазуты М-100 и М-40, ниже приведена методика гидравлического расчета сетей именно для этих мазутов, нагретых до температуры от 40 до 1350С.

Гидравлический расчет мазутопроводов теоретически выполняют в следующем порядке:

1. Определяют скорость движения мазута в трубопроводе V при известном расходе G, температуре нагрева t и плотности мазута р по формуле:

V = 4G/3600p7rDg,

где G - расход мазута, т/ч; 3600 - число для перевода единицы измерения V, м/с; р - плотность мазута, т/м [табп. 2.10); 0 - внутренний диаметр трубопровода, м.

2.10. Зависимость плотности и кинематической вязкости высокосернистых топочных мазутов М-100 и М-40 от температуры их нагрева

Температура!, С

Плотность р, т/м

Кинематическая вязкость V, м/(с-10"*)

ысокосернистый топочный мазут М-100

Если расход мазута задан не по массе G (т/ч), а по объему V (м/ч), то значния V переводят в значения G = Vp. Так как в начале расчета еще не известен оптимальный диаметр