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 = bD t10,75
Отсюда D t1 = (q/b)4/3. Значение Dtст = (dст/lст)q, а D t2 = q/a2
Получаем для общего D t = D t1 + D tст + D t2 = (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)
Средняя температура питательной воды в ОД:
tв.ср=0.5(tвых.одпв+tвхпв)= 199,0 °С
Параметры ПВ при температуре tв.ср
ν=f(pпв,tв.ср)= 1,57.10-07м2/с
λ=f(pпв,tв.ср)= 0,670Вт/(м.К)
μ=f(pпв,tв.ср)= 1,37.10-04Па.с
Pr=f(pпв,tв.ср)= 0,909
Re=W.dв/ν=2,29.10+05
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:
α2=0,023λ.Re0,8.Pr0,4/dв=11999,4 Вт/(м2.К)
Коэффициент теплопередачи:
kод=(1/α1+δ/λ+1/α2)-1=4441,7 Вт/(м2.К)
Среднелогарифмический температурный напор:
Δtб=tдр-tвхпв=18,9 °С
Δtм=tк-tвых.одпв= 22,1 °С
Δtод=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 20,4 °С
Площадь поверхности теплообмена:
Fод=Qод/(kод.δtод)= 35,5 м2
Суммарная площадь:
F=Fсп+Fод= 3588,4 м2
По F=3588,4 м2 площади поверхности теплообмена, pв=81,6 кгс/см2, давлению основного конденсата и pп=24,6 кгс/см2 греющего пара, соответственно выбираем по[4] типоразмер ПНД 7:
2 подогревателя ПВ-2500-97-28А.
ПНД4
Расход греющего пара Dп4= 84,80 кг/с
давление греющего пара pп4= 0,587 МПа
расход основного конденсата Gок= 1363,7 кг/с
температура основного конденсата на входе tвхок= 124 ⁰С
температура основного конденсата на выходе tвыхок= 154 ⁰С
давление основного конденсата pок= 0.889 МПа
диаметр и толщина стенок трубок dв* δ=16*1 мм
наружный диаметр трубок dн= 18 мм
материал трубок – легированная сталь (08Х18Н10Т);
Потери теплоты в окружающую среду оцениваются коэффициентом ηтп= 0.99
число ходов ОК в ПНД z=2
Параметры конденсата и пара в ПНД 4:
tп=158 °С
hn=2823,2 кДж/кг
hk=666,9 кДж/кг
hвхпв=521,3 кДж/кг
hвыхпв=649,8 кДж/кг
Тепловая мощность ПНД 4:
Qп4=Gок.(hвыхок-hвхок)/η=177004,9 кВт
Среднелогарифмический температурный напор:
Δtб=tп-tc= 4 °С
Δtм=tп-tвыхпв= 34°С
Δtср=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 14 °С
Принимаем скорость движения воды в трубках W= 1,5 м/с
Из уравнения сплошности определим количество трубок в ПНД 4:
n=Gок/(ρ-Fтр.W)= 4,522 шт
Общее число труб N в двухходовм ПНД 4:
N=n.z=9044 шт
Задаемся длиной трубок (7...11 м) в подогревателе – Lтр = 10 м. (первое приближение)
Средняя температура воды:
tок.ср=0.5(tвыхок+tвхок)= 139 °С
Средняя температура стенки трубок:
tст.ср=0.5(tк+tок.ср)= 148,5°С
Средняя температура слоя конденсата на поверхности трубок:
tпл.ср=0.5(tк+tст.ср)= 153,3°С
Коэффициент теплоотдачи от пара к стенке подсчитываем по эмпирической формуле:
α1=(5500+65tпл.ср-0,2t2пл.ср).((tк-tст.ср)Lтр)-0,25=3447,8 Вт/(м2.К)
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:
α2=1,16(1400+18tок.ср-0,035t2ср.ср).W0,8.dв-0.2=11834,2 Вт/(м2.К)
Теплопроводность стенки из стали 08Х18Н10Т -λст= 18 Вт/(м.К)
Таблица 3.
Коэффициент, учитывающий накипь и загрязнения стенки:
|
Характеристика поверхности теплообмена и условия ее работы |
Кз |
|
Нормальные чистые (новые) трубки |
1 |
|
Латунные трубки, работающие в условиях прямотока на чистой воде |
0,85 |
|
Латунные трубки, работающие в условиях обратного водоснабжения или на химочищенной воде |
0,8 |
|
Латунные трубки, работающие на грязной воде и возможном образовании минеральных и органических отложений |
0,75 |
|
Стальные трубки, покрытые слоем окиси и накипи |
0,7 |
Кз=1
Коэффициент теплопередачи:
k= Кз (1/α1+δ/λ+1/α2)-1=2325,1 Вт/(м2.К)
Площадь поверхности теплообмена:
F=Q/(k.δt)= 5430,7 м2
Расчетная длина трубок:
L=F/(N.π.dн)= 10,62 м
По F=5430,7 м2 площади поверхности теплообмена, pв= 9,1 кгс/см2, pп=6,0 кгс/см2 давлению основного конденсата и греющего пара, соответственно выбираем типоразмер ПНД 4:
2 подогревателя ПН-3000-25-16-ІVА.
ВЫВОД
В заключении приведено сравнение расчетних значений с номинальными значениями по [4] в таблице 4.
Таблице 4.
сравнение расчетних значений с номинальными значениями
|
№ |
Показатель |
Номинальное зн. |
Расчетное зн. |
Отклонение от наминального, % |
|
|
1 |
Мощность, МВт |
1100 |
1119.9 |
1.78 |
|
|
2 |
Началное довление, МПа |
6 |
5.718 |
4.70 |
|
|
3 |
Началная температура, ºС |
274.3 |
272.5 |
0.67 |
|
|
4 |
Разделительное довление, МПа |
1.2 |
1.27 |
6.08 |
|
|
5 |
Давление перед ПП1, МПа |
1.17 |
1.22 |
4.49 |
|
|
6 |
Давление перед ПП2, МПа |
1.16 |
1.1859 |
2.23 |
|
|
7 |
Давление перед ЦСД, МПа |
1.2 |
1.127 |
6.06 |
|
|
8 |
210 |
197.4 |
5.98 |
||
|
9 |
Давление пара в отборах, МПа |
I |
2.87 |
2.506 |
12.69 |
|
II |
1.822 |
1.810 |
0.65 |
||
|
III |
1.122 |
1.273 |
13.46 |
||
|
IV |
0,582 |
0,628 |
7,98 |
||
|
V |
0,312 |
0,275 |
11,91 |
||
|
VI |
0,08 |
0,103 |
28,61 |
||
|
VII |
0,021 |
0,031 |
49,80 |
||
|
10 |
Расход пара в отборах, кг/с |
I |
92,72 |
61,61 |
33,55 |
|
II |
76,47 |
62,65 |
18,07 |
||
|
III |
50,55 |
63,66 |
25,94 |
||
|
IV |
44,91 |
84,80 |
88,81 |
||
|
V |
76,41 |
65,64 |
14,10 |
||
|
VI |
56,44 |
70,89 |
25,61 |
||
|
VII |
49,75 |
59,66 |
19,92 |
||
|
11 |
Удельный расход тепла, МДж/(кВт.ч) |
10,237 |
10,205 |
0,31 |
|
|
12 |
Типоразмер ПНД4 |
ПН-3000-25-16-ІVА |
ПН-3000-25-16-ІVА (2шт.) |
|
|
|
13 |
Типоразмер ПВД7 |
ПВ-2500-97-28А (2шт.) |
ПВ-2500-97-28А (2шт.) |
|
|
Расчетная мощность отличается от номинальной вследствие отличия заданных расходов от номинальных. При расчете начального давления учитываются потери давления в паровпускных устройствах, которые колеблются в пределах 0,03...0,05. Выбор разных значений этих потерь, вызывает отклонение начального давления от номинального значения. Следовательно, начальная температура в свою очередь откланяется. Давления перед ПП1, ПП2, ЦСД и разделительное давление зависят от давлений в отборах. Значения давлений пара в камерах отборов Т, работающей на номинальной нагрузке в проектном расчете, определяются по соответствующим температурам ОК и ПВ на выходе из ПНД и ПВД. Для расчета тепловой схемы ТУ использовали параметры (давление, температуру и энтальпию) греющего пара отборов непосредственно на входе в регенеративные подогреватели, дренажей конденсата греющего пара, нагреваемой среды (основного конденсата, питательной воды и перегреваемого пара в СПП). Расчет этих параметров выполнялся с заданными исходными данными и по рекомендациям, поэтому значения давлений пара в камерах отборов отличаются от номинальных значений. Это объясняет отличие между расчетными и номинальными значениями расходов и удельного расхода тепла и КПД.
ЛИТЕРАТУРЫ
1. Маргулова Т.Х. Атомные электрические станции: Учебник для вузов.– 4-е изд., перераб. и доп.–М.: Высш.шк., 1984.–304 с.: ил.
2. Трояновский Б.М. и др. Паровые и газовые турбины атомных электростанций: Учеб. пособие для вузов.– М.: Энергоатомиздат, 1985.–256 с.: ил.
3. Тепловые и атомные электрические станции: Справочник / Под общ. ред. В.А.Григорьева, В.М.Зорина.– 2-е изд., перераб.– М.: Энергоатомиздат, 1989.– 608 с.: ил.– (Теплоэнергетика и теплотехника; Кн. 3).
4. Киров В.С. Тепловые схемы турбоустановок АЭС и их расчеты: Учебн. пособие для вузов.– изд. 2-е, испр.– Одесса: Астропринт, 2004.– 212 с.
5. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара.–М.: Энергия, 1980.– 424 с.: ил.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8
