Перекачивание конденсата из вентилируемых ресиверов

Чистый статический напор - Он зависит от того, является ли насос центробежным или механическим насосом положительного вытеснения. Для электрического центробежного насоса (Figure 14.4.3) давление, создаваемое всасывающим напором, постоянно присутствует в насосе. Чистый статический напор, против которого должен работать насос, равен разнице между всасывающим напором и напором нагнетания.

Для механического насоса вытеснения (Figure 14.4.4) всасывающий напор лишь обеспечивает энергию для заполнения насоса во время цикла наполнения. Во время фактического перекачивания он отсутствует в корпусе насоса и не влияет на напор нагнетания, против которого должен работать насос. Чистый статический напор в этом случае — просто напор нагнетания.

Потери напора на трение (hf) - Потери напора на трение, или потери напора из-за трения, точнее определяются как энергия, необходимая для перемещения жидкости по трубопроводу. Более подробно это рассматривается в Module 10.2, Pipes and pipe sizing. Потери давления можно рассчитывать по методикам, показанным в Block 4, Flowmetering, и Block 10, Steam distribution, но чаще их определяют по таблицам, связывающим расход жидкости, диаметр трубы и скорость потока. Для точности необходимо учитывать также сопротивление, создаваемое различными трубопроводными фитингами. Существуют таблицы, позволяющие определить эквивалентную длину прямой трубы, соответствующую сопротивлению различных фитингов. Эта дополнительная эквивалентная длина для фитингов затем прибавляется к фактической длине трубы, образуя общую эквивалентную длину. Однако на практике, если труба подобрана правильно, редко бывает, чтобы фитинги добавляли более 10% к фактической длине трубы. Применимым общим правилом является: Общая эквивалентная длина (le ) = фактическая длина + 10% В большинстве случаев инженер по паровым системам проектирует систему с серийным насосным узлом, в конструкцию которого уже заложены соответствующие коэффициенты. С учётом этого в данном блоке значение 10% будет использоваться как эквивалентная длина для расчёта потерь давления на трение. Эти потери давления на трение сильно зависят от скорости воды в трубе. В простых терминах потери давления на трение растут пропорционально квадрату скорости. Существуют таблицы, показывающие потери напора на метр трубы для различных расходов и диаметров труб.

Table 14.4.1 Расход воды в трубах из чёрной стали (kg/h)

Пример 14.4.1 Сбросной трубопровод 50 mm на насосной линии конденсата поднимается вертикально на 29 metres к вентилируемому баку. Длина линии составляет 150 m, а производительность насоса — 5000 kg/h воды. Определите: (A) потери напора из-за трения (потери напора на трение), и (B) общий напор нагнетания. A - Рассчитайте потери напора из-за трения (потери напора на трение) Общая эквивалентная длина (le) = 150 + 10% = 165 metres Из Table 14.4.1 видно, что в трубе 50 mm при расходе воды 5004 kg/h потери давления составят 1.0 mbar /m. Расход в данном примере немного меньше, и хотя более точную оценку можно получить интерполяцией, примем потери давления равными 1 mbar/m. Следовательно, потери напора давления из-за трения составят: 165 metres x 1 mbar/m = 165 mbar (0.165 bar) Принимая, что 1 bar эквивалентен 10 metres водяного столба, эквивалентные потери напора на трение в метрах составят: 0.165 bar x 10 m/bar = 1.65 metres. B - Общий напор нагнетания Общий напор нагнетания (hd) - Общий напор нагнетания hd, против которого должен работать насос, складывается из трёх составляющих, как показано в Equation 14.4.1:

Подбор электрической установки возврата конденсата Чтобы подобрать электрическую установку возврата конденсата, необходимо знать:

• Количество конденсата, поступающего в ресивер при рабочей нагрузке.
• Температуру конденсата. Она не должна превышать значения, указанного производителем, чтобы избежать кавитации; при этом производители обычно применяют разные рабочие колёса для различных температурных диапазонов, например 90°C, 94°C и 98°C.
• Общий напор нагнетания, против которого должен работать насос - определяется условиями на объекте.
• Производительность насоса по сбросу, необходимую для подбора трубопровода возврата - это значение нужно правильно определить по данным производителя. Пример 14.4.2 Подбор сбросного трубопровода для электрической установки возврата конденсата Дано: Температура конденсата = 94°C Количество конденсата = 1 000 kg/h Статический напор (hs) = 30 m Длина трубопровода = 150 m Противодавление конденсата = только потери на трение (hf) Предварительный выбор установки возврата конденсата можно выполнить по диаграмме подбора производителя (пример показан на Figure 14.4.7). Согласно диаграмме, первоначальным выбором должна быть CRU1 при условии проверки потерь на трение в напорном трубопроводе.

Из диаграммы на Figure 14.4.7 видно, что CRU1 фактически рассчитана на перекачивание 3 000 kg/h конденсата при максимальном напоре нагнетания 35 m.

Линия возврата конденсата подбирается по максимальной производительности насоса при требуемом напоре нагнетания, как показано в следующем примере: Максимальная производительность насоса = 3 000 kg/h Именно это значение, 3 000 kg/h, необходимо использовать для подбора сбросного трубопровода. Теперь можно рассчитать оптимальный размер линии возврата. Фактическая длина трубопровода = 150 m Equivalent length of pipework = 150 m + 10% = 165 m Оценка потерь на трение в трубе (hf) При подборе напорной линии насоса обычно разумно начинать расчёт потерь на трение, принимая условные потери давления в диапазоне от 100 до 200 Pa/m. Из таблицы потерь давления Table 14.4.2 (выдержка приведена ниже) видно, что при расходе 3000 kg/h и потерях давления в пределах от 100 до 200 Pa/m достаточно сбросной трубы 40 mm.

Выдержка из Table 14.4.2

Из Table 14.4.2 можно определить интерполяцией, что расход 3 000 kg/h соответствует падению давления 128 Pa/m для трубопровода 40 mm.

Теперь можно рассчитать потери напора на трение для трубопровода 40 mm. Потери напора на трение (hf) = 128 Pa/m x 165 m hf= 21000 Pa hf= примерно 2.1 metres Определение общего напора нагнетания Общий напор нагнетания, против которого должен работать насос, следовательно равен hs + hf = hd, где: hs= static lift of 30 m (given) hf = 2.1 metres hd= 30 m + 2.1 m = 32.1 metres Напор нагнетания 32.1 metres необходимо сверить с диаграммой подбора CRU производителя, чтобы подтвердить, что установка способна работать при таком напоре. По Figure 14.4.7 видно, что данная CRU действительно может работать при напоре 35 metres. Если бы расчётный напор 35 metres был превышен, оставались бы два варианта: пересчитать систему с трубой большего диаметра либо выбрать CRU с большей подъёмной способностью. Альтернативный способ подбора напорного трубопровода При фактическом статическом напоре (hs) 30 m и расчётном напоре CRU 35 m на потери на трение в трубе (hf) остаётся 5 m. Возможно, удастся установить трубу меньшего диаметра и допустить большие потери на трение. Однако проектировщик должен сопоставить эту первоначальную экономию с дополнительной мощностью (и, следовательно, затратами), необходимой для работы насоса против большего напора. Также необходимо проверить скорость относительно типичного максимально допустимого значения около 3 m/s для перекачиваемой воды при температурах ниже 100°C. Из Table 14.4.2 видно, что если выбрать трубу следующего меньшего размера (32 mm), то удельные потери на трение (hf) для расхода 3000 kg/h по интерполяции составят 286 Pa/m, а скорость будет около 1 m/s, что меньше 3 m/s и, следовательно, подходит для данного применения. hf = 286 Pa/m x 165 m = 47 190 Pa (или 4.72 m) Следовательно, общий напор нагнетания (hd) = hs + hf hd= 30 + 4.72 m hd= 34.72 m Вывод таков: можно использовать трубу 32 mm, поскольку насос CRU1 способен работать при суммарном напоре до 35 m. Однако с практической точки зрения проектировать систему, работающую настолько близко к своим пределам, может быть неразумно, и в данном случае труба 40 mm, вероятно, будет лучшим решением.

Table 14.4.2 Фрагмент типовой таблицы потерь на трение для полностью затопленных трубопроводов (расходы в kg/h)

Применение насоса Как правило, механические насосы перекачивают меньшие объёмы конденсата, чем электрические насосы. Однако они особенно ценны в случаях, когда:

• Высокая температура конденсата вызывает кавитацию в электрических насосах.
• Конденсат находится под вакуумом.
• Пространство в машинном помещении ограничено.
• Требуется минимальное техническое обслуживание.
• Окружающая среда опасная, влажная или сырая.
• Электропитание отсутствует поблизости.
• Конденсат необходимо удалять от отдельных единиц оборудования с регулированием температуры, которые могут работать в условиях stall (подробнее см. Block 13 Condensate Removal). Как и электрические насосы, механические насосы положительного вытеснения иногда, хотя и не всегда, поставляются в виде комплектных узлов возврата конденсата. Механическая установка возврата конденсата состоит из ресивера конденсата и насосного агрегата. Дополнительная система управления не требуется, так как насос полностью автоматический и работает только при необходимости. Это означает, что насос саморегулируется. В механических насосах циклы работы следуют по мере заполнения и опорожнения ресивера. Мгновенный расход во время сброса насоса нередко достигает величины до шести раз больше расхода наполнения, и именно этот мгновенный расход сброса необходимо использовать для расчёта размера сбросного трубопровода. Всегда обращайтесь к данным производителя насоса по подбору самого насоса и линии сброса. Типовая диаграмма подбора механического насоса показана на Figure 14.4.10. Подбор механического конденсатного насоса Чтобы подобрать механический конденсатный насос, необходимы следующие данные: Максимальный расход конденсата, поступающего в ресивер. Движущее давление пара или воздуха, доступное для привода насоса. Выбор пара или воздуха зависит от применения и условий объекта. Доступный наполняющий напор между ресивером и насосом. Общий напор нагнетания конденсатной системы. Методика подбора механических насосов различается у разных производителей и обычно основана на эмпирических данных, которые переводятся в коэффициенты и номограммы. Следующий пример показывает типовой метод подбора механического насоса. (Длина трубопровода меньше 100 m, поэтому потерями на трение пренебрегают): Пример 14.4.3 Как подобрать механический конденсатный насос

Подбор сбросного трубопровода для механического конденсатного насоса Диаметр сбросной трубы от механического насоса обычно можно принимать равным размеру выходного патрубка насоса, если её длина меньше 100 m. Сопротивление трубы трению относительно невелико по сравнению с противодавлением, создаваемым подъёмом и давлением в системе возврата конденсата, и обычно им можно пренебречь. Для линий сброса длиннее 100 m общее правило состоит в том, чтобы выбирать трубу на один размер больше выходного обратного клапана насоса, однако для таких длинных линий размер следует проверять, как показано в Примере 14.4.4. Линии нагнетания длиннее 100 metres Для линий нагнетания длиннее 100 m и/или когда расход конденсата близок к производительности насоса, рекомендуется проверять размер трубы, чтобы суммарные потери на трение (включая инерционные потери) не превышали возможностей насоса. Инерционные потери объясняются в Примере 14.4.4. Рассмотрим те же требования по перекачиванию конденсата, что и в Примере 14.4.3, но с линией нагнетания длиной 250 metres. Пример 14.4.4 Подбор линии нагнетания длиной 250 m (см. Figure 14.4.10):

Влияние инерционных потерь на линии нагнетания насоса длиной более 100 metres В линиях длиннее 100 m в сбросной трубе насоса удерживается значительный объём жидкости. Резкое ускорение этой массы жидкости в начале цикла сброса может поглощать часть энергии насоса и вызывать сильный гидроудар и шум. Это необходимо учитывать в расчёте, уменьшая допустимые потери на трение 60 000 Pa в Примере 14.4.4 на 50%, следующим образом:

(Это основано на предположении, что среднее время сброса насоса составляет примерно 25% от общего времени цикла наполнения и сброса.)

Следовательно, мгновенная производительность насоса по конденсату = 10 400 kg/h Общие допустимые потери на трение При сопротивлении трению 109 Pa/m из Table 14.4.2 видно, что для обеспечения допустимого расхода 10 400 kg/h требуется труба 65 mm (минимум). Фактически Table 14.4.2 показывает, что труба 65 mm пропустит 10 620 kg/h при сопротивлении трению 109 Pa /m. Поднимаясь вверх по столбцу 65 mm в таблице, можно увидеть, что по интерполяции расход 10 400 kg/h фактически вызывает потери на трение 105 Pa/m в трубе 65 mm. Насосы при полной загрузке и длинные линии В Примере 14.4.4 Figure 14.4.10 показывает, что максимальная скорость наполнения насоса при движущем давлении 5.2 bar g и напоре нагнетания 26 metres составляет 2600 kg/h. Если бы скорость наполнения была близка к этому максимуму (например, 2 500 kg/h), тогда на потери на трение оставалось бы меньше допустимого напора. Для насоса того же размера DN50 это означало бы необходимость большего диаметра напорного трубопровода, как показано в Примере 14.4.5. Пример 14.4.5 Рассмотрите тот же насос DN50, что и в Примере 14.4.4, но при скорости наполнения конденсатом 2 500 kg / h. Теперь определите размер линии нагнетания.

Подбирая по скорости наполнения 2500 kg/h и давлению пара 5.2 bar, из Figure 14.4.11 для насоса DN50 видно, что скорость наполнения конденсатом 2 500 kg/h соответствует максимальному противодавлению около 27 m, поэтому в данном случае:

Сбросной трубопровод должен подбираться по мгновенному расходу на выходе насоса, который принимается как 4 x максимальная производительность насоса. Как и ранее, труба будет подбираться по 4 x 2 600 kg/h = 10 400 kg/h при потерях на трение 18 Pa/m.

Таблица 14.4.2 показывает, что для этого потребуется диаметр трубы 100 mm, чтобы насос работал в пределах своих возможностей. Хотя система, безусловно, будет работать с таким решением, вероятно, экономически целесообразнее рассмотреть более крупный насос в сочетании с трубопроводом меньшего диаметра. Рассмотрение более крупного насоса и меньшего трубопровода Рассмотрим те же условия перекачивания, что и в Примере 14.4.4, но с более крупным насосом DN80. Поскольку более крупный агрегат может работать против большего напора нагнетания, можно использовать линию нагнетания меньшего размера.

На рисунке 14.4.12 показано, что насос DN80 при тех же условиях — движущий пар 5.2 bar g и расход 2500 kg/h — допускает максимальный напор нагнетания 35 m.

По интерполяции из Table 14.4.2 видно, что труба 80 mm пропустит 20160 kg/h при потерях на трение 160 Pa/m и скорости потока около 1 m/s.

В данном случае более крупный насос DN80 без труда позволит использовать трубу на два размера меньше, чем для меньшего насоса, и при скорости около 0.5 m/s, что соответствует рекомендациям. Следовательно, труба 80 mm подходит для насоса DN80. На практике допустима была бы и труба 65 mm, поскольку мы уже заложили 50% на инерционные потери, однако такое соединение может выглядеть несколько странно с насосом DN80. Примечание: насос DN80 стоил бы примерно на 10% дороже насоса DN50, но эта разница оправдалась бы разницей в стоимости монтажа длинной линии нагнетания; в данном случае речь идёт о разнице в стоимости между трубой 80 mm и 125 mm, а также монтажа, фитингов и изоляции. Скорости конденсата Для проверки скорости конденсата можно использовать Equation 14.4.2.

В Equation 14.4.2 удельный объём воды принимается равным 0.001 m3/kg. Это значение немного меняется с температурой, но не настолько, чтобы оказывать заметное влияние на линии конденсата.

Скорость конденсата можно проверить для трубопровода 80 mm в Example 14.4.4. 14.4.4. Example 14.4.4.

Из Table 14.4.3 видно, что максимальная скорость для трубы с проходом 80 mm составляет 1.84 m/s. Table 14.4.3 Максимально рекомендуемые скорости для проходов труб (исходя из максимальных потерь на трение 450 Pa/m)

Лучшие практики для длинных линий нагнетания

Импульс движущейся среды в длинной линии нагнетания может поддерживать движение воды ещё некоторое время после завершения цикла сброса механического насоса. Когда вода в сбросной трубе останавливается, противодавление в линии стремится обратить первоначальное движение воды назад, к выходному обратному клапану. В результате возникают шум и движение трубопровода из-за гидроудара, что может быть как пугающим, так и серьёзным. Обычно проблему удаётся уменьшить установкой ещё одного обратного клапана в линии сброса на расстоянии одной длины трубы от насоса.

Если есть выбор, всегда лучше выполнить подъём сразу после насоса на высоту, позволяющую затем обеспечить самотечный уклон до конца линии (Figure 14.4.14). Если уклона достаточно для преодоления сопротивления трубы трению (Table 14.4.4), то единственным противодавлением на насос будет противодавление, создаваемое начальным подъёмом. На вершине подъёма можно установить вакуумный прерыватель, который не только поможет движению по нисходящей линии, но и предотвратит склонность к обратному потоку в конце хода.

Если нисходящей линии приходится понижаться в каком-либо месте по длине, чтобы обойти препятствие, автоматический воздухоотводчик, установленный в наивысшей точке, уменьшит завоздушивание и поможет потоку пройти через этот участок, см. Figure 14.4.14.

Table 14.4.4 Уклон трубопровода для преодоления потерь на трение

*Падение 25 mm на 1.75 m эквивалентно уклону 1:70.

В качестве альтернативы вопрос противодавления, вызываемого горизонтальным участком, можно полностью устранить схемой, показанной на Figure 14.4.15, где насос просто подаёт конденсат в вентилируемый промежуточный бак. Трубопровод от бака должен иметь уклон в соответствии с Table 14.4.4.

Вентилируемые насосы, pumping traps и установки pump-trap

Линии сброса от насосов, вентилируемых в атмосферу, подбираются по расходу сброса насоса. Конденсат, проходящий через pumping traps и комбинации pump-trap в замкнутых контурах, часто находится при более высоких давлениях и температурах, и в линии сброса будет образовываться flash steam. Поэтому линии сброса от pumping traps и комбинаций pump-trap подбираются по режиму отвода конденсата при полной нагрузке, а не по режиму перекачивания, поскольку линия должна быть рассчитана на flash steam. Подбор по flash steam также гарантирует, что линия справится и с режимом перекачивания.