Тепловой расчет конденсатора

Потери теплоты корпусом конденсатора от излучения в окружающую среду вследствие низких температур ничтожны. Поэтому можно считать, что практически вся теплота, освобождающаяся при конденсации пара, передается охлаждающей воде. Тогда баланс теплоты поверхностного конденсатора может быть составлен в виде:

(1),

где - энтальпия пара, поступающего в конденсатор, кДж/кг; - энтальпия конденсата, кДж/кг; =4,19 кДж/кг·⁰С - теплоемкость воды; W – расход охлаждающей воды, кг/с; , - температура охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора, ⁰С.

Значения определяют при расчете турбины. Температуру конденсата принимают ,

где - температура насыщения пара, соответствующая его давлению на входе в конденсатор.

Разность называют нагревом охлаждающей воды в конденсаторе. Для одноходовых конденсаторов принимают =6÷7 ⁰С, для двухходовых =7÷9⁰ С, трех- и четырехходовых =10÷12 ⁰С.

Температура охлаждающей воды при входе в конденсатор принимается равной 10, 12, 15, 20 и 25 ⁰С в зависимости от географического местонахождения и системы водоснабжения электростанции.

В зависимости от температуры охлаждающей воды принимают расчетное абсолютное давление отработавшего пара : для =10 ⁰С =2,8÷3,4 кПа; для =15 ⁰С =3,8÷4,8 кПа; для =20÷25 ⁰С =5,9÷6,8 кПа.

Отношение называют кратностью охлаждения

.

Здесь разность энтальпий представляет собой, в основном, теплоту парообразования и мало изменяется для различных типов турбин (в среднем равна 2400кДж/кг). Отсюда следует, что нагрев охлаждающей воды изменяется обратно пропорционально кратности охлаждения: чем больше m, тем меньше и тем ниже может быть давление в конденсаторе. Однако при увеличении кратности охлаждения возрастает расход охлаждающей воды и увеличиваются затраты электроэнергии на привод циркуляционных насосов. Оптимальная кратность охлаждения находится в следующих пределах: для одноходовых конденсаторов m=80÷120, для двухходовых m=60÷70, для трех- и четырехходовых m=40÷50. Задачей теплового расчета конденсатора является определение площади поверхности теплопередачи, необходимой для достижения заданного давления на выходе из турбины.

При инженерных расчетах требуемая площадь поверхности охлаждения конденсатора определяется из уравнения теплообмена между паром и охлаждающей водой: ,

где - средний коэффициент теплопередачи конденсатора, Вт/(м²·К);

- средняя разность температур между паром и водой, ⁰С:

, (4)

- недогрев воды в конденсаторе (температурный напор на выходе из конденсатора), ⁰С;

- температура насыщения пара, поступающего в конденсатор, ⁰С.

Значение зависит от паровой нагрузки конденсатора , чистоты его поверхности, воздушной плотности, температуры и скорости охлаждающей воды.

В конденсаторах поверхностного типа =5÷10⁰С. Большие значения относятся к одноходовым конденсаторам.

Точность теплового расчета конденсатора определяется достоверностью оценки коэффициента теплопередачи , зависящего от многих факторов, характеризующих условия работы конденсатора, основными из которых являются: паровая нагрузка конденсатора, скорость движения воды в трубах, температура охлаждающей воды, диаметр трубок, число ходов конденсатора, состояние плотности вакуумной системы, состояние охлаждающей поверхности и др.

Заканчивается тепловой расчет определением основных геометрических размеров конденсатора (длины и числа конденсаторных трубок, диаметра трубной доски) и определением его парового и гидравлического сопротивления.

Количество трубок в конденсаторе:

,

где z – число ходов воды в конденсаторе;

- внутренний диаметр трубок, м;

- скорость охлаждающей воды в трубках ;

W – расход охлаждающей воды, м³/с.

Длина конденсаторных трубок, равная расстоянию между трубными досками,

,

где - наружный диаметр трубок, м.

Условный диаметр трубной доски: ,

где - коэффициент использования трубной доски, принимаемый для конденсаторов современных турбин равным 0,22 – 0,32.

Отношение должно находиться в пределах 1,5 – 2,5.

Гидравлическое сопротивление конденсатора , Па (разность давлений охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора), состоит из сопротивлений течения воды в трубках , на входе и выходе из трубок и водяных камер :

,

где - коэффициент трения при движении воды в трубках ( =0,025÷0,037);

- коэффициент, учитывающий способ крепления конденсаторных трубок в трубной доске ( =1,0÷1,5);

- плотность охлаждающей воды, кг/м³;

- скорость воды во входных и выходных патрубках, примерно равная (0,15÷0,3) , м/с.

Гидравлические сопротивления конденсаторов турбин высокого давления составляет 25–40 кПа, а для турбин мощностью 300 МВт и выше 35–40 кПа.

Паровое сопротивление конденсатора определить аналитически сложно из-за сложного течения пара в межтрубном пространстве, сопровождающегося процессами конденсации. Оно может быть оценено на основании экспериментальных данных, полученных на однотипных конденсаторах. В конденсаторах современных мощных турбин ( =160÷1200МВт) паровое сопротивление составляет 270–410 Па.