Другие предметы \ Тепловые и атомные электрические станции

Расчет площади поверхности охлаждения конденсатора из условий минимальных габаритов (Исследовательская часть дипломного проекта), страница 2

Ф_t=.

Ф_z=. (3.12)

Множитель Ф_δ=1, так как расчет ведется для номинальной нагрузки.

3.1.2.5 Определяем коэффициент теплопередачи k:

k=4070∙0,8∙0.993∙0,79∙1∙1=2554 Вт/(м²∙К). (3.13)

3.1.2.6 Площадь поверхности охлаждения конденсатора:

F=м². (3.14)

3.1.2.7 Определим число трубок в конденсаторе:

N=, (3.15)

где ρ_в=1000 кг/м³ – плотность охлаждающей воды.

N=шт.

3.1.2.8 Активная длина трубок:

L=м. (3.16)

3.1.2.9 Удельная паровая нагрузка на конденсатор:

g_п=г/(м²∙с). (3.17)

Полученная по расчету удельная паровая нагрузка конденсатора близко совпадает с первоначально заданной, и поэтому можно считать расчет законченным и не требующим повторения.

3.1.2.10 Анализируя формулу (3.14) получим, что уменьшения площади охлаждения конденсатора, а следовательно и его габаритных размеров можно достичь путем увеличения коэффициента теплопередачи.

Увеличения коэффициента теплопередачи возможно следующими путями: увеличение скорости движения охлаждающей воды в трубках, уменьшение диаметра этих трубок и использование различных материалов.

С другой стороны уменьшения площади охлаждения можно достигнуть увеличив температурный напор в конденсаторе. Это в свою очередь можно осуществить, уменьшением разности температур на выходе и входе в конденсатор, путем увеличения кратности циркуляции.

3.1.3 Исходя из выше изложенного внесем следующие изменения в исходные данные расчета по определению площади охлаждения конденсатора и произведем повторный расчет:

m = 68 – кратность циркуляции;

d₁ = 26 мм – наружный диаметр трубок;

d₂ = 24 мм – внутренний диаметр трубок;

g_п = 11 г/(м²с) – предварительно заданная удельная паровая нагрузка;

3.1.3.1 Из уравнения теплового баланса конденсатора определим нагрев охлаждающей воды:

D_к∙(h_п-h_к)=W∙∆t∙C_p, (3.18)

W=m×D_k, (3.19)

где h_к=109,78 кДж/кг – энтальпия сконденсировавшегося пара;

∆t – нагрев охлаждающей воды, ^oC;

m = 68 – кратность циркуляции;

C_p- теплоёмкость воды, равная 4.19 кДж/(кг∙К).

∆t=D_k×(h_п-h_к)/m×D_k×C_p=153,967×(2371-109,78)/68×153,967×4,19=7,936^оС. (3.20)

3.1.3.2 Температура циркуляционной воды на выходе из конденсатора:

t₂=t₁+∆t=12+7,936=19,936 ^оС. (3.20)

3.1.3.3 Среднелогарифмическая разность температур:

∆t_л=, (3.21)

где t_п – температура отработавшего в турбине пара, t_п=26,182 ^оС.

∆t_л= =9,667 ^оС.

3.1.3.4 Коэффициент теплопередачи определяется по формуле Бермана:

k=4070∙a∙Ф_ω∙Ф_t∙Ф_z∙Ф_δ, (3.22)

где a – коэффициент чистоты;

Ф_ω,Ф_t,Ф_z,Ф_δ – множители, учитывающие влияние скорости охлаждающей воды ω_в, ее температуры на входе в конденсатор t₁, числа ходов воды z и удельной паровой нагрузки конденсатора g_п.

а=а_с∙а_м, (3.23)

где а_с и а_м – коэффициенты, зависящие от ожидаемого состояния поверхности охлаждения и от материала и толщины стенок трубок: а_с=0.8 – при оборотном водоснабжении; а_м=1 – для трубок из латуни и толщиной стенок δ=1 мм.

а=0.8∙1=0.8 . (3.24)

Ф_ω=, (3.25)