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

Страницы работы

14 страниц (Word-файл)

Содержание работы


3 ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКАЯ ЧАСТЬ

3.1 РАСЧЕТ ПЛОЩАДИ ПОВЕРХНОСТИ ОХЛАЖДЕНИЯ КОНДЕНСАТОРА ИЗ УЛОВИЙ МИНИМАЛЬНЫХ ГАБАРИТОВ

Конденсационные устройства предназначены для конденсации пара, отработавшего в паровых турбинах. В паротурбинных установках, как правило, применяются конденсаторы поверхностного типа. Охлаждающая (циркуляционная) вода проходит через пучки трубок, расположенных в паровом пространстве конденсатора. Отработавший пар турбины, соприкасаясь с холодной поверхностью трубок, конденсируется, отдавая скрытую теплоту парообразования охлаждающей воде.

3.1.1 Минимальная площадь охлаждения будет обеспечивать минимальные габариты конденсатора.

Произведем расчет площади охлаждения для определения влияния различных величин на значение расчетного параметра, а значит и на габаритные размеры.

Расчет площади поверхности ведется по коэффициенту теплопередачи k, среднелогарифмическому температурному напору между паром и охлаждающей водой êtл и тепловому потоку Q.

Известные в настоящее время формулы для расчета коэффициента теплопередачи получены на основании обобщения опыта испытаний и эксплуатации конденсационных установок. Они имеют эмпирический характер и слабо отражают физические особенности конденсации пара в трубном пучке.

Наиболее обоснованной является формула Л. Д. Бермана, по ней и будет вестись расчет коэффициента теплопередачи.

3.1.2 Для предварительного расчета примем следующие исходные данные, часть которых были получены в результате расчета  тепловой схемы заданного энергоблока.

Dк = 153.967 кг/с – номинальная паровая нагрузка конденсатора;

pк = 3.4 кПа – давление пара в конденсаторе;

hп  = 2371 кДж/кг – энтальпия отработавшего пара, поступающего в конденсатор;

hк  = 109.78  кДж/кг – энтальпия конденсата;

wв = 2 м/с – скорость охлаждающей воды в трубках;

m = 65 – кратность циркуляции;

t1 = 12 °C – температура охлаждающей воды на входе в конденсатор;

d1 = 28 мм – наружный диаметр трубок;

d2 = 26 мм – наружный диаметр трубок;

aс = 0,8 – коэффициент характеризующий систему водоснабжения;

z = 2 – число ходов по воде;

aм = 1– коэффициент характеризующий материал изкоторого изготовлены трубки;

gп = 10.6 г/(м2 с) – предварительно заданная удельная паровая нагрузка;

rв = 1000 кг/м3 – плотность охлаждающей воды;

aм = 1 – соответствует материалу Латунь-68.

3.1.2.1 Из уравнения теплового баланса конденсатора определим нагрев охлаждающей воды:

Dк∙(hп-hк)=W∙∆t∙Cp∙n,                                                                                   (3.1)

W=m×Dk,                                                                                                       (3.2)

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

      ∆t – нагрев охлаждающей воды, oC;

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

      ∆t=Dk×(hп-hк)/m×Dk×Cp=153,967×(2371-109,78)/65×153,967×4,19=8,309 оС.(3.3)

3.1.2.2 Температура циркуляционной воды на выходе из конденсатора:

t2=t1+∆t=12+8,309=20,309 оС.                                                                    (3.4)

3.1.2.3 Среднелогарифмическая разность температур:

∆tл=,                                                                                             (3.5)

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

∆tл= =9,425 оС.

3.1.2.4 Коэффициент теплопередачи определяется по формуле Бермана:

k=4070∙a∙Фω∙Фt∙Фz∙Фδ,                                                                                (3.6)

где a – коэффициент чистоты;

      Фωtzδ – множители, учитывающие влияние скорости охлаждающей воды ωв, ее температуры на входе в конденсатор t1, числа ходов воды z и удельной паровой нагрузки конденсатора gп.

а=ас∙ам,                                                                                                         (3.7)

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

а=0.8∙1=0.8 .

Фω=,                                                                                            (3.8)

где ωв=2 м/с – скорость охлаждающей воды, принимается в зависимости от материала трубок;

х=0.12∙а∙(1+0.15∙t1)= 0.12∙0.8∙(1+0.15∙12)=0,2688.                                   (3.9)

Фω=.

При t1<35 oC                Фt= ,                                     (3.10)

где b=0.52-0.0072∙gп, gп – удельная паровая нагрузка, г/(м2∙с).           (3.11)

Задаемся предварительно gп=10,6 г/(м2∙с), находим

b=0,52-0,0072∙10,6=0,444.

Похожие материалы

Информация о работе