Расчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1 (стр. 8 из 9)
Повышение энтальпии воды в насосах
ΔhДН1= 2,0 кДж/кг
ΔhДН2= 1.9 кДж/кг
ΔhКН1= 3.2 кДж/кг
ΔhКН2= 3.4 кДж/кг
Для конденсатных насосов перого подъема
NКН1=ΔhКН1.Dk/ηпр= 4,066 МВт
Для конденсатных насосов втоого подъема
NКН2=ΔhКН2.Dk/ηпр= 4,243 МВт
Для дренажных насосов ДН1
NДН1=ΔhДН1.DдрП1/ηпр= 0,304 МВт
Для дренажных насосов ДН2
NДН2=ΔhДН2.DдрП3/ηпр= 0,0337 МВт
Суммарный расход электроэнергии на собственные нужды турбоустановки
NЭ.С.Н=ΣNi= 9,0 МВт
Показатели тепловой экономичности
Расход теплоты на турбоустановку для производства электроэнергии
QЭ=D0(h0-hПВ)-QТ= 3206,6 МВт=11543651,5 МДж/ч
где hп.в -энтальпия питательной воды;
QТ -количество теплоты, отведенной от турбины для внешнего потребления.
Удельный расход теплоты брутто на производство электроэнергии
qЭ=QЭ/(NЭ+NТП)= 10,2 МДж/(кВт.ч)
Электрический КПД брутто
ηЭ=(NЭ+NТП)/QЭ= 36,0 %
Электрический КПД нетто
ηЭ.НТ=(NЭ-NС.Н)/QЭ= 34,6 %
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ
Тепловые расчеты регенеративных подогревателей выполняются 2-х типов: конструктивный и поверочный. При конструкторском расчете определяются поверхность нагрева и конструктивные размеры подогревателя. При поверочном расчете определяется температура одного из теплоносителей или величины подогрева.
В этой работе разберем методику конструкторского теплового расчета. Исходные данные определяются из расчета тепловой схемы или по справочным данным. К ним относятся расход и параметры греющей среды (пара), расход нагреваемой среды (ОК или ПВ), их давление и температуры на входе в подогреватель.
При выполнении тепловых расчетов количество передаваемой теплоты в отдельных элементах подогревателей оценивается по температурам греющей и нагреваемой сред. Так, температура среды на выходе из охладителя конденсата оценивается по формуле:
Tдр = tв’+(5÷10) ºC, где tв’ – температура воды (ОК, ПВ) на входе в подогреватель.
Рис.6. Схема движения сред в ПВД (а) и график изменения температур теплоносителей (б).
ОК – охладитель конденсата;
СП – собственно подогреватель
Из рис.6 видно, что для уменьшения габаритов (размеров) охладителя конденсата через него пропускается только часть воды, проходящей через ПВД (10–20 %).
Минимальный температурный напор в собственно подогревателе, равно как и минимальный температурный напор в охладителе дренажа, выбираются на основании технико-экономического обоснования.
ПВД7
Расход греющего пара Dп7=61,61кг/с
давление пара pп7=2,409 МПа
расход питательной воды Gпв=1882,5 кг/с
температура питательной воды на входе tвхпв= 198 ⁰С
температура питательной воды на выходе tвыхпв=215 ⁰С
доля питательной воды, проходящей через охладитель дренажа Dпвод=20% Gпв
давление питательной воды pпв= 8 МПа
диаметр и толщина стенок трубок dв* δ=24*4 мм
наружный диаметр трубок dн= 32 мм
материал трубок – сталь 20.
Расход слива ПП2 Dпп2= 75,5 кг/с
энталпия слива ПП2 hпп2=1195.7 кДж/кг
Расход греющей среды Dп=Dп7+Dпп2=137,1 кг/с
коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду ηтп= 0.98
Параметры сред в п 7:
Греющий пар:
tп= 222 °С
hn= 2773,6 кДж/кг
hk= 952,9 кДж/кг
Питательная вода:
hвхпв= 846,2 кДж/кг
hвыхпв=922,5 кДж/кг
Определим энтальпию ПВ в точке смешения двух потоков ПВ (ОД + СП)
hc=hвыхпв-[(Dn7.(hп-hk)+Dпп2.(hпп2-hk))ηтп/Gпв]= 854,6 кДж/кг
tc= 199,89 °С
Параметры переохлажденного конденсата определим по УТБ составленного для «черного ящика» (см. схему), в который входят потоки ОК и конденсата греющего пара, а выходят поток ОК с температурой смеси и слив (дренаж) греющего пара П7. Сделано это для того, чтобы избежать решение системы 2–3 уравнений ТБ (в зависимости от числа неизвестных параметров.
hдр=hк-[Gпв(hс-hвхпв)/(Dп.ηтп)]= 929,4 кДж/кг
tдр= 216,9 °С
Расход питательной воды через охладитель дренажа:
Gод= 375,5 кг/с
Параметры питательной воды на выходе из охладителя дренажа определяем по уравнению ТБ для этого элемента:
hвых.одпв=hвхпв+[Dn.(hк-hдр)/Gод]= 854,7 кДж/кг
tвых.одпв= 199,93 °С
Расчет собственно подогревателя:
Тепловой поток:
Qсп=Gпв.(hвыхпв-hс)= 127903,8 кВт
Среднелогарифмический температурный напор:
Δtб=tп-tc= 22,1 °С
Δtм=tп-tвыхпв= 7 °С
Δtср=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 13,1 °С
Принимаем скорость движения воды в трубках по рекомендациям (1,5...2,5 м/с)
W= 1.5 м/с
Средняя температура питательной воды:
tв.ср=0.5(tвыхпв+tс)= 207,4 °С
Теплофизические параметры для ПВ при ее средней температуре:
ν=f(pпв,tв.ср)= 1,52.10-07 м2/с
λ=f(pпв,tв.ср)= 0,664Вт/(м.К)
μ=f(pпв,tв.ср)= 1,31.10-04 Па.с
Pr=f(pпв,tв.ср)= 0.886
Число Re: Re=W.dв/ν=2,37.10+05
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:
α2=0,023λ.Re0,8.Pr0,4/dв= 12081,8 Вт/(м2.К)
Теплопроводность стенки трубы (Ст 20) : λст 20К= 48 Вт/(м.К)
Теплофизические константы для конденсата греющего пара
λк=f(pп,x=0)= 0,646 Вт/(м.К)
ρк=f(pп,x=0)= 837,7 кг/м3
ρп=f(pп,x=1)= 12,1 кг/м3
μк=f(pп,x=0)= 1,20.10-04 Па.с
В регенеративных подогревателях теплообмен между паром и трубами происходит при практически неподвижном паре. В этом случае главными условиями теплообмена являются скорость стекания и толщина пленки конденсата, образующегося на трубах.
Режим течения пленки определяется критерием Рейнольдса.
Здесь q = Q/F – средняя плотность теплового потока через поверхность нагрева, кВт/м2; l – высота участка труб между соседними перегородками, м; mк – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, Н×с/м2; r – удельная теплота конденсации пара, кДж/кг.
b=1.13εr[λк3ρк(ρк-ρп)gr/lμк]0.25
Здесь lк, rк – коэффициент теплопроводности и плотность конденсата; rп – плотность пара; er – поправка на шероховатость труб (для латунных и нержавеющих труб er = 1, для стальных цельнотянутых труб er = 0,8); Dt1 – средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара (Dt1 = tн – tсп,ср )
r=1848,7кДж/кг
εr=0.8
b=1.13εr[λк3ρк(ρк-ρп)gr/lμк]0.25=8277,62
Выражение для плотности теплового потока можно записать в виде
q = bDt10,75
Отсюда Dt1 = (q/b)4/3. Значение Dtст = (dст/lст)q, а Dt2 = q/a2
Получаем для общего Dt = Dt1 + Dtст + Dt2 = (q/b)4/3 + (dст/lст)q + q/a2
Δtср=(q/b)4/3+δстq/λст+q/α2
Δtср=5,97.10-06. q4/3+1,66.10-04q
При определении a1 важным значением является температура стенки поверхности нагрева. Она определяется графоаналитическим методом. Суть метода сводится к решению уравнения для плотности теплового потока через стенку трубы.С помощью выражения Δtср для ряда произвольно заданных значений q строим кривую Dt = f(q)
 | q | Δtср |
| 33000 | 11.8 | |
| 36000 | 13.1 | |
| 39000 | 14.4 | |
| 42000 | 15.7 | |
| 45000 | 17.1 |
Используя эту зависимость для найденного Dtср определяем величину q
Зная q, легко определить Dt1, Dtст, Dt2 и КТО, а затем и КТП и F.
По этому графику при Δtср=13,1 °С получим q=36000 Вт/м2
Коэффициент теплопередачи:
kсп=q/Δtср= 2740,0 Вт/(м2.К)
Площадь поверхности теплообмена:
Fст=Qсп/(kсп.δtсп)= 3552,9 м2
Расчет охладителя дренажа:
Тепловая нагрузка охладителя дренажа:
Qод=Gод.(hвых.одпв-hвхпв)= 3227,6 кВт
Число спиралей собственно подогревателя:
N=Gпв/(ρ-Fтр.W)= 2774,1 шт
Принимаем число спиралей кратное произведению числа секций и числа рядов в каждой секции. N= 2774 шт (при 12 рядах в секции из однорядной спирали)
Расчетная длинна трубок:
L=Fст/(N.π.dн)= 12,74 м
Сечение для прохода пара:
F=L.l.β= 0,050 м2
где β=0.98 - учитывает часть длины труб, участвующих в теплообмене.
Средняя температура конденсата:
tk.ср=0.5(tп+tдр)= 219,4°С
Скорость конденсата в межтрубном пространстве:
Wк=Dп*v/F= 3,28 м/с
где v=0.001194 м3/кг
Эквивалентный диаметр:
dэ=4F/U= 0,10м
где U=2
Параметры конденсата при средней температуре
ν=f(pпв,tк.ср)= 1,46.10-07 м2/с
λ=f(pпв,tк.ср)= 0,654 Вт/(м.К)
μ=f(pпв,tк.ср)= 1,23.10-04 Па.с
Pr=f(pпв,tк.ср)= 0,860
Re=W.dэ/ν=2,25.10+06
Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке:
α1=0,023λ.Re0.8.Pr0.4/dэ= 17102,7 Вт/(м2.К)