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

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 êt_л 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.

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

p_к = 3.4 кПа – давление пара в конденсаторе;

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

h_к  = 109.78  кДж/кг – энтальпия конденсата;

w_в = 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;

a_с = 0,8 – коэффициент характеризующий систему водоснабжения;

z = 2 – число ходов по воде;

a_м = 1– коэффициент характеризующий материал изкоторого изготовлены трубки;

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

r_в = 1000 кг/м³ – плотность охлаждающей воды;

a_м = 1 – соответствует материалу Латунь-68.

3.1.2.1 Из уравнения теплового баланса конденсатора определим нагрев охлаждающей воды:

D_к∙(h_п-h_к)=W∙∆t∙C_p∙n,                                                                                   (3.1)

W=m×D_k,                                                                                                       (3.2)

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

      ∆t – нагрев охлаждающей воды, ^oC;

      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)/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:

∆t_л=,                                                                                             (3.5)

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

∆t_л= =9,425 ^оС.

3.1.2.4 Коэффициент теплопередачи определяется по формуле Бермана:

k=4070∙a∙Ф_ω∙Ф_t∙Ф_z∙Ф_δ,                                                                                (3.6)

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,                                                                                                         (3.7)

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 .

Ф_ω=,                                                                                            (3.8)

где ω_в=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)

Ф_ω=.

При t₁<35 ^oC                Ф_t= ,                                     (3.10)

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

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

b=0,52-0,0072∙10,6=0,444.