N_Э.С.Н=ΣN_i= 9,0 МВт

Показатели тепловой экономичности

Расход теплоты на турбоустановку для производства электроэнергии

Q_Э=D₀(h₀-h_ПВ)-Q_Т= 3206,6 МВт=11543651,5 МДж/ч

где h_п.в -энтальпия питательной воды;

Q_Т -количество теплоты, отведенной от турбины для внешнего потребления.

Удельный расход теплоты брутто на производство электроэнергии

q_Э=Q_Э/(N_Э+N_ТП)= 10,2 МДж/(кВт.ч)

Электрический КПД брутто

η_Э=(N_Э+N_ТП)/Q_Э= 36,0 %

Электрический КПД нетто

η_Э.НТ=(N_Э-N_С.Н)/Q_Э= 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:

T_др = tв’+(5÷10) ºC, где t_в’ – 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 D_п7=61,61кг/с

давление пара p_п7=2,409 МПа

расход питательной воды G_пв=1882,5 кг/с

температура питательной воды на входе t_вх^пв= 198 ⁰С

температура питательной воды на выходе t_вых^пв=215 ⁰С

доля питательной воды, проходящей через охладитель дренажа D_пв^од=20% G_пв

давление питательной воды p_пв= 8 МПа

диаметр и толщина стенок трубок d_в* δ=24*4 мм

наружный диаметр трубок dн= 32 мм

материал трубок – сталь 20.

Расход слива ПП2 D_пп2= 75,5 кг/с

энталпия слива ПП2 h_пп2=1195.7 кДж/кг

Расход греющей среды D_п=D_п7+D_пп2=137,1 кг/с

коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду η_тп= 0.98

Параметры сред в п 7:

Греющий пар:

t_п= 222 °С

h_n= 2773,6 кДж/кг

h_k= 952,9 кДж/кг

Питательная вода:

h_вх^пв= 846,2 кДж/кг

h_вых^пв=922,5 кДж/кг

Определим энтальпию ПВ в точке смешения двух потоков ПВ (ОД + СП)

h_c=h_вых^пв-[(D_n7.(h_п-h_k)+D_пп2.(h_пп2-h_k))η_тп/G_пв]= 854,6 кДж/кг

t_c= 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.

h_др=h_к-[G_пв(h_с-h_вх^пв)/(D_п.η_тп)]= 929,4 кДж/кг

t_др= 216,9 °С

Расход питательной воды через охладитель дренажа:

G_од= 375,5 кг/с

Параметры питательной воды на выходе из охладителя дренажа определяем по уравнению ТБ для этого элемента:

h_вых.од^пв=h_вх^пв+[D_n.(h_к-h_др)/G_од]= 854,7 кДж/кг

t_вых.од^пв= 199,93 °С

Расчет собственно подогревателя:

Тепловой поток:

Q_сп=G_пв.(h_вых^пв-h_с)= 127903,8 кВт

Среднелогарифмический температурный напор:

Δt_б=t_п-t_c= 22,1 °С

Δt_м=t_п-t_вых^пв= 7 °С

Δt_ср=(Δt_б-Δt_м)/ln(Δt_б/Δt_м)= 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:

t_в.ср=0.5(t_вых^пв+t_с)= 207,4 °С

Теплофизические параметры для ПВ при ее средней температуре:

ν=f(p_пв,t_в.ср)= 1,52.10^-07 м²/с

λ=f(p_пв,t_в.ср)= 0,664Вт/(м.К)

μ=f(p_пв,t_в.ср)= 1,31.10^-04 Па.с

Pr=f(p_пв,t_в.ср)= 0.886

Число Re: Re=W.d_в/ν=2,37.10⁺⁰⁵

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α₂=0,023λ.Re^0,8.Pr^0,4/d_в= 12081,8 Вт/(м².К)

Теплопроводность стенки трубы (Ст 20) : λ_{ст 20К}= 48 Вт/(м.К)

Теплофизические константы для конденсата греющего пара

λ_к=f(p_п,x=0)= 0,646 Вт/(м.К)

ρ_к=f(p_п,x=0)= 837,7 кг/м³

ρ_п=f(p_п,x=1)= 12,1 кг/м³

μ_к=f(p_п,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; _к – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, Нс/м²; r – удельная теплота конденсации пара, кДж/кг.

b=1.13ε_r[λ_к³ρ_к(ρ_к-ρ_п)gr/lμ_к]^0.25

Здесь _к, _к – коэффициент теплопроводности и плотность конденсата; _п – плотность пара; _r – поправка на шероховатость труб (для латунных и нержавеющих труб _r = 1, для стальных цельнотянутых труб _r = 0,8); t₁ – средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара (t₁ = t_н – t_сп,ср )

r=1848,7кДж/кг

ε_r=0.8

b=1.13ε_r[λ_к³ρ_к(ρ_к-ρ_п)gr/lμ_к]^0.25=8277,62

Выражение для плотности теплового потока можно записать в виде

q = b t₁^0,75

Отсюда t₁ = (q/b)^4/3. Значение t_ст = (_ст/_ст)q, а t₂ = q/₂

Получаем для общего t = t₁ + t_ст + t₂ = (q/b)^4/3 + (_ст/_ст)q + q/₂

Δt_ср=(q/b)^4/3+δ_стq/λ_ст+q/α₂

Δt_ср=5,97.10^-06. q^4/3+1,66.10^-04q

При определении ₁ 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 Δt_ср для ряда произвольно заданных значений q строим кривую t = f(q)

Используя эту зависимость для найденного t_ср определяем величину q

Зная q, легко определить t₁, t_ст, t₂ и КТО, а затем и КТП и F.

По этому графику при Δt_ср=13,1 °С получим q=36000 Вт/м²

Коэффициент теплопередачи:

k_сп=q/Δt_ср= 2740,0 Вт/(м².К)

Площадь поверхности теплообмена:

F_ст=Q_сп/(k_сп.δt_сп)= 3552,9 м²

Расчет охладителя дренажа:

Тепловая нагрузка охладителя дренажа:

Q_од=G_од.(h_вых.од^пв-h_вх^пв)= 3227,6 кВт

Число спиралей собственно подогревателя:

N=G_пв/(ρ-F_тр.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=F_ст/(N.π.d_н)= 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:

t_k.ср=0.5(t_п+t_др)= 219,4°С

Скорость конденсата в межтрубном пространстве:

W_к=D_п*v/F= 3,28 м/с

где v=0.001194 м³/кг

Эквивалентный диаметр:

d_э=4F/U= 0,10м

где U=2

Параметры конденсата при средней температуре

ν=f(p_пв,t_к.ср)= 1,46.10^-07 м²/с

λ=f(p_пв,t_к.ср)= 0,654 Вт/(м.К)

μ=f(p_пв,t_к.ср)= 1,23.10^-04 Па.с

Pr=f(p_пв,t_к.ср)= 0,860

Re=W.d_э/ν=2,25.10⁺⁰⁶

Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке:

α₁=0,023λ.Re^0.8.Pr^0.4/d_э= 17102,7 Вт/(м².К)

Средняя температура питательной воды в ОД:

t_в.ср=0.5(t_вых.од^пв+t_вх^пв)= 199,0 °С

Параметры ПВ при температуре t_в.ср

ν=f(p_пв,t_в.ср)= 1,57.10^-07м²/с

λ=f(p_пв,t_в.ср)= 0,670Вт/(м.К)

μ=f(p_пв,t_в.ср)= 1,37.10^-04Па.с

Pr=f(p_пв,t_в.ср)= 0,909

Re=W.dв/ν=2,29.10⁺⁰⁵

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α₂=0,023λ.Re^0,8.Pr^0,4/d_в=11999,4 Вт/(м².К)

Коэффициент теплопередачи:

k_од=(1/α₁+δ/λ+1/α₂)^-1=4441,7 Вт/(м².К)

Среднелогарифмический температурный напор:

Δt_б=t_др-t_вх^пв=18,9 °С

Δt_м=t_к-t_вых.од^пв= 22,1 °С

Δt_од=(Δt_б-Δt_м)/ln(Δt_б/Δt_м)= 20,4 °С

Площадь поверхности теплообмена:

F_од=Q_од/(k_од.δt_од)= 35,5 м²

Суммарная площадь:

F=F_сп+F_од= 3588,4 м²

По F=3588,4 м² площади поверхности теплообмена, p_в=81,6 кгс/см², давлению основного конденсата и p_п=24,6 кгс/см² греющего пара, соответственно выбираем по[4] типоразмер ПНД 7:

2 подогревателя ПВ-2500-97-28А.

ПНД4

Расход греющего пара D_п4= 84,80 кг/с

давление греющего пара p_п4= 0,587 МПа

расход основного конденсата G_ок= 1363,7 кг/с

температура основного конденсата на входе t_вх^ок= 124 ⁰С

температура основного конденсата на выходе t_вых^ок= 154 ⁰С

давление основного конденсата p_ок= 0.889 МПа

диаметр и толщина стенок трубок d_в* δ=16*1 мм

наружный диаметр трубок d_н= 18 мм

материал трубок – легированная сталь (08Х18Н10Т);

Потери теплоты в окружающую среду оцениваются коэффициентом η_тп= 0.99