Новые поплавковые конденсатоотводчики с инверсным клапанным узлом Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

шнЕРШшРЕтурсшшБЕШШЕтишшэнЕРШявФФЕшаштишЬ 9

УДК 621.175:658.2

Новые поплавковые конденсатоотводчики с инверсным клапанным узлом

Ю. Я. Печенегов,

Энгельсский технологический институт, профессор кафедры «(Машины и аппараты химических производств», доктор технических наук

А. В. Косов,

Саратовский государственный технический университет им. Гагарина Ю. А., аспирант, инженер О. Ю. Косова,

ООО «Газпром трансгаз Саратов», инженер первой категории, кандидат технических наук

Рассматриваются новые, предложенные авторами, поплавковые конденсатоотводчики с инверсным клапанным узлом, обладающие улучшенными характеристиками. Предложена методика расчёта новых конденсатоотводчиков с поплавками, открытыми сверху. Приведены и проанализированы результаты расчётов, даны рекомендации по конструктивному оформлению инверсного клапанного узла, указаны преимущества предложенных конденсатоотводчиков.

Ключевые слова: поплавковый конденсатоотводчик, инверсный клапанный узел, теплообменное устройство.

Конденсатоотводчики устанавливаются на линии выпуска конденсата из теплообменных устройств, где в качестве греющего теплоносителя используется водяной пар. Они пропускают конденсат, препятствуя проходу пара, и являются средством энерго- и ресурсосбережения в пароконденсатных системах промышленных предприятий.

Среди известных типов конденсатоотводчиков наиболее эффективными и универсальными считаются поплавковые [1]. Однако в отечественной промышленности преимущественное применение нашли термодинамические конденсатоотводчики из-за их низкой рыночной стоимости. В [2] показано, что экономическая эффективность использования конден-сатоотводчиков мало зависит от их стоимости и практически полностью определяется свойством препятствовать выходу пролётного (греющего) пара из предвключённого теплообменного устройства. По показателю экономической эффективности термодинамические конденсатоотводчики значительно уступают поплавковым, которые при качественном их изготовлении и правильной эксплуатации отводят конденсат без пропуска пролётного пара [2]. Термодинамические же конденсатоотводчики даже при притёртом к седлу диске-клапане пропускают 3-5 % общего расхода пара, а в процессе эксплуатации пропуск увеличивается до 15 % и более [3].

Недостатком предлагаемых в настоящее время на рынке поплавковых конденсатоотводчиков является частая засоряемость клапанных отверстий малого размера и «прикипание» клапана к седлу после технологических перерывов в работе. Износ имеющихся шарнирных элементов в процессе работы приводит к тому, что оси клапана и клапанного отверстия смещаются, клапан перестает плотно садиться на своё седло и конденсатоотводчик начинает пропускать

пролётный пар. Кроме того, в конденсатоотводчиках с закрытым поплавком из-за гидроударов в парокон-денсатной системе и коррозионного воздействия среды поплавок может повреждаться и утрачивать герметичность. В результате конденсатоотводчик перестаёт функционировать.

Нами разработаны новые конденсатоотводчики с различными поплавками [4-6], имеющие улучшенные характеристики. В новых конденсатоотводчиках использован клапанный узел, где конденсат подаётся не на клапан, как в известных устройствах данного типа, а под клапан (реализован принцип инверсии). Использование инверсного клапанного узла даёт целый ряд преимуществ и позволяет устранить названные выше недостатки поплавковых конденса-тоотводчиков. Так, закрытый поплавок в конденсато-отводчике [4] выполняется тонущим в конденсате, с толстой стенкой, что переводит его в разряд стойких к гидроударам и коррозии. Установленные на ряде промышленных предприятий конденсатоотводчики [4] показали надёжную и эффективную работу без пропуска пролётного пара. Их основные характеристики приведены в работе [7].

В отличие от закрытых поплавков поплавки, открытые снизу («перевернутый стакан») в конденса-тоотводчике [5] и сверху («открытый стакан»), в кон-денсатоотводчике [6] не испытывают механической нагрузки от действия давления окружающей среды, что позволяет изготавливать их не из легированной стали, а из не подверженной коррозии термоустойчивой пластмассы, например, поликарбонатов, имеющих плотность 1740 кг/м3, допустимую рабочую температуру 210 °С и хорошие прочностные свойства.

Ниже приводятся характеристики и методика расчёта конденсатоотводчиков с инверсным клапанным узлом и открытым сверху поплавком [6] (рис. 1).

ник - конденсатоотводчик» при холостом ходе системы с тем, чтобы полость поплавка была постоянно залита конденсатом. Можно рекомендовать назначать ёд=2 мм. При этом максимальный расход конденсата Gд через отверстие для поплавка высотой, например Нп=0,1 м, окружённого паром, согласно

G тах=

выполненным

составит

Рис. 1. Схема конденсатоотводчика с поплавком, открытым сверху:

1 — корпус; 2 — впускной патрубок; 3 — выпускной патрубок; 4 — клапанный (затворный) узел; 5 — шаровой

клапан; 6 — шток клапана; 7 — опора; 8 — рычаг; 9 — шарниры; 10 — дренажное отверстие; 11 — поплавок

Работа конденсатоотводчика (см. рис. 1) осуществляется следующим образом. Поступающий от пред-включённого теплообменного устройства конденсат заполняет полость открытого сверху поплавка. Клапанный узел при этом находится в состоянии «закрыто». Переливаясь через верхнюю кромку поплавка, конденсат поступает в корпус конденсато-отводчика, и при повышении его уровня в корпусе наступает момент, когда клапан под действием давления среды отрывается от седла и начинается выпуск конденсата. Максимальный подъём клапана и, соответственно, наибольший пропуск конденсата происходит, когда уровень конденсата в корпусе конденсато-отводчика достигает верхней кромки поплавка.

Если расход конденсата, поступающего в конден-сатоотводчик, уменьшается и его уровень в корпусе снижается, достигая дна поплавка, клапан под действием рычага и штока массы поплавка М и массы конденсата в его полости Gк опускается на седло и не допускается выпуск пара, заполняющего пространство над уровнем конденсата в верхней части корпуса. Препятствием проходу пара к клапанному узлу служит слой конденсата высотой АН между дном поплавка и нижней кромкой клапанного узла. Данный слой выполняет функции гидравлического затвора, так как в процессе штатной работы конден-сатоотводчика уровень конденсата не опускается ниже дна поплавка.

Дренажное отверстие диаметром ёд в дне поплавка предназначено для выпуска механических загрязнений и слива конденсата при остановках работы. Величина ёд назначается исходя из того, что поток конденсата Gд, выходящий из отверстия, не должен превышать расхода Gхх конденсата, образующегося в системе «предвключённый теплообмен-

расчётам д

=9,7 кг/ч. Для подавляющего большинства практических случаев Gхх>Gmlax. Если уровень конденсата в корпусе конденсатоотводчика достигает верхней кромки поплавка, то Gд=0 при любой величине ёд, так как отсутствует движущая сила (разность давлений) для дренажного потока.

В инверсных клапанных узлах используются шаровые клапаны, которые имеют ряд преимуществ перед другими типами клапанов. Они хорошо самоцентрируются и не заклинивают в конусном седле при угле конуса более 60°, обеспечивая плотное закрытие затвора. Как показывает практика, при скорости конденсата в самом узком сечении клапанного узла до 15-20 м/с эрозионный износ элементов узла очень незначителен. При номинальных режимах работы рекомендуется скорость 10-15 м/с. Благодаря небольшой поверхности контакта клапана и седла клапанный узел хорошо самоочищается и происходит его быстрая приработка в процессе эксплуатации. Клапан и седло целесообразно изготавливать из нержавеющей стали, например 1Х18, 1Х18Н9Т, стойкой против действия слабощелочной среды конденсата. Шток клапана свободно перемещается в клапанном отверстии, что способствует самоочистке и незасоряемости отверстия.

Результаты исследования гидравлических характеристик используемого в конденсатоотводчиках инверсного клапанного узла, выполненного по типу кольцевой трубы Вентури, приведены в [7, 8]. Получены эмпирические связи для коэффициентов расхода и гидравлического сопротивления клапанного узла.

Важной конструктивной характеристикой инверсного клапанного узла, влияющей на его пропускную способность, является отношение длины I клапанного отверстия к его гидравлическому диаметру ёг=ёо-ёшт. Анализ данных [7, 8] даёт основание рекомендовать принимать для конденсатоотвод-чиков ¿/ёг=1,5.

Диаметр штока клапана можно назначать в интервале ёшт=2-3 мм. Проведённые расчёты показывают, что выполненный из легированной стали шток диаметром ^шт=2 мм выдержит разрывное усилие до 44 кг. Такая величина растягивающего усилия в штоке может возникнуть при разности давлений в клапанном узле Ар=р1-р2=3 МПа, где Р1 и Р2 - давления выпускаемой среды соответственно на входе и выходе клапанного узла, если диаметр клапанного отверстия ёо=13,7 мм. На практике величины Ар и ё.о в конденсатоотводчиках имеют обычно меньшие численные значения.

Экспериментальные данные [9] показывают, что герметичность клапанного узла даже при малом усилии, прижимающем клапан к седлу, гарантированно достигается, если контакт последних осуществляет-

ся по острой кромке клапанного отверстия. Для выполнения данного условия диаметр шарового клапана не должен быть больше определённого выражением

С =6,41-10"3-^1

1,2

(1)

где в - угол раскрытия конуса седла клапана, градусы; dон - диаметр клапанного отверстия, рассчитанный на пропуск номинального расхода.

В результате обработки данных обнаружена связь (1) полученных при построении геометрических образов клапан-седло в интервале в=90°-120°. Данный интервал угла в обеспечивает работу без защемления клапана и надёжную центровку клапана при его посадке на седло.

Если в процессе эксплуатации конденсатоот-водчика возникнет необходимость увеличить его пропускную способность, то наиболее просто это может быть получено путём рассверловки клапанного отверстия. Увеличение dо рассверловкой по отношению к dон не будет ухудшать герметичность клапанного узла при сохранении величины dкл, определённой по (1), так как клапан с седлом при этом по-прежнему будет контактировать по острой кромке клапанного отверстия. В качестве ограничения рассверловки можно принять условие dо<dкл-1 мм.

Пропускная способность (расход G конденсата) связана с конструктивными характеристиками клапанного узла соотношением [7]

/

= 1,054

г л0-22

1

2Р'(А "Л)

1+ 1,35-105 х2РГ''6(р'/р"-1)

(2)

где f - площадь проходного сечения клапанного отверстия;

р' и р" - плотности конденсата и пара соответственно; х2 - равновесное паросодержание потока при

давлении Р2 за клапанным узлом;

Fr = w0)l(gl) - число Фруда (определяет степень равновесности двухфазного пароконденсат-ного потока в клапанном узле); w0=Gl(р'f) - скорость циркуляции.

При выпуске конденсатоотводчиком охлаждённого конденсата с температурой на входе ^ не более 100 °С величина х2=0, а при выпуске насыщенного конденсата, что на практике встречается гораздо чаще, х2>0, так как дросселирование потока в клапанном узле сопровождается в этом случае образованием вторичного пара.

Алгоритм расчёта конденсатоотводчика с открытым сверху поплавком представлен в виде блок-схемы на рис. 2. Здесь обозначено: п=НпЮп - отношение высоты поплавка к его диаметру, может быть принято равным 1,5; рм - плотность материала поплавка; 5 - толщина стенки поплавка; р1 тах - наибольшее давление, при превышении которого кон-денсатоотводчик вместе с конденсатом будет выпускать пролетный пар; р1 т;п - наименьшее давление, при котором клапанный узел будет открыт для

^ Начало ^

/ Ввести ^ р1, Ц, р2, ¿шт, l/dг

Расчет клапанного узла

Печать do, I, X2, f

Ввести Р1 Р1,тах,П Рм, 5, Ll

DП = 45a+0,25/nЖрм/р'-lXpl,max-P2)/(Pl,min-P2HРм/р' )]

,кг/(м2-с),

А, = V ДРтах $1 [(4р„5(0,25+и)+иДУ)£(1+0,024 / Д +0,5^/1,)]

Да

Нет

V п=Dп

L2=Ll+0,024+0,5Dп; Яп^п

Печать Dп, Нп, L2

^ Конец ^

Рис. 2. Блок-схема расчёта конденсатоотводчика с открытым сверху поплавком

выпуска конденсата; Ll и L2 - длины короткого плеча рычага и всего рычага соответственно;

ДРтах=р1,тах-р2.

Для длины рычага конденсатоотводчика из рис. 1 следует

L2=Ll+0,5dBЬIП.п+Д+0,5Dп

(3)

где dвыпп - диаметр выпускного патрубка;

Д - расстояние между выпускным патрубком и поплавком. Длина плеча Ll рычага назначается конструктивно в интервале от 0,006 до 0,01 м. При диаметре осей шарниров рычага не более 3 мм возможно использо-

вать минимальное значение интервала Li=0,006 м. Величина А также должна быть минимальной и достаточной для возможности горизонтальных смещений поплавка, обусловленных угловыми перемещениями рычага. Обычно A<0,0i+0,0i5 м.

В итерационном цикле блок-схемы на рис. 2 расчётные выражения для первого приближения диаметра поплавка Пп и уточнённого его значения Du построены на основе баланса моментов сил, действующих на систему «клапан-шток-рычаг-поплавок» относительно неподвижной точки опоры О рычага (см. рис. 1). Учитывались сила давления выпускаемой среды, действующая на клапан, Fap, выталкивающая поплавок архимедова сила и сила веса поплавка и заполняющей его среды (М + GJg.

Поплавок с размерами, рассчитанными по приведённым в блок-схеме выражениям, обеспечит нормальную работу конденсатоотводчика без пропуска

Ар, МПа

4 -

2

1

0,04

0,06

0,08

Рис. 3. Зависимость Apmax (сплошные линии) и Apmin (штриховые линии) от Dn: рм=1740 кг/м3; L1=0,008 м; L2=L1+0,024+0,5Dn; 8=0,5-10'3 м; n=1,5

Apmax Apmin

0,04 0,06

0,12 0,14 Dn, м

Рис. 4. Зависимость отношения Артах/АртПот Dn: условия как на рис. 3

пролётного пара в условиях переменного давления Pi выпускаемой среды при его изменении от pi min до Pi max. Используя приведенные в блок-схеме на рис. 2 уравнения для D'п и D„, можно решить обратную задачу - определить предельные значения рабочего интервала давления выпускаемой среды в корпусе конденсатоотводчика pi min и Pi max при заданных DH и п.

Некоторые характерные результаты расчётов по разработанной методике приведены на рис. 3 и 4. Область на рис. 3 между кривыми для Apmin=pi min-p2 и Apmax=pi max-p2 является рабочей для конденсатоотводчика. С увеличением диаметра поплавка Du эта область расширяется (рис. 4). Одновременно растут абсолютные величины Apmto и Apmax.

На практике часто требуется, чтобы конденсато-отводчик обеспечивал пропуск конденсата при весьма малых значениях Apmin. Это достигается путём уменьшения веса поплавка, например, за счёт использования материала для его изготовления с низкой плотностью. Если плотность материала будет близкой к плотности конденсата, то Apmto»0 при любых DH.

Можно выделить следующие преимущества использования инверсного клапанного узла в конден-сатоотводчике [6] с открытым сверху поплавком по отношению к известным аналогам [9, i0]:

- конструкция устройства проще, технологичнее в изготовлении, удобнее в обслуживании;

- поплавок выполняется легким, тонкостенным;

- вес (материалоёмкость) и объём конденсато-отводчика значительно снижены;

- за счёт вертикальных перемещений штока клапана в клапанном отверстии осуществляется самоочистка клапанного узла от загрязнений;

- конденсатоотводчик имеет повышенную надёжность работы;

- устройство дополнительно выполняет функцию обратного клапана;

- имеет хорошую приспособляемость к динамическим условиям работы;

- не требуется специальных действий персонала при запуске в работу;

- за счёт самоцентрирования клапана, имеющего сферическую поверхность, обеспечивается полный и плотный его контакт с конусным седлом при закрытом клапанном узле;

- выпускается воздух и выделяющиеся из отводимого потока неконденсирующиеся газы;

- при перерывах в работе осуществляется самопроизвольное освобождение поплавка от конденсата;

- через дренажное отверстие в дне поплавка обеспечивается его самоочистка от оседающих дисперсных твёрдых частиц при их присутствии в потоке выпускаемого конденсата;

- имеется защита от «размораживания» в зимнее время года.

В заключение отметим, что роль конденсато-отводчиков в решении задач повышения энергоэффективности теплотехнологий и теплообменных устройств, где в качестве греющего теплоносителя используется водяной пар, исключительно велика.

7

3

0

0,1 Dn, м

Однако на многих предприятиях конденсатоотвод-чикам как вспомогательному оборудованию не уделяется должного внимания. Они либо отсутствуют, либо из-за изношенности и несоответствия их характеристик условиям эксплуатации работают с пропуском пролетного пара, что наносит большой экономический ущерб. Наш опыт внедрения разра-

ботанных новых конденсатоотводчиков в промышленность показывает, что во многих случаях их срок окупаемости составляет всего лишь несколько дней. Правильно выбранные и надёжно работающие конденсатоотводчики - это одна из основ энерго- и ресурсосбережения в пароконденсатных системах.

Литература

1. Баранов Н. А., Рябцев Н. И., Бухарин В. И. Классификация и подбор конденсатоотводчиков // Промышленная энергетика. - i985. - № i2. - С. 20-23.

2. Выбор конденсатоотводчиков и их экономическая эффективность / Печенегов Ю. Я., Богатенко Р. В., Косова О. Ю., Косов А. В. // Промышленная энергетика. - 2002. - № 4. - С. 30-3i.

3. Алутин А. П., Бойцов М. С., Каравайков В. М. Разработка конструкции и испытания термодинамического конденсатоотводчика // Промышленная энергетика. - 20ii. - № i0. - С. 4i-44.

4. Патент 244ii82 РФ. МПК F i6 Т i/24. Конденсатоотводчик / Ю. Я. Печенегов, А. В. Косов. -20i0i2760i/06; заявлено 02.07.20i0; опубл. 27.0i.20i2 // Изобретения. - 20i2. - № 3.

5. Патент 23879i8 РФ, МПК F i6 Т i/30. Конденсатоотводчик Печенегова / Печенегов Ю. Я. -2006i26454/06; заявлено 20.07.2006; опубл. 27.04.20i0 // Изобретения. - 20i0. - № i2.

6. Патент 2362944 РФ, МПК F i6 Т i/28. Конденсатоотводчик / Печенегов Ю. Я. и др. - 2006i2645i/06; заявлено 23.i0.2006; опубл. 27.07.2009 // Изобретения. - 2009. - № 2i.

7. Печенегов Ю. Я., Косов А. В. Результаты промышленных испытаний нового конденсатоотводчика с толстостенным закрытым поплавком и инверсным клапанным узлом // Промышленная энергетика. - 20i2. -№ 6. - С. 43-46.

8. Косов А. В., Печенегов Ю. Я. Экспериментальное исследование гидравлического сопротивления клапанного узла, выполненного по типу трубы Вентури // Вестник Саратовского государственного технического университета им. Гагарина Ю. А. - 20ii. - № 4 (55). - Вып. i. - С. i84-i87.

9. Пайкин И. Х. Конденсатоотводчики. - Л.: Машиностроение, i985. - ii4 с.

10. Якадин А. И. Конденсатное хозяйство промышленных предприятий. - М.: Энергия, i973. - 232 с.

New ball float steam trap valves with an inverted node

Yu. Ya. Pechenegov,

Engels Technological Institute, Professor of the Department "Machines and apparatuses of chemical productions", D. T. S

A. V. Kosov,

Saratov State Technical University named after Yuri Gagarin, post-graduate student, engineer

O. Yu. Kosova,

Gazprom transgaz Saratov, 1-st category engineer, PhD

We consider new float traps with an inverted valve unit having improved characteristics and propose the method of calculation of new traps with floats open at the top. Also we present and analyze results of the calculations, give recommendations for constructive design of inverted valve assemblies and mark the offered traps advantages.

Keywords: float traps, inverted valve assembly, heat exchanger.