В этом разделе были рассмотрены тепловой и гидравлический расчет конденсатора К – 150 – 9115, атак же прочностной расчет конического диска турбины. Далее рассмотрим влияние различных величин (d, m, w) на площадь охлаждения конденсатора.
3 Исследовательская часть
3.1 Расчет площади поверхности охлаждения конденсатора из условия 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.
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 
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.
Для предварительного расчета примем следующие исходные данные, часть которых были получены в результате расчета тепловой схемы заданного энергоблока.
Dк = 91.94 кг/с – номинальная паровая нагрузка конденсатора;
pк = 4.8 кПа – давление пара в конденсаторе;
hп = 2559.9 кДж/кг – энтальпия отработавшего пара,
поступающего в конденсатор;
hк = 134.74 кДж/кг – энтальпия конденсата;
wв = 1,823 м/с – скорость охлаждающей воды в трубках;
m = 63 – кратность циркуляции;
t1 = 20 °C – температура охлаждающей воды на входе
в конденсатор;
d1 = 28 мм – наружный диаметр трубок;
d2 = 26 мм – наружный диаметр трубок;
aс = 0,85 – коэффициент характеризующий систему
водоснабжения;
z = 2 – число ходов по воде;
aм = 0,92 – коэффициент характеризующий материал из
которого изготовлены трубки;
gп = 7.194 г/(м2 с) – предварительно заданная удельная
паровая нагрузка;
rв = 1000 кг/м3 – плотность охлаждающей воды.
aм = 0,92 – соответствует материалу МНЖМц 30 – 1 – 1.
Формула Бермана имеет вид:
(3.1)
здесь a = aс·aм = 0,85·0,92 = 0,782 – коэффициент чистоты;
b = 0.52 - 0.0072 gп = 0,52 – 0,0072·7.194 = 0,446;
x = 0.12·a·(1+0.15·t1) = 0.12·0.782·(1+0.15·20) = 0.375
Фd = 1 – поскольку расчет ведется для номинальной нагрузки.
Подставив все численные значения в формулу (3.1)
и произведя вычисления, получаем:
k = 2754 Вт/(м2 К)
Определим недогрев охлаждающей воды при св = 4,19 кДж/кг
по формуле:
(3.2)
где W = m·Dк = 63·91.94 = 5792 кг/с – номинальный расход
охлаждающей воды, таким образом получаем:
Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора
имеет значение:
t2 = t1
+ 
= 20 + 9.187 = 29.2 °C
Определим среднюю разность температур (температурный напор)
в конденсаторе по формуле:
Требуемая площадь поверхности охлаждения определяется
по формуле:
м2 (3.3)
Определим число трубок в конденсаторе:
Площадь трубной доски и ее диаметр находятся из выражений:
м2
м
Активная длина трубок будет равна:
м.
Определим удельную паровую нагрузку:
gп = Dк·1000 / F = 91.94·1000 / 12780 = 7.1941
Отличие между предварительно заданной и расчетной величиной менее одного процента, поэтому расчет можно считать выполненным правильно.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.