Термодинамический расчет цикла паротурбинной установки с отбором пара на теплофикацию

1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Пояснительная записка

к междисциплинарному курсовому проекту

по теме

Термодинамический расчет цикла паротурбинной установки с отбором пара на теплофикацию

Екатеринбург

2018

Содержание

Задание на курсовой проект

Часть 1. Термодинамический расчет цикла

1.1Расчет теоретического цикла

1.2Расчет цикла с потерями энергии (действительного цикла).

Часть 2: Конструкторский тепловой расчет конденсатора

Часть 3. Расчет гидравлического сопротивления теплообменного аппарата

3.1 Гидравлический расчет конденсаторов паровых турбин

3.2 Гидравлический расчет сетевого подогревателя

Заключение

Библиографический список

Задание на курсовой проект

В теплофикационном цикле паротурбинной установки мощностью N =245 МВт давление пара перед турбиной р₁=150 бар, температура t₁=535 С?, давление в конденсаторе р₂=0,08 бар. При давлении р_а=30 бар пар перегревается в промежуточном перегревателе до начальной температуры. При давлении р_о=2,5 бар на теплофикацию отбирается D_о=125 т/ч, пара. Температура сетевой воды на входе в сетевой подогреватель 70 °С. Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе составляет Дt_в=17 С?. Топливо - природный газ с теплотой сгорания 50 МДж/кг.

Потери энергии характеризуются относительным КПД турбины, КПД парогенератора, а также механическим и электрическим КПД, равными 0,94; 0,85; 0,97; 0,98 соответственно.

Выполнить термодинамический расчет теплофикационного цикла, тепловой и гидродинамический расчет теплообменного аппарата.

Часть 1. Термодинамический расчет цикла

1.1Расчет теоретического цикла

Рис. 1. Схема и h - s диаграмма цикла с промежуточным перегревом пара и отбором пара на теплофикацию

Расчет параметров и функций

Параметры пара и воды в характерных точках цикла находятся по таблицам термодинамических свойств воды и водяного пара (см. приложение). При необходимости используется метод линейной интерполяции.

Состояние 1. По начальным параметрам перегретого пара перед турбиной р₁ и t₁ находятся удельные энтальпия h₁, энтропия s₁ и объем v₁ .

Линейную интерполяцию находим по формуле:

1) Находим удельную энтальпию h₁, для точки 1:

h₅₀₀=3308 кДж/кг

h₅₅₀=3445 кДж/кг

2) Находим энтропию s₁, для точки 1:

s₅₀₀=6,35 кДж/кгК

s₅₅₀=6,52 кДж/кгК

3) Находим объем v₁, для точки 1:

v₅₀₀=0,0208 м³/кг

v₅₅₀=0,0229 м³/кг

Состояние а. Процесс расширения пара в части высокого давления (ЧВД) носит адиабатный характер, следовательно по давлению р_а =30 бар и энтропии s_а=s₁=6,47 кДж/кгК определяются параметры пара на входе в промежуточный пароперегреватель в точке а.

1) Находим через интерполяцию температуру t_а, для точки а:

2) Находим удельную энтальпию h_а, для точки а:

h₂₅₀=2853 кДж/кг

h₃₀₀=2988 кДж/кг

3) Находим объем v_а, для точки а:

V₂₅₀=0,0707 м³/кг

V₃₀₀=0,0812 м³/кг

Состояние b. Параметры и функции перегретого пара после промежуточного пароперегревателя перед частью низкого давления (ЧНД) (в точке b) определяются по давлению р_b = р_а=30 бар и температуре t_b = t₁=535 ?С.

1) Находим удельную энтальпию h_b, для точки b:

h₅₀₀=3456 кДж/кг

h₅₅₀=3569 кДж/кг

2) Находим энтропию s_b, для точки b:

s₅₀₀=7,23 кДж/кгК

s₅₅₀=7,38 кДж/кгК

3) Находим объем v_b, для точки b:

v₅₀₀=0,116 м³/кг

v₅₅₀=0,124 м³/кг

Состояние О. Так как процесс расширения пара в турбине b-о-2 адиабатный, то =7,34 кДж/кгК. По давлению =2,5 бар и энтропии определяется состояние пара (влажный или перегретый).

1) Находим через интерполяцию температуру t_о для точки о:

2) Находим удельную энтальпию h₀, для точки 0:

H₁₅₀=2766 кДж/кг

H₂₀₀=2867 кДж/кг

3) Находим объем v₀ для точки 0:

v₁₅₀=0,765 м³/кг

v₂₀₀=0,862 м³/кг

Состояние О^?. Процесс о-оґ является изобарным, поэтому=2,5 бар. А параметры кипящей воды при давлении р₀ находятся из таблицы.

Температура в точке оґ равна температуре насыщения при давлении в отборе:

.

t_s =127,7 ?С;

h₀^,=535 кДж/кг;

s₀^,=1,61 кДж/кгК;

v₀^,=0,001 м³/кг

Состояние 2. Процесс расширения пара в части низкого давления (ЧНД) носит адиабатный характер. По давлению р₂=0,08 бар и энтропии s₂=s₀=s_b=7,34 кДж/кгК определяется состояние пара (обычно пар в точке 2 влажный (см. рис. 1). Тогда вычисляется степень сухости пара из формулы для расчета энтропии влажного пара , где - параметры насыщения при заданном давлении:

.

Энтальпия и удельный объем влажного пара в точке 2 равны:

h₂=174(1-0,883)+2576·0,883=2294 кДж/кг

v₂=0,001(1-0,883)+18,1·0,883=15,982 м³/кг

где - параметры кипящей воды;

- параметры сухого насыщенного пара при давлении влажного пара p₂.

Температура влажного пара равна температуре насыщения при данном давлении, следовательно, =41,5 ?С.

Состояние 3. Процесс конденсации пара 2-3 проходит при постоянных давлении и температуре, р₃ = р₂=0,08 бар, t₃ = t₂=41,5 ?С_. Параметры кипящей воды берутся из таблицы.

h₃^,= 174 кДж/кг;

s₃^,= 0,593 кДж/кгК;

v₃^,= 0,001 м³/кг

Состояние «пв». В точке «пв» сливаются два потока конденсата - из отбора и конденсатора (давление последнего потока предварительно повышается насосом до давления отбора). Для определения термодинамических функций в данной точке необходимо знать долю каждого потока.

Вначале определим долю мощности, вырабатываемой паром, направляемым в отбор:

Так как доля мощности, вырабатываемая частью пара, направляемого в конденсатор,составит , то расход пара, проходящего через конденсатор, будет равен

а полный расход пара

Доля пара, направляемого в отбор, определяется как

где - полный расход пара, - расход пара в теплофикационном отборе

Внешняя полезная работа адиабатного процесса расширения пара в турбине совершается за счет убыли энтальпии, следовательно, удельная работа турбины, равная работе цикла (работой насосов пренебрегаем) равна:

Энтальпия питательной воды в точке «пв» находим из теплового баланса слияния потоков конденсата:

Аналогично можно приближенно найти энтропию питательной воды:

Приближенный расчет температуры воды проводится с учетом соотношения

, где .

Найденные параметры и функции сводим в таблицу 1.

В таблице 1 представлены термодинамические параметры и функции в характерных точках теоретического цикла

Таблица1Термодинамические параметры и функции в характерных точках теоретического цикла

Состояние	Параметры и функции
	p, бар	t, оС	h, кДж/кг	s, кДж/(кг·К)	v, м3/кг	х
1	150	535	3403	6,47	0,0223	-
а	30	288	2956	6,47	0,0787	-
b	30	535	3535	7,34	0,122	-
о	2,5	187	2841	7,34	0,837	-
оґ	2,5	127,7	535	1,61	0,001	0
2	0,08	41,5	2294	7,34	15,982	0,883
3	0,08	41,5	174	0,593	0,001	0
пв		59	246	0,796	0,001	-

Расчет удельных количеств подведенной и отведенной теплоты, термического КПД цикла и коэффициента использования теплоты пара.

В изобарных процессах подвода и отвода теплоты количество теплоты определяется разностью энтальпий:

=3403-246+3535-2956=3736 кДж/кг

=1696+461,2=2157,2 кДж/кг

где q_к - удельное количество теплоты, отводимое в конденсаторе,

=(1-0,2)·(2294-174)=1696 кДж/кг

q_{т -} удельное количество теплоты, отданной тепловому потребителю.

=0,2·(2841-535)=461,2 кДж/кг

Термический КПД цикла

.

Коэффициент использования теплоты пара

.

Расчет расходов пара, топлива, охлаждающей воды в конденсаторе, теплового потока теплофикации

Полный расход пара можно найти, зная долю пара, направляемого в отбор, или по величинам мощности и удельной работы цикла:

.

Теплота, подводимая к рабочему телу в парогенераторе, выделяется при сгорании топлива. Тогда расход топлива В_т можно найти из соотношения:

Выражаем В_т:

Теплота, выделяющаяся при конденсации пара, нагревает охлаждающую воду, расход которой определяется из уравнения баланса теплоты

Выразим М_в:

Тепловой поток на теплофикацию

=461,2·174=80248,8·10³ ?80 МВт.

1.2 Расчет цикла с потерями энергии (действительного цикла)

Рис. 2. Действительный теплофикационный цикл в h - s координатах

Реальные (действительные) процессы в турбине и насосе являются необратимыми и, в соответствии со вторым законом термодинамики, идут с возрастанием энтропии. Потери из-за необратимости процессов повышения давления в насосе и расширения в турбине оцениваются значениями внутренних относительных КПД.

Энтропии и температуры в этих точках определяются по таблицам путем линейной интерполяции по заданному давлению и рассчитанной энтальпии.

Состояние 1.

Все данные рассчитаны ранее:

p₁=150 бар

t₁=535 єC

h₁= 3403 кДж/кг

s₁=6,47 кДж/кгК

v₁= 0,0223 м³/кг

Состояние aд.

P_ад=30 бар

v₁= 0,0787 м³/кг

1) Находим через интерполяцию температуру t_ад, для точки ад:

2) Находим энтропию s_ад, для точки ад:

,

Где Т₀=273 К;

Р₀=1,013 бар

С_р необходимо найти методом интерполяции:

С_р230=3,634 кДж/кгК

С_р240=3,881 кДж/кгК

Подставляем:

Состояние b.

Все данные рассчитаны ранее:

P_b= 30 бар

t_b=535 єC

h₁= 3535 кДж/кг

s_b=7,34 кДж/кгК

v_b= 0,122 м³/кг

Состояние од.

P_од=2,5 бар

v_од= 0,837 м³/кг

1) Находим через интерполяцию температуру t_од, для точки од:

2) Находим энтропию s_од, для точки од:

,

Где Т₀=273 К;

Р₀=1,013 бар

С_р необходимо найти методом интерполяции:

С_р120=2,206 кДж/кгК

С_р130=2,257 кДж/кгК

Подставляем:

Состояние О'.

Все данные рассчитаны ранее:

P_о'= 2,5 бар

t_о'=127 єC

h_о'= 535 кДж/кг

s_о'=0,597 кДж/кгК

v_b= 0,001 м³/кг

Состояние 2д.

P_2д=0,08 бар

v_2д= 15,982 м³/кг

t_2д=41,5 єC

С_р2д=1,005 кДж/кгК

Находим энтропию s_од, для точки од:

,

Где Т₀=273 К;

Р₀=1,013 бар

Подставляем:

Состояние 3.

Все данные рассчитаны ранее:

P_3'= 0,08 бар

t₃=41,5 єC

h₃= 174 кДж/кг

s₃=0,871 кДж/кгК

v_b= 0,001 м³/кг

Внутренний относительный КПД турбины

,

Из этого выражения находим энтальпии в действительных точках.

1)

2)

3)

Внутренний относительный КПД насоса не рассматриваем, т.к. работой насоса в расчете пренебрегаем.

Доля отбора в действительном цикле определяется из совместного решения выражений для мощности установки и действительной работы турбины:

;

.

Из данных формул выражаем б_од:

Подставляем:

После этого считаются действительная работа турбины и действительная работа цикла .

Состояние ПВд

Действительная энтальпия питательной воды в точке «пвд» находится из теплового баланса слияния потоков конденсата.

Аналогично можно приближенно найти энтропию питательной воды:

S_пв=б_одS_од^'+(1-б_од)S₃=0,3·0,597+(1-0,3)·0,871=0,789 кДж/кгК

Приближенный расчет температуры воды проводится с учетом соотношения h = с_pв t_;

где, с_pв = 4,19 кДж/(кг·К).

Так как в точке ПВ сливаются два потока, то:

h_пвдЧ1=(1-б_0д)h₃+б_0дh_0'^'

h_пв=(1-0,3)·174+0,3·535=282 кДж/кг

Зная h_пв, мы можем найти температуру в точке «ПВ»:

Параметры и функции во всех точках действительного цикла сводятся в таблицу 2.

Таблица 2. Термодинамические параметры и функции в характерных точках действительного цикла

Состояние	Параметры и функции
	p, бар	t, оС	h, кДж/кг	s, кДж/(кг·К)	v, м3/кг	х
1	150	535	3403	6,47	0,0223	-
ад	30	234	2982	1,341	0,0787	-
b	30	234	3535	1,341	0,122	-
од	2,5	127	2882	0,597	0,837	-
оґ	2,5	127	535	0,597	0,001	0
2д	0,08	41,5	2369	0,871	15,982	0,883
3	0,08	41,5	174	0,871	0,001	0
пвд		67	282	0,789	0,001	-

С учетом механических потерь и потерь в электрогенераторе удельная эффективная работа будет равна

.=1433·0,98·0,97=1362,2?1362 кДж/кг

Удельные количества подведенного и отведенного количеств теплоты, расходов пара, топлива и охлаждающей воды, удельной и полной теплоты теплофикации в цикле с потерями энергии определяются так же, как и в цикле без потерь, с подстановкой в формулы энтальпий в действительных точках.

В изобарных процессах подвода и отвода теплоты количество теплоты определяется разностью энтальпий:

q_1д=h₁-h_пвд+h_b-h_aд=3403-282+3535-2982=3674 кДж/кг

q_2д=q_кд+q_тд=1537+704=2241 кДж/кг

где q_кд - удельное количество теплоты, отводимое в конденсаторе,

q_кд=(1-б_од)(h_2д-h₃) =(1-0,3)·(2369-174)=1537 кДж/кг

q_{тд -} удельное количество теплоты, отданной тепловому потребителю.

q_тд=б_од(h_од-h_о^')=0,3 (2882-535)=704 кДж/кг

Находим полный расход пара действительного цикла:

.

D_д=116 кг/с

Теплота, выделяющаяся при конденсации пара, нагревает охлаждающую воду, расход которой определяется из уравнения баланса теплоты

Выразим М_в:

Тепловой поток на теплофикацию

Q_тд=q_тдD_д=704·116=81664·10³?82 МВт

Расход пара, проходящего через конденсатор, будет равен

Внутренний КПД, учитывающий потери энергии за счет необратимости процессов в действительном цикле, рассчитывают по формуле:

.

Эффективный КПД учитывает все потери:

=0,39·0,94·0,97·0,98·0,85=0,296?0,3

где - удельное количество подведенной теплоты с учетом потерь в котельной установке.

Коэффициенты использования теплоты пара и топлива в действительном цикле:

;

=0,562·0,85=0,477?0,48

Сравнение комбинированного и раздельного получения электрической энергии и теплоты на теплофикацию в действительном цикле

При раздельном производстве электрической и тепловой энергии теплоту теплофикации получают в котельной низкого давления с таким же КПД, что и в парогенераторе паротурбинного цикла, а электрическую энергию в действительном конденсационном цикле с промежуточным перегревом пара с теми же параметрами пара, что и в теплофикационном цикле. [8, c.16]

Расход топлива в котельной равен

Суммарный расход топлива при раздельном способе получения тепловой и электрической энергии равен

Экономия топлива при комбинированной выработке тепловой и электрической энергии на ТЭЦ по сравнению с раздельной составит



где - расход топлива в действительном теплофикационном цикле.

Часть 2: Конструкторский тепловой расчет конденсатора

Задание: Выполнить конструкторский тепловой расчет и определить габаритные размеры конденсатора (см. тепловую схему установки из термодинамического расчета).

Тип теплообменника: горизонтальный трубчатый двухходовой (по охлаждающей воде) пароводяной теплообменник (принципиальная схема представлена ниже).

Исходные данные: (из термодинамического расчета): расход отработавшего в турбине пара в конденсатор D_К,Д, кг/с, его параметры на входе в конденсатор: давление р₂ = р_К, бар, его температура t₂, ⁰С, энтальпия h_2,Д, кДж/кг, степень сухости пара х_2,Д; на выходе из конденсатора (параметры конденсата): давление р₃ = р₂ , бар, его температура t₃ = t₂ ⁰С, энтальпия h₃, кДж/кг, х₃ = 0; действительный тепловой поток передаваемый отработавшим в турбине паром в конденсаторе Q_К,Д, МВт. Эти данные берутся из термодинамического расчета цикла паросиловой установки.

В качестве охлаждающей среды используется циркуляционная вода, движущаяся внутри латунных труб (л = 104,5 Вт/(м·К)) диаметром d₁/d₂ со скоростью w₂, м/с и температурой на входе в конденсатор , ⁰С. В случае одноходовых конденсаторов нагрев охлаждающей воды составляет = 6ч7 ⁰С, двухходовых = 8ч9 ⁰С, трехходовых = 10ч12 ⁰С.

Недогрев охлаждающей воды в конденсаторе порядка = 5ч10 ⁰С.



Рисунок 3: Простейшая схема пароводяного конденсатора.

Здесь 1 - корпус конденсатора; 2 - трубные доски; 3 - крышки водяных камер; 4 - конденсаторные трубки; 5 - конденсатосборник; 6 и 7 - входной и выходной патрубки для охлаждающей воды.

Данные из термодинамического расчета

QК,Д, МВт	DК,Д, кг/с	р2 = р3, бар	t2 , 0С, h2,Д, кДж/кг	t3, 0С, , кДж/кг	х2,Д	x3
79,08	69,68	0,06	36,2 2281	36,2 151	0,882	0

Вариант

Дополнительные данные для теплового расчета конденсатора

		d1/d2, мм	w2, м/с.
8,5	19,5	22/20	1,5

Различают два вида тепловых расчетов: конструкторский или проектный и поверочный. В основе их лежат два уравнения: уравнение теплового баланса и уравнения теплопередачи, конкретный вид которых зависит от принципа действия теплообменника. По принципу действия все теплообменники делятся на рекуперативные, регенеративные и смесительные. Наиболее распространенными являются теплообменники рекуперативного типа, в которых теплота от одного теплоносителя к другому передается через разделяющую их твердую поверхность. Именно к такому типу относится и рассматриваемый в данном расчете горизонтальный пароводяной конденсатор.

Краткое описание устройства

Конденсатор -- теплообменный аппарат, в котором осуществляется процесс конденсации, а именно, процесс фазового перехода теплоносителя из парообразного состояния в жидкое за счёт отвода тепла более холодным теплоносителем. Обычно применяются поверхностные конденсаторы. В них пары рабочего тела отделены стенкой от охлаждающего теплоносителя. Основные элементы конденсатора приведены на рис. 3.

Охлаждающая циркуляционная вода подводится под напором через патрубок 6 к нижнему отсеку водяной камеры, проходит по трубкам в поворотную камеру, проходит по другому пучку трубок и удаляется через патрубок 7. При этом вода нагревается примерно на 10 ⁰C. Такой конденсатор называется двухходовым. Могут быть также одноходовые и трёхходовые конденсаторы.

Содержание конструкторского теплового расчета конденсатора

При конструкторском тепловом расчете необходимо определить поверхность теплообменника. Для ее определения используется уравнение теплового баланса. Ввиду того, что теплота от горячего теплоносителя к холодному передается через трубчатую поверхность, уравнение теплопередачи необходимо записать в цилиндрических координатах:

,

где n - число параллельно включенных труб в одном ходе; z₂ - число ходов; ? - длина трубки в одном ходе. Тогда искомая поверхность теплообменника найдется:

.

1. Определяем число параллельно включенных труб в одном ходе. Его можно найти из уравнения для расхода циркуляционной воды:

.

В свою очередь расход G₂ можно определить из уравнения теплового баланса, записанного для холодного теплоносителя:

.

Для нахождения физических параметров охлаждающей воды введем и рассчитаем определяющую температуру:

Тогда из таблицы для физических свойств воды находим путем интерполяции С_р2 и с₂ при t=14єC:

С_р10=4,191 кДж/кгК

С_р20=4,183 кДж/кгК

с₁₀=999,7 кг/м³

с₂₀=998,2 кг/м³

Величину G₂ выражаем из уравнения для Q₂:

Окончательно, число трубок в одном ходе:

1. Определяем средний температурный напор , предварительно выяснив характер изменения температур теплоносителей (рис. 4). Горячим теплоносителем является влажный пар, поэтому при конденсации его температура практически не изменяется, наблюдается лишь незначительное переохлаждение конденсата. В этом случае, как показывает анализ, средний температурный напор не зависит от схемы движения теплоносителей. Поэтому принимаем, что схема прямоточная, тогда формула запишется:

Рисунок 4

Определяем средний температурный напор, предварительно выяснив характер изменения температур теплоносителей (рис. 4).

В данном теплообменнике температура горячего теплообменника (влажного пара при конденсации) практически не изменяется (переохлаждением конденсата пренебрегаем). Температура циркуляционной воды возрастает. Следовательно, изменение температуры одного из теплоносителей мало по сравнению с температурным напором, а это значит, что средний температурный напор не зависит от схемы движения теплоносителей. Поэтому считаем, что схема движения прямоточная. Тогда средний температурный напор можно рассчитать по уравнению:

где Дt'=t_н-t_в^'=42-8,5=27,70 єС

Дt^''= t_н-t_в^''=42-25,5=16,70 єС

3. Находим линейный коэффициент теплопередачи. Строго говоря, его нужно записать с учетом загрязнений, как со стороны пара, так и со стороны циркуляционной воды. Однако в данном расчете загрязнения не учитываем, тогда

где и коэффициенты теплоотдачи со стороны пара при его пленочной конденсации и со стороны циркуляционной воды соответственно.

4. Определяем коэффициент теплоотдачи б₂ по эмпирическим уравнениям подобия при вынужденном движении жидкости внутри трубки.

а) Но вид расчетной формулы зависит от режима движения жидкости, характеризуемого числом Рейнольдса, которое рассчитывается как

Для определения физических параметров вводим определяющую температуру по уравнению

Тогда из таблицы физических свойств воды и пара находим путем интерполяции: н₂=1,19·10^{- 6} м²/с

v₁₀=1,306 ·10^{- 6} м²/с

v₂₀=1,006 ·10^{- 6} м²/с

Кроме того, коэффициент теплоотдачи л₂ =0,59 Вт/мК

л₁₀=0,580 Вт/мК

л₂₀=0,597 Вт/мК

число Прандтля Рr_Ж2 =8,48

Pr₁₀=9,45

Pr₂₀=7,03

Подставляем и рассчитываем число Рейнольдса:

=

Получили, что число Рейнольдса больше 10⁴, следовательно, режим турбулентный.

б). В этом случае эмпирическое уравнение подобия имеет вид:

.

Число Прандтля Pr_Ж2 находим из таблицы для воды при 14 єС, а Pr_С2 - тоже для воды, но при температуре стенки t_C.

Введем температуру стенки из следующих физических соображений. Анализ показывает, что в таких конденсаторах коэффициенты теплоотдачи одного порядка, а именно: б₁ ? б₂ = 3000ч7000 Вт/(м²·К), тогда

Тогда из таблицы физических свойств воды получаем путем интерполяции Pr_С = 5,67

Pr₂₀=7,03

Pr₃₀=5,45

Кроме того, будем считать, что отношение ?/d₂ > 50, тогда поправка, учитывающая влияние начального участка стабилизации, е_? = 1.

Получаем:

в) Разворачиваем число Нуссельта:

5. Определяем коэффициент теплоотдачи б₁ по формулам при пленочной конденсации на горизонтальном шахматном пучке труб.

а). Расчетная формула имеет вид:

где n_1Ш - половина числа рядов по вертикали (для шахматного пучка труб).

При полной конденсации коэффициент конденсации

Кроме того, , а для шахматного

б) Коэффициент теплоотдачи б_N для одиночной горизонтальной трубы без учета движения пара может быть найден по соответствующей формуле Нуссельта:

При конденсации пара образуется пленка конденсата, т.е. вода. Для выбора физических параметров используется таблица физических свойств воды при определяющей температуре, равной

Тогда получаем путем интерполяции следующие физические параметры:

плотность конденсата с₁ =993,04 кг/м³,

с₃₀=995,7 кг/м³

с₄₀=992,2 кг/м³

коэффициент теплопроводности конденсата л₁ =0,62 Вт/мК,

л₃₀=0,612 Вт/мК

л₄₀=0,627 Вт/мК

коэффициент динамической вязкости конденсата м₁ =688,87 Н·с/м²,

м₃₀=801,5·10⁶ Н·с/м²

м₄₀=653,3·10⁶ Н·с/м²

теплота парообразования (при t_H =36,2 ⁰C) r =2420,88 кДЖ/кг ,

температурный напор Дt_C = t_H - t_C =36,2-28,6=7,6 єС.

После подстановки получаем:

Тогда

6. Рассчитываем линейный коэффициент теплопередачи, подставляя в него полученные величины:

7. Определяем длину трубки в одном ходе по уравнению

=

где Q = Q_КД = 79,08 МВт; Z₂=2 (число ходов)

8. Определяем поверхность конденсатора:

р·0,02·1,76·3644·2=805,93м²

Z₂=2 (число ходов, т.к. теплообменник горизонтальный трубчатый двухходовой)

9. Проверка сделанных предположений.

а) ?/d₂ =

б)

в)

г)

Сравнение показывает

Ответ: F = 805,93 м²

n = 3644 шт

? = 1,76 м

z₂ = 2

Часть 3. Расчет гидравлического сопротивления теплообменного аппарата (вид аппарата задается преподавателем индивидуально)

3.1Гидравлический расчет конденсаторов паровых турбин

Гидравлический расчет конденсаторов паровых турбин включает расчет гидравлического сопротивления аппарата по водяной стороне и парового сопротивления на пути движения пара от горловины конденсатора к патрубку отсоса паровоздушной смеси. Величина гидравлического сопротивления играет определяющую роль при выборе циркуляционных насосов, обеспечивающих движение охлаждающей воды через трубную систему аппарата. Паровое сопротивление учитывается в расчете эжекционного устройства и оказывает определяющее влияние на интенсивность теплообмена в конденсаторе.

Гидравлическое сопротивление конденсатора по водяной стороне представляет собой разность давлений охлаждающей воды на входе и выходе и определяется суммой потерь на трение и на местные сопротивления

где z=2? число ходов воды;

? коэффициент потерь на трение по длине трубопровода (для конденсаторов обычно );

о = 1.0 - 1.5 - коэффициент, учитывающий способ крепления трубок в трубных досках конденсаторов;

длина трубок конденсатора; l=1,76м

внутренний диаметр трубок; d_вн=0,02м

скорость движения воды в трубах; w_в=54,0 м/ч

с плотность охлаждающей воды; с=993,04 кг/м³

скорость движения воды в водяных камерах конденсатора; обычно;

Re - число Рейнольдса; Re=2,52?10⁴.

=0,18·1,5=0,27 м/с=9,72 м/ч

При течении воды в трубных пучках конденсаторов, как правило, реализуется турбулентный режим течения. Расчет величины коэффициента для турбулентного режима течения в общем случае производится следующим образом:

Абсолютная шероховатость стенки труб зависит от материала и длительности эксплуатации. Для стальных труб абсолютная шероховатость , Расчет потерь на трение в латунных трубах можно производить по формулам для гидравлически гладких труб.

Подставляем имеющиеся значения и находим ?Р_гидр:

Паровое сопротивление конденсатора представляет собой разность давлений паровоздушной смеси на входе в конденсатор и в месте ее отсоса эжектором и зависит от ряда режимных и конструктивных параметров: компоновки трубного пучка, скорости пара на входе и в межтрубном пространстве, гидродинамики пленки конденсата.

Для оценки парового сопротивления конденсатора используют зависимость, предложенной ВТИ

Здесь коэффициент парового сопротивления конденсатора; принимает значения =0,2·10^-4 в зависимости от компоновки трубного пучка;

расход пара в конденсаторе, кг/час; G_к=33901 кг/ч;

удельный объем пара, поступающего в конденсатор,

V_п=20,89 ;

длина и наружный диаметр трубок конденсатора; l=1,76м; d_нар=0,022м;

N=3644 шт, общее количество трубок в конденсаторе.

Рисунок 5. Схема конденсатора паровой турбины:

1 -- корпус, 2 -- трубные доски, 3 -- трубки, 4 -- передняя водяная камера, 5-- задняя (поворотная) водяная камера, 6 -- перегородка водяной камеры, 7 -- патрубок подвода циркуляционной воды, 8 -- патрубок выхода циркуляционной воды,

9 -- переходный патрубок (горловина) конденсатора,

10 -- патрубки отсоса паровоздушный смеси, 11 -- паровые щиты,

12 -- воздухоохладитель, 13, 14 -- первый и второй потоки воды соответственно,

15 -- конденсатосборник, 16 -- промежуточные перегородки,

17 -- окна в промежуточных перегородках, 18 -- сбросное устройство для пара,

19 -- трубы выхода пара из камер отбора ЦНД

(А -- вход пара в конденсатор,

Б -- отсос паровоздушной смеси, В -- отвод конденсата, Г -- вход охлаждающей воды,

Д -- выход охлаждающей воды, Е -- сброс пара из котла (парогенератора),

Ж -- выход пара из отборов ЦНД)

3.2Гидравлический расчет сетевого подогревателя

Гидравлический расчет сетевого подогревателя складывается из сопротивления пучка трубопроводов, сопротивления водяных камер и подводящих трубопроводов. Обозначения величин, входящих в расчетные зависимости, аналогичны приведенным выше в методике расчета сопротивления конденсаторов.

Гидравлическое сопротивление трубок пучка определяется суммой потерь на трение при течении воды в трубках поверхности теплообмена и сопротивления водяных камер, включающего в себя потери напора на местных сопротивлениях, которые находятся на пути течения: потери давления от удара и поворота потока во входной, выходной и промежуточной водяных камерах. В общем случае падение давления по тракту аппарата определяется по формуле

Коэффициенты местных сопротивлений зависят от конструкции подогревателя.

Сумму коэффициентов местных сопротивлений для сетевых подогревателей низкого давления (ПНД) и камерных подогревателей высокого давления (ПВД) можно рассчитать по формулам

- для прямотрубных аппаратов

Паровое сопротивление сетевого подогревателя, равное разности давлений пара на входе в аппарат и в конце траектории его движения, зависит от конструкции аппарата, компоновки трубного пучка, скоростей пара на входе в пучок и в межтрубном пространстве, а также от параметров и режима работы аппарата.

В общем случае оценить величину парового сопротивления позволяет зависимость

При поперечном обтекании шахматных пучков трубок

- при

- при

При поперечном обтекании коридорного пучка трубок коэффициент сопротивления определяется соотношениями:

-

-

Подставляем:

В этих выражениях

плотность пара, кг/ средняя скорость пара в межтрубном пространстве (в первом приближении можно принять величину средней скорости, равной половине скорости пара на входе в аппарат), м/с;

ш₁ , ш₂ - относительные поперечный и продольный шаги разбивки трубного пучка соответственно;

, поперечный и продольный шаги пучка соответственно, м.

Рис. 6. Сетевой подогреватель низкого давления:

1 - корпус подогревателя; 2 - приемная камера; 3 - паровое пространство аппарата; 4 - трубный пучок; 5 - трубка; 6 - крепление поворотной камеры; 7 - разъем корпуса аппарата; 8 - камера выхода из аппарата; 9 - поворотная камера; 10 - днище корпуса аппарата; 11 - отбойный щиток для предохранения трубчатки на входе пара в аппарат.

Заключение

Для закрепления теоретических знаний по междисциплинарному курсу была выполнена курсовая работа: «Термодинамический расчет цикла паротурбинной установки с отбором пара на теплофикацию. Тепловой и гидрогазодинамический расчет сетевого подогревателя».

В части 1 произведен расчет теоретического цикла, расчет удельных количеств подведенной и отведенной теплоты, термического КПД цикла и коэффициента использования теплоты пара, расчет расходов пара, топлива, охлаждающей воды в конденсаторе, теплового потока теплофикации, а также расчет действительного цикла.

В части 2 проведен тепловой расчет теплообменного аппарата.

В части 3 проведен расчет гидравлического сопротивления теплообменного аппарата. Приведён конструкторский тепловой расчет конденсатора.

Библиографический список

теплообменный аппарат конденсатор

1. Александров А. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара / А. А. Александров, Б. А. Григорьев. М.: МЭИ, 1999. - 168 с.

3. Базаров И. П. Термодинамика. / И. П. Базаров. М. : Высшая школа, 1991. - 376 с.

4. Кириллин В. А. Техническая термодинамика / В. А. Кириллин, В. В. Сычев, С. А. Шейндлин. М. : Наука, 1983. - 416 с.

5. Королев В. Н. Техническая термодинамика : учебное пособие / В. Н. Королев, Е. М. Толмачев. Екатеринбург : УГТУ-УПИ, 2007. - 180 с.

6. Островская А.В. Техническая термодинамика : учеб. пособие. В 2 ч. Ч. 2 / А.В. Островская, Е.М. Толмачев, В.С. Белоусов, С.А. Нейская. Екатеринбург : УрФУ, 2010. - 106 с.

7. Исаченко В.П. Теплопередача. Учебник для вузов /В.П. Исаченко, В.А. Осипова, А.С. Сукомел М.:Энергия, 1981. 415 с.

8. Королев В.Н. Тепломассообмен: учебное пособие /В.Н. Королев. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2006. 300 с.

9. Королев В.Н. Тепломассообмен. Основные формулы, задачи и способы их решения / Королев В.Н., Красных В.Ю. -- ЭИ .-- 2013. Режим доступа: http://study.urfu.ru/view/Aid_view.aspx?AidId=11407.

10. Краснощеков Е.А. Задачник по теплопередаче / Е.А. Краснощеков, А.С. Сукомел. М.: Энергия. 1980.

11. Сапожников Б.Г. Тепломассообмен: учебное пособие /Б.Г. Сапожников. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007. 188 с. (20 экз.).

12. Справочник по теплообменным аппаратам паротурбинных установок/ Ю.М.Бродов, К.Э. Аронсон, А.Ю. Рябчиков, М.А. Ниренштейн. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ - УПИ, 2006. - 588 с.

Литература

1. Берман С.С. Теплообменные аппараты и конденсационные устройства турбоустановок. Учебник. - М.: Машгиз, 1959. - 428 с.

2. Справочник по теплообменникам: в 2-х томах. Т. 2 / Перевод с английского под ред. О.Г. Мартыненко и др. М.: Энергоатомиздат, 1987. 352 с.

3. Бродов Ю.М., Савельев Р.З. Конденсационные установки паровых турбин. Учебное пособие для ВУЗов, М.: Энергоатомиздат, 1994, 288с.

Раздел: Тепловая часть ТЭС, АЭС, ТЭЦ > Парогазотурбинные установки.

4. Костюк А.Г.,Фролов В.В., Булкин А.Е., Трухний А.Д. Турбины тепловых и атомных электрических станций / Под ред. Костюка А.Г., Фролова В.В. -- М.: Изд. МЭИ, 2001. -- 488 с.

5. Бродов Ю.М. Теплообменники энергетических установок / Екатеринбург: Издательство "Сократ", 2003 г.

Размещено на Allbest.ru

...