Тепловой расчёт турбины. Расчёт конденсатора к блоку К 50-90, страница 2

выходе регулирующей ступени

,  кДж/кг.      (6)

10.Для получения теплоперепада выбираем в зависимости от конфигурации и геометрии проточной части одно или двух-венечную регулирующую ступень.

11.Выбираем (или строим самостоятельно) геометрию проточной части турбины (цилиндра).

1.2.    Определение ориентировочного расхода пара.

Расход пара через турбину по отсекам определяется следующим образом :

         (7)

Тепловой расчёт проточной части турбины производим на её экономическую (расчётную) мощность.

Принимаем ,

Ориентировочный расход пара (без утечек через концевые уплотнения)

 , кг/с          (8)

- расчётная мощность турбогенератора.

Для агрегатов средней мощности  ( - максимально длительная мощность);

 - внутренняя работа пара в турбине, согласно тепловой схеме;

- относительный расход пара из отбора на регенеративный подогреватель (=0 – 1);

- расход пара из отбора турбины;

h₀ – распологаемый тепловой перепад турбины, определяемый по начальным параметрам Р₀, t₀ и конечному давлению Р_к;

 - внутренний относительный КПД турбины.

 - механический КПД турбины.

 - КПД электрического генератора.

На вычесленный по уравнению (8) расход пара и производится расчёт турбины. Расход пара подлежит уточнению по результатам подробного расчёта. Погрешность расчёта расхода пара не должна превышать 2%.

 Ориентировочный расход пара через турбину при чисто конденсационном режиме

 ,кг/с              (9)

3.Расчёт конденсатора к блоку К 50-90.

Степень сухости : х=0,92

Коэффициент отбора: К_отб=0,22

Коэффициент недовыработки: К_Н=0,5

Расход пара через клапана: G_П=55,6 кг/с=200 т/ч

3.1.1. Расход пара в конденсатор.

(1-0,22) 55,5= 43,37 кг/с

3.1.2 На один выхлоп

=21,685

Проектируется одно-ходовой конденсатор с кратностью охлаждения m=65, тогда при заданной t на входе в конденсатор t_ОХЛ.В=10 ⁰С

 ^оС

где:

^оС - недогрев

 ^оС – температура недогрева

По таблицам воды и водяного пара находим:

Р_К =0,0336 бар

H_К  = 2546,8 кДж/кг

= 104,77 кДж/кг

3.1.3 Расход охлаждающей воды.

 кг/с

3.1.4. Выбираем размеры латунных трубок конденсатора

 - в

Примем скорость движения воды в трубках  = 2 м/с

3.1.5 Определяем Re.

режим течения развитый турбулентный

Формула конвективного теплообмена

3.1.6.Определяем коэффициент теплоотдачи на внутренней трубке конденсатора.

  Вт/(м²К)

3.1.7.Определяем коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на поверхности.

Д=d_Н=0,025 м – диаметр трубки

=t₅ – t_C , где  ⁰С

25 – 21 = 4

  Вт/(м²К)

3.1.8. Коэффициент теплопередачи в конденсаторе может быть определён без учёта цилиндричности стенки  трубки, т.к.  толщина стенки трубки мала по отошению к диаметру трубки.

  Вт/(м²К)

3.1.9. Примем коэффициент загрязнения  = 0,82, тогда

 Вт/(м²К)

3.1.10. Полученный результат можно проверить по формуле Л.Д.Бермана.

а = 0,82 – коэффициент загрязнения.

Ф₁ = 1 – коэффициент, учитывающий влияние паровой нагрузки конденсатора.

Ф₂ – коэффициент учитывающий число ходов.

где:  z = 1 – число ходов.

  Вт/(м²К)

Окончательно примем среднее значение.

  Вт/(м²К)

3.1.11. Поверхность охлаждения конденсатора

 м²

 ⁰С

3.1.12.Число охлаждающих трубок конденсатора.

z – число ходов

3.1.13. Активная длинна трубок.

м

3.1.14. Диаметр трубной доски.

 м

где:

      t = 0,034 м – шаг трубок

      = 0,68 – коэффициент загрязнения трубной доски

3.2.Гидравлический расчёт конденсатора.

3.2.1. Величина парового сопротивления.

 мм.вод.ст.

где:

       - коэффициент учитывающий условия на входе пара в конденсатор.

        - объём пара на входе в конденсатор.

        м³/кг

 мм.рт.ст.

 бар

3.2.2. Гидравлическое сопротивление конденсатора.

 м.вод.ст = 13,41 м

где:

      h₁ – гидравлическое сопротивление трубок.

       м. вод.ст.

      h₂ – гидравлическое сопротивление на входе в трубную решётку.

       м.вод.ст.

      h₃ – сопротивление во входном и выходном патрубке

 м. вод .ст.