2. 3Гидравлический расчет конденсатора тг 1

• Название: 2. 3Гидравлический расчет конденсатора тг 1
• Дата: 22.05.2019
• Размер: 137.29 Kb.
• Имя файла: TG__33_1_kondensator.docx
• Тип: Документы; #78347
• страница: 2 из 3

= 2,26 м/с;

Построение эксплуатационных характеристик конденсатора.

Зависимость от температуры охлаждающей воды при номинальных расходах пара и охлаждающей воды;

Расчетная кратность охлаждения:

m= G₀/D_{к ном} = 1278/46 =27,8

D_{к ном} = номинальный расход отработавшего пара = 163,5 т/ч = 46 кг/с Нагрев воды в конденсаторе:

_Δt = Δh /m•C_ж =2572/27,8•4,19 = 22,01 К

Δh – разность энтальпий пара и конденсата при t_пара =400⁰С, t_кон. =80

По таблицам Вакуловича находим Δh= 2572 кдж/кг

С_ж – удельная теплоемкость воды равная 4,19 кдж/кг•К

Находим коэффициенты теплопередачи при разных температурахохлаждающей воды в диапазоне 15⁰С до 45⁰С с интервалом 5⁰С.

При t_1в=15⁰C, определяем множители влияющие на коэффициент теплопередачи.

Ф_W - множитель зависящий от всех факторов состояния трубной системы;

Ф_W = = = 1.053

Х = 0,12• α •(1+0,15t_1в)

α - коэффициент учитывающий чистоту трубок конденсатора и коэффициент теплопередачи металла. Для сплава МНЖ коэффициент теплопередачи равен – 0,95, коэффициент чистоты примем согласно рекомендаций методических указаний равным 0,85.

α = 0,95•0,85 = 0,81

х = 0,125•0,81(1+0,15•15) = 0.316

Ф_t – множитель зависящий от температуры охлаждающей воды;

Ф_t = 1- (35-t_1в)² = 1- (35 – 15)² = 0,885

В = 0,52 – 0,0072d_к =0,319

d_к = = = 27,9 г/м²•с

F – площадь поверхности нагрева конденсатора м²;

– расход отработавшего пара кг/с. Для турбины = 46 кг/с;

Ф_z – множитель зависящий от числа ходов охлаждающей воды;

Ф_z = 1+ (1-) При Z= 2 Ф_z =1

Ф_δ – множитель зависящий от паровой нагрузки турбоагрегата;

При номинальной паровой нагрузке Ф_δ = 1;

При инженерных тепловых расчетах конденсаторов, как правило применяются эмпирические зависимости коэффициента теплопередачи от основных режимных факторов.

Основными факторами, влияние которых учитывается при установлении эмпирических зависимостей, являются:

- температура и скорость охлаждающей воды;

- число ходов воды через конденсатор;

- состояние (чистота) охлаждающей поверхности;

- материал и толщина стенки материала, из которого изготовлены охлаждающие поверхности;

Изменение любого из перечисленных факторов приводит к перераспределению поверхности охлаждения между зонами интенсивной конденсации и охлаждения паровоздушной смеси, что влечет за собой и изменение температуры паровоздушной смеси поступающей в воздушный насос (вакуумный эжектор),

Поэтому влияние всех этих факторов является взаимосвязанным. Так, например, чем ниже температура охлаждающей воды и соответственно меньше доля поверхности охлаждения, приходящаяся при данной паровой нагрузке на зону интенсивной конденсации пара, тем меньше влияние изменения скорости воды на средний коэффициент теплопередачи конденсатора, отнесенный ко всей его поверхности охлаждения.

Средний коэффициент теплопередачи конденсатора зависит, помимо выше перечисленного, от присосов воздуха в вакуумную систему турбоагрегата, от типа и производительности воздушных насосов.

Эмпирические зависимости для коэффициента теплопередачи - К устанавливаются обычно по результатам промышленных испытаний конденсатора проводившихся при присосах воздуха, не выходящих за пределы, считающиеся допустимыми по правилам эксплуатации турбоагрегатов.

Формула для расчета К, основывается на результатах испытаний конденсаторов с общей площадью поверхности охлаждения в одном корпусе до 15000 м² и максимально учитывает отмеченную взаимозависимость влияния на К различных факторов.

Коэффициент теплопередачи находим по формуле;

К = 4070• α•Ф_w•Ф_t•Ф_z•Ф_δ= 4070•0.81•1.053•0.885•1•1 = 3072 вт/(м²К)

Температурный напор находим по формуле;

_δt^ном = _Δt/eⁿ - 1

n = K•F•C_ж•10³ = 3072•1650/4,19•1278•10³ = 0,946

eⁿ = e^0,946 – находим по таблицам приложения 5 «Руководящие указания по тепловому расчету поверхностных конденсаторов турбин»

e^0,946 = 2,575



Находим граничные значения расхода пара для всех выбранных температур охлаждающей воды;

= s• =0,65•46 = 29,9 кг/с

S = 0,8 – 0,01 t_1в

Аналогично ведем расчет для температур охлаждающей воды; 20, 25, 30, 35, 40, 45⁰С. Данные сводим в таблицу 2.4.1.

Построение зависимости температурного напора _δt от расхода пара в конденсатор и температуры охлаждающей воды t_1в.

От D_к = 10кг/с до D_к =46 кг/с с интервалом 10 кг/с иt_1в = 15 ⁰С до t_1в = 45 ⁰С с интервалом 5 ⁰С.

Расчет проводим по формулам:

При D<sub>к <

δ</sub>t = _•

S – из таблицы 2.4.1

- величина зависящая от воздушной плотности конденсатора, при удовлетворительном состоянии вакуумной системы принимается равной.

Тогда формула примет вид - _δt = _•

При D<sub>к >

δ</sub>t = _δt^ном •;

Расчет ведем при температуре охлаждающей воды t_1в =15 ⁰С разных расходах пара D_к равным от 10 до 46 кг/с

D_к= 10 кг/с при D<sub>к <

δ</sub>t = •(0,65+ ) = 5,27•(0,65 + 0,217) = 5,27•0,867 = 4,569

D_к= 20 кг/с при D<sub>к <

δ</sub>t = •(0,65+ ) = 5,27•(0,65 + 0,434) = 5,27•1,084 = 5,71

D_к= 30 кг/с при D<sub>к >

δ</sub>t = 10,54 • = 10,54• 0,652 = 6,872

D_к= 40 кг/с при D<sub>к >

δ</sub>t = 10,54 • = 10,54• 0,87 = 9,17

D_к= 46 кг/с при D<sub>к >

δ</sub>t = 10,54 • = 10,54• 1 = 10,54

Аналогично ведем расчет при температурах охлаждающей воды 20, 30, 40, 50 ⁰С и разных расходах пара.

Полученные результаты сводим в таблицу 2.4.2.

Поскольку из турбины в конденсатор поступает, как правило, влажный (насыщенный) пар (исключением являются режимы работы установки на холостом ходу или очень малых нагрузках турбины, когда острый пар может быть перегретым), давление пара P_к на входе в трубный пучок конденсатора можно определить по его температуре по таблицам Вакуловича,

где t_к = t_1в + _Δt + _δt (⁰C)

где t_1в–температура поступающей в конденсатор охлаждающей воды ( ⁰С);

_Δt – нагрев охлаждающей воды в конденсаторе (К)

_δt – конечный температурный напор (недогрев охлаждающей воды до температуры отработавшего пара (К);

Учитывая, что при постоянном расходе охлаждающей воды G_0, изменению расхода параD_к отвечает изменение кратности охлаждения m, а следовательно нагрева воды _Δt. Примем, что количество тепла _Δh_к, отдаваемого каждым килограммом пара, остается при всех расходах отработавшего пара неизменным и равным 2003 кдж/кг;

Определяем кратность охлаждения при расходах пара D_к от 10 кг/с до 46 кг/с с интервалом 10 кг/с по формуле;

m =

m₁₀ = 1278/10 = 127.8; m₂₀ = 1278/20 = 63,9;

m₃₀ = 1278/30 = 43,6; m₄₀ = 1278/40 = 32;

m₄₆ = 1278/46 = 27,8

Перепад температур _Δt находим по формуле:

_Δt =

_Δt₁₀ = = 4,8 _Δt₂₀ = = 9,6

_Δt₃₀ = = 14,51 _Δt₄₀ = = 19,2

_Δt₄₆ = = 22,1

Температура пара t_к на выходе из турбины в зависимости от температуры охлаждающей воды и расхода пара;

При t_1в = 15⁰С;

t_к(10) = 15 + 6,08 + 4,8 = 25,88; t_к(20) = 15 + 7,6 + 9,6 = 32,2;

t_к(30) = 15 + 9,14 + 14,5 = 38,64; t_к(40) = 15 + 12,2 + 19,2 = 46,4

t_к(45) = 15 +14,03 + 22,1 = 51,13;

Таким образом находим температуру пара в конденсаторе для температур охлаждающей воды 20, 25, 30, 35, 40, 45 (⁰С) (таблица 2.4.3).

Величина	Единицаизмерения	Значения
Температура Охлаждающей воды t1в	0С	15	20	25	30	35	40	45
Величина х	-	0,316	0,389	0,462	0,535	0,608	0,680	0,753
Множитель Фw	-	1,053	1,065	1,078	1,091	1,104	1,116	1,130
Величина в	-	---------------------------------------------0,319----------------------------------------------------------------
Множитель Фt	-	0,885	0,935	0,97	0,993	1,0	1,007	1,014
Коэффициент Теплопередачи К	Вт/м2•К	3072	3283	3447	3572	3640	3663	3812
Величина n	-	0,946	1,011	1,062	1,10	1,12	1,142	1,18
Температурныйнапор δtном	К	14,03	12,59	11,633	10,98	10,7	10,32	10,29
Граничный расход пара	кг/с	29,9	27,6	25,3	23,0	20,7	18,4	16,1
Величина en	-	2,575	2,748	2,892	3,0042	3,065	3,133	3,254
Величина s	0,8 - 0,01• t1в	0,65	0,6	0,55	0,5	0,45	0,4	0,35