2. 3Гидравлический расчет конденсатора тг 1
 Скачать 137.29 Kb.
|
|
2.3Гидравлический расчет конденсатора ТГ №1 Так как целью проектной работы является не замена конденсатора а использование установленного на ТГ №1, расчет проводим применительно к параметрам имеющегося конденсатора. Расход охлаждающей воды: номинальный Q = 3600 м3/час; 0,65 м3/сек, минимальный Q = 1000 м3/час; 0,28 м3/сек. Так как конденсатор разделен на 2 половины перегородкой и подвод воды от напорных и сбросных коллекторов осуществляется отдельными трубопроводами, что позволяет работу турбоагрегата c одной половиной при проведении работ по устранению мелких дефектов на трубопроводе, промывку конденсатора без останова турбоагрегата. Для расчетов принимаем рекомендуемую скорость движения воды 1-3 м/сек. Тогда расход охлаждающей воды по одному трубопроводу на одну половину будет равен: номинальный Q = 1800 м3/час; 0,325 м3/сек, минимальный Q =500 м3/час; 0,14 м3/сек. - Вычислим необходимый диаметр трубопровода приняв скорость воды равной 1,5 м/сек.  , - Ближайший по сортаменту наружный диаметр трубопровода – 630 мм (0,63 м).- Перерасчет скорости воды под стандартную трубу 630 мм толщина стенки 10 мм. Внутренний диаметр Двн = 630 – 10х2 = 610 мм или 0,61 м.  - Режим движения жидкости определяется числом Рейнольдса;  ,Re– безразмерное число Рейнольдса; ω –скорость движения воды в трубе ;м/сек d - внутренний диаметр трубопровода; м. ν – кинематический коэффициент вязкости воды при температуре; 300С   Рис. 2Расчетная схема подключения напорных и сбросных водоводов циркуляционной воды. - Полученное значение Re>Re кр, Re кр = 2300, следовательно, расчет коэффициента потерь на трение будем вести по формуле Альтшуля:  - где ∆ – средняя высота выступов шероховатой поверхности, для новых труб ∆ = 0,02 – 0,1 мм. Принимаем ∆ = 0,1 мм. - По формуле Дарсии определим потери в трубе на каждом участке тубопрвода: (рис. 2)  l –длина трубопровода; ρ – плотность воды. - Учитывая то что давление в сбросных водоводах должно быть не ниже 1,2 ати, в связи с необходимостью подъема воды к розливам градирен, расчет необходимого давления в напорном коллекторе циркуляционной воды будем вести от сбросных коллекторов циркуляционной воды. - Для участка -1 расход воды будет в 2 раза меньше, так как до тройника -5 вода подается по двум трубопроводам. Диаметр трубопровода выбираем согласно стандартной трубе 630 мм (внутренний 610 мм). Для двух трубопроводов: Q = 0.325/2= 0.1625 - скорость воды:   .Полученное число Re>Re кр, Re кр = 5000, следовательно, подсчет коэффициента потерь на трение будем вести по формуле Альтшуля. Найдем значение коэффициента потерь на трение:   Определяем сопротивление на каждом участке трубопровода по формуле Дарсии. Результаты сводим в таблицу 1. Таблица 2.1
Трубопровод имеет 7 плавных загиба 900 каждый. Местное сопротивление на загибах рассчитываем по формуле.  где ξ – коэффициент местного сопротивления для плавного загиба на 900; Табличное значение ξ = 0,15.  для 7 загибов:  На трубопроводе расположены два тройника. По вышеуказанной формуле найдем местные потери для тройников, предварительно найдя табличное значение ξ тройника= 1,5  ,для двух тройников:  .На трубопроводе имеются 6 единиц запорной арматуры ДУ 600 мм. Причем позиции2 и21 включены параллельно со стороны коллекторов напорных трубопроводов, а позиции 35 и 351 также включены параллельно со стороны коллекторов сбросных трубопроводов циркуляционного водовода. Для задвижек позиции 2, 21, 35, 351 ω-принимаем равной= 1,078, а для задвижек 18 и 25 ω-принимаем равной= 2,23. При полном открытии задвижки в зависимости от их конструкции, значение коэффициентов местных сопротивлений обычно составляют ξ=0,05 – 0,15. Для расчета принимаем ξ=0,1.  , для поз. 2, 21, 35, 351 =58,1•2 = 116,2 , для поз. 18 и 25 = 249•2 = 498При номинальном расходе охлаждающей воды равно 0,66 кгс/см2 (64706 Па). Конденсатор состоит из двух половин. Гидравлическое сопротивление одной половины конденсатора равно  Преодолеваемый напор на вертикальных участках находим как: hп13 = 4,2 • 9800 = 4116. hп17,18,19=(2,2 + 1,2 +0,6)•9800=4,0•9800=39200. Полное гидравлическое сопротивление подающего и cбросного циркуляционного водовода к одной половине конденсатора; hполн = hт + hтр + hз + hзд + hзд + hкон+hп13 +hп17,18,19=39749 + 7460 + 2611 + 116,2 + 498 + 41160 + 39200 =130794 Па( 1,334 кгс/см2) С учетом, что давление в коллекторах напорных циркуляционных водоводов должно быть не ниже;1,2+1,334=2,534кгс/см2, каждая половина конденсатора обеспечивается охлаждающей водой из разных напорных водоводов но с одинаковым давлением и от одной циркуляционной насосной, расчет на потери давления во второй половине принимаем без изменения. Характеристика оборотного цикла охлаждения оборудования ТЭЦ. В настоящее время схема оборотного цикла водоснабжения охлаждающей водой конденсаторов, воздухоохладителей и маслоохладителей турбогенераторов ТЭЦ осуществляется по двум напорным циркуляционным водоводам и трем сбросным. Диаметр каждого из них Ду = 1200 мм.(в связи с переводом на цир.воду турбо генератор №1 а также включения турбогенератора № 5а, выполнение ремонта с увеличением диаметра на ТГ №3 имеется дифицит охлаждающей воды (низкий вакум на турбинах). Включение 3 водовода позволит исключить увеличить кратность циркуляции воды , увеличит вакуум на машинах, исключить гидравлические потери ) Пропускная способность, (по проекту ПКИ «НИКОМ-Проект»), при работе всех водоводов составляет 24650 м3/час при гидравлических потерях 0,37 кгс/см2 таким образом для обеспечения давления в обратном циркуляционном водоводе у градирни равное 1,2 кгс/см2 необходимо обеспечить давление после насосов 1,2 + 1,334 + 0,37 = 2,904 кгс/см2 у нас сейчас 2,5 . Из сбросных циркуляционных водоводов, схемой предусмотрена подача воды на две башенные градирни, пленочного типа с номинальным расходом 9000 – 10000 м3/час каждая и брызгальный бассейн, состоящий из семи секций, производительность каждой 3000 – 4000 м3/час в зависимости от состояния эвольвентных сопел для разбрызгивания охлаждающей воды. Среднее снижение температуры воды на градирнях при номинальном расходе Δtгр = 14 – 16 0С на брызгальном бассейне Δtгр = 6 – 9 0С (по результатам испытания в летний период). Характеристика циркуляционной насосной. Общая производительность циркуляционной насосной составляет 55500 м3/час. Установлено 7 насосов разного типа, три из них новых, общей производительностью 31500 м3/час. С учетом ограничения расхода воды по всасу, из-за заниженного сечения всасывающих трубопроводов на насосах №1, №4 и №7, суммарная производительность оценивается Gц.н. = 20000 м3/час, а насосов №2, №3, №5 и №7 Gц.н. = 21000 м3/час. таблица 2.2
Определение необходимого расхода циркуляционной воды для обеспечения охлаждающих устройств турбогенераторов. Расход воды на охлаждение конденсаторов конденсационных турбин воздухоохладителей генераторов и маслоохладителей. Учитывая, что количество турбогенераторов работающих в конденсационном режиме всего 4 из 7, в том числе ТГ №7 - одна половина конденсатора работает с охлаждением химочищенной водой получим общий необходимый расход 2.4Тепловой расчет конденсатора турбогенератора №1 Основной эксплуатационной характеристикой конденсатора является зависимость давления в конденсаторе Pк от паровой нагрузки Dк и температуры охлаждающей воды t1в при постоянном ее расходе G0. Для контроля работы конденсатора в условиях эксплуатации удобно пользоваться и другой его характеристикой - зависимостью температурного напора δt от Dkи t1в при данном G0. Целью проектной работы является перевод существующего конденсатора на охлаждение циркуляционной водой для увеличения выработки электроэнергии в летний период, когда резко снижается расход подпиточной воды, используемой для охлаждения конденсатора в зимний период, В связи с этим растет давление в конденсаторе и как следствие снижается нагрузка турбогенератора. Конденсатор предназначен для конденсации отработавшего пара в турбине на режимах ухудшенного вакуума с целью подогрева подпиточной воды перед деаэрацией, которая используется в конденсаторе в качестве охлаждающей жидкости. Турбогенератор №1 ТЭЦ ОАО ЕВРАЗ НТМК комплектуется конденсатором КП-1650-3, предназначенного для работы на пресной охлаждающей воде. Техническая характеристика конденсатора: Тип конденсатора КП-1650-3; Количество пара, поступающего в конденсатор на конденсационном режимепри номинальных параметрах и максимальной мощности турбины (30 МВт) 163,5 т/ч; Абсолютное давление в конденсаторе на конденсационном режиме при номинальных параметрах и максимальной мощности турбины (30 МВт) 45,5 кПа (0,455 кгс/см2); Площадь поверхности охлаждения 1650 м2 Номинальный расход охлаждающей воды 4600м3/ч; Минимально допустимый расход охлаждающей воды (при скорости в трубках 1 м/с) 2000 м3/ч; Наибольшее избыточное давление внутри водяного пространства конденсатора 0,3 МПа (3 кгс/см2)изб; Номинальная температура охлаждающей воды на входе в конденсатор 48о С; Гидравлическое сопротивление при чистых трубках и номинальном расходе охлаждающей воды 0,065 МПа (0,66кгс/см2); Количество трубок в трубном пучке 3588 шт; Диаметр трубок 22/20 мм; Длина трубок 8180 мм; Число ходов 2 Масса конденсатора сухого 35500 кг; Построение эксплуатационных характеристик конденсатора при переводе на охлаждающую воду из циркуляционных водоводов. Находим среднюю скорость охлаждающей воды через конденсатор при номинальном ее расходе 4600 м3/ч = 1278 кг/с; W = G0•Z•4•106/ ж•π•d2вн•N G0 – расход охлаждающей воды; Z – число ходов охлаждающей воды = 2; ж – плотность воды кг/м3 =1000; N – количество трубок в конденсаторе = 3588; dвн – внутренний диаметр трубки конденсатора =20 мм; W = | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||