3.5 Выбор конденсатора

Конденсатор выбирают по максимальному расходу пара в конденсатор, температуре охлаждающей воды, по которым определяются давление в конденсаторе, расход охлаждающей воды. [5]

Поверхность охлаждения конденсатора определяется по формуле:

(1.102)

С реднелогарифмическая разность температур между паром и водой.

В соответствии с нормативными характеристиками, принимаем следующие значения температурных напоров . [5]

Подставляя числовые значения в формулу (1.103), получаем:

В соответствии с требованиями находим расход пара в конденсатор

D_к^макс =0.6· D₀ (1.104)

D_к^макс=0.6·106.8=58.2кг/с.

По формуле (1.102) находим:

Выбираем конденсатор типа 50 КЦС-4 с поверхностью охлаждения F=3000 м², число ходов z =2. [5]

1.3.6 Выбор конденсатных насосов

Конденсатные насосы служат для откачки конденсата отработавшего пара из конденсаторов и подачи конденсата из конденсатора через подогреватели низкого давления в деаэратор. [3]

Расчетная производительность и полный напор конденсатного насоса определяется по формуле:

, (1.105)

где k=1.1 – коэффициент, учитывающий количество конденсата дренажей регенеративной системы, поступающей в конденсатор;

т/ч.

Полный напор конденсатного насоса находится по формуле (1.24). Он равен

H _КН = 85.496 м

В соответствии с полученными данными выбираем три конденсатных насоса (один резервный) 50% производительностью типоразмера КсД140-140, рассчитанные на подачу 140 м³/ч и напор 140 м. [5]

1.3.7 Выбор питательного насоса

Питательные насосы являются важнейшими из вспомогательных машин паротурбинной электростанции; их рассчитывают на подачу питательной воды при максимальной мощности ТЭС с запасом не менее 5 %. [7]

Значения давлений на всасывающем и в нагнетательном патрубках питательного насоса можно найти по формулам (1.21) и (1.18).

Они равны соответственно 14.56 МПа и 0.72 МПа.

Расчетная производительность питательного насоса определяется по формуле:

G_пн=1.05·D_пг (1.106)

G_пн = 1.05·390 = 409.4 т/ч.

По каталогу в соответствии с полученными данными выбираем два питательных насоса (один резервный на складе) типоразмера ПЭ500-180. [8]

1.3.8 Выбор сетевых подогревателей

Сетевые подогреватели выбираются по необходимой площади поверхности нагрева, а также по давлению греющего пара и сетевой воды и по максимальному расходу пара на подогреватель. [7]

Тепловая нагрузка сетевого подогревателя Q_т = 70 МВт

Определим среднелогарифмический температурный напор в подогревателе

Δt_б = t`_сп – t_в.ос, (1.107)

Δt_м = Ө_сп, (1.108)

Принимаем коэффициент теплопередачи для сетевого подогревателя равным k = 3.3 кВт/(м²·°C). [11]

Поверхность теплообмена для сетевого подогревателя определяем по формуле:

(1.109)

F =

В соответствии с полученными данными по справочнику выбираем два сетевых подогревателя, которые устанавливаются последовательно типоразмера

ПСВ-500-3-23. Основные характеристики: площадь поверхности теплообмена 500 м²; давления пара и воды соответственно 0.25 МПа и 2.4 МПа; максимальная температура пара на входе 400°C. [8]

1.3.8. Выбор турбогенератора

Для турбины ПТ-60-90/13 выбираем турбогенератор типа ТВФ-63-2УЗ с водородным форсированным охлаждением с номинальной частотой вращения 3000 об/мин; номинальной активной мощностью 63 МВт; коэффициентом полезного действия 98.4%. [15]

Вывод

В технологической части данной работы была рассчитана тепловая схема энергоблока с турбиной ПТ-60-90/13, определены расход пара на турбину

D₀ = 106.92 кг/с и энергетические показатели турбоустановки и энергоблока: коэффициент полезного действия турбоустановки по производству электрической энергии коэффициенты полезного действия ТЭЦ по производству электроэнергии и тепла соответственно и удельные расходы условного топлива на производство электроэнергии и тепла соответственно и а также был произведен выбор основного и вспомогательного оборудования.

h_в.пн= h_дпв+ , (1.30)

где

h_дпв– энтальпия питательной воды после деаэратора, кДж/кг;

– подогрев воды в питательном насосе, кДж/кг;

Подогрев воды в питательном насосе:

, (1.31)

где

v_ср – удельный объём воды, м³/кг; [1]

Р_н – давление воды в нагнетательном патрубке насоса, МПа;

Р_в – давление воды на всасывающем патрубке насоса, МПа;

h_нi – коэффициент полезного действия насоса. [4]

Энтальпия воды за питательным насосом:

(1.32)

где

h'_д = 649.76 кДж/кг – энтальпия воды на выходе из деаэратора.

Находим расход г­­реющего пара, отбираемого в ПВД3 по формуле (1.29):

D_п3 =

При этом, расход конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД3 в ДПВ определяется по формуле:

D_др3= D_п3+D_др2 (1.33)

D_др3= 10.098+4.955=15.053 кг/с

1.1.6.2 Установка для подогрева и деаэрации добавочной воды.

Для подогрева и деаэрации добавочной воды и обратного конденсата используется пар из отбора турбины. [3]

Рисунок 1.4 – Схема потоков деаэратора добавочной воды

Материальный баланс деаэратора обратного конденсата и добавочной воды ДДВ:

D_кв=D_пов+D_ов+D_ок+D_дкв+D``_пр2, (1.34)

где

D_пов – расход греющего пара на подогреватель химически очищенной воды ПОВ, кг/с;

D_ов – расход химически очищенной воды, кг/с;

D_ок – расход обратного конденсата, возвращенного потребителем, кг/с;

D_дкв – расход греющего пара на ДДВ, кг/с.

Возврат конденсата от производственных потребителей принимаем 50% [3]

D_ок=0.5× D_п (1.35)

D_ок=0.5×36.369=18.184 кг/с.

Расход химически очищенной воды

D_ов=D_п-D_ок+D`_пр2+D_ут (1.36)

D_ов=36.37-18.184+0.895+1.391=20.471 кг/с.

Принимаем: температура добавочной воды 10 °С (h_дв=41.868 кДж/кг), температура конденсата возвращённого производственным потребителем 80°С

(h_ок=334 кДж/кг), температура добавочной воды на входе в химическую очистку 30 °С (h_в.пов1=125.604 кДж/кг). [1]

Тепловой расчёт охладителя продувки сводится к определению энтальпий добавочной воды h_в.оп и продувочной воды h`_пр2д после охладителя, связанных между собой соотношением

h`_пр2д-h_в.оп=J_оп, (1.37)

где J_оп – разность энтальпий охлаждённой продувочной и нагретой доба-

вочной воды, которую принимаем равной 40 кДж/кг.

Тепловой баланс охладителя продувочной воды ОП:

D`<sub>пр2</sub>×(h`_пр2-h`_пр2д)=1.35×D_ов×(h_в.оп-h_дв)×1/η_п, (1.38)

где 1.35 – коэффициент учитывающий потери воды при химочистке (35%),

тогда подставляя (1.37) в (1.38), энтальпия охлаждённой продувочной воды

; (1.39)

Энтальпия добавочной воды после охладителя продувки из (1.37):

h_в.оп=93.179-40=53.179 кДж/кг.

отсюда расход пара на подогреватель очищенной воды ПОВ

; (1.40)

Подставляя значения в (1.34) получим

D_кв=2.684+20.471+18.184+D_д.кв+0.102. (1.41)

Тепловой баланс деаэратора химически очищенной воды

D_кв×h_в.дкв×1/η_п=D_дкв×h₆+D_пов×h`_н6+D_ок×h_ок+D_ов×h_в6+D``<sub>пр2</sub>×h``_пр2; (1.42)

отсюда

D_кв×439.3×1.002=D_дкв×2692.7+2.684×440.21+18.184×334.95+

+20.471×376.97+0.102×2683.06. (1.43)

Решая систему уравнений (1.41) и (1.43), получим, что D_д.кв=1.347 кг/с,

D_кв = 42.789 кг/с.

1.1.6.3 Деаэратор питательной воды

Искомыми величинами при расчёте деаэратора являются расход пара в деаэратор D_д и расход основного конденсата на входе в деаэратор D_кд. [3]

Рисунок 1.5 – Схема потоков деаэратора питательной воды

Материальный баланс деаэратора питательной воды

D_кд=D_пв-(D_п1+D_п2+D_п3+D_у3)-D_д-D_уш+D_эу-D``_пр1 (1.44)

отсюда

D_кд=110.216-(5.041+5.057+4.955+0.642)-D_д-0.481+0.259-0.607 (1.45)

Тепловой баланс деаэратора питательной воды

D_д×h₅+(D_п1+D_п2+D_п3+D_у3)×h_од3+D_уш×h_уш+D_кд×h_в4+D``<sub>пр1</sub>×h``_пр1=

= (D_пв×h`_н.дпв +D_э.у×h``_дпв)×1/η_п, (1.46)

где h_уш=3474.86 кДж/кг – энтальпия пара из уплотнений штоков клапанов,

тогда

D_д×2799.5+(5.041+5.057+4.955+0.642)×707.678+0.481×3474.86+D_кд×628.36

+0.607×2756.14 = (110.216×670.5+0.259×3474.86)×1.005 (1.47)

Решая систему уравнений (1.45) и (1.47) получим D_д=0.648 кг/с, D_кд=92.779 кг/с.

1.1.6.4 Подогревательные установки низкого давления

Расчёт группы ПНД заключается в совместном решении тепловых и материальных балансов теплообменников.

Рисунок 1.6 – Схема потоков воды и пара в ПНД.

Уравнение теплового баланса ПНД4

D_п4×(h_п4-h`_н4)= D_к4×(h_в4-h_в5) ×1/h_п, (1.48)

где D_п4 – расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД4, кг/с;

h_п4- энтальпия греющего пара в четвертом отборе для ПНД4, кДж/кг;

h`_н4 - энтальпия конденсата греющего пара после ПНД4, кДж/кг;

D_к4– расход основного конденсата через ПНД4, кг/с

h_в4 - энтальпия конденсата, подводимого к деаэратору от подогревателя ПНД4, кдж/кг;

h_в5 – энтальпия основного конденсата, подводимого к ПНД4 от подогревателя ПНД5, кДж/кг;

h_п - коэффициент рассеяния теплоты в регенеративном подогревателе.

При этом, расход конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПНД4 в ПНД5 определяется по формуле:

D_др4=D_п4 (1.49)

Находим расход г­­реющего пара, отбираемого для ПНД4 по формуле (1.48):

кг/с.

Находим расход конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПНД4 в ПНД5 по формуле (1.49):

D_др4=4.093кг/с.

Уравнение теплового баланса ПНД5

D_п5×(h_п5-h_др5)+ D_др4×(h_др4- h_др5) = D_к5×(h_в5- h_см.)×1/ η, (1.50)

где

D_п5 - расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД5, кг/с

h_п5 - энтальпия греющего пара в пятом отборе для ПНД5, кДж/кг;

h`_н5- энтальпия конденсата греющего пара после ПНД5, кДж/кг;

D_к5– расход основного конденсата через ПНД5, кг/с;

h_в5 - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНД5, кДж/кг;

h_см - энтальпия конденсата, подводимого к подогревателю ПНД5 от точки смешения, кДж/кг.

Подставив эти значения в формулу (1.50) получим:

D_п5×(2799.5-550.95)+4.093×(649.77- 550.95) = D_к5×(529.99-h_см)×(1/ 0.995) (1.51)

Уравнение теплового баланса СМ

D_к6×h_в6 + (D_п5+ D_др4+ D_п6) × h`<sub>н6</sub> + D <sub>сп</sub>× h`_сп + D_кв×h_в.дкв= D_к5× h_см (1.52)

Уравнение материального баланса СМ

D_к6+ (D_п5+ D_др4+ D_п6)+ D _сп+ D_кв= D_к5 (1.53)

где

D_к6– расход основного конденсата через подогреватель ПНД 6, кг/с;

h`_н6 - энтальпия конденсата греющего пара после подогревателя ПНД 6, кДж/кг.

Подставив численные значения в формулы (1.52) и (1.53), получаем следующие два уравнения:

D_к6×529.99+(D_п5+4.093+D_п6)×440.21+31.18×427.54+

+42.789×439.3=92.779×h_см (1.54)

D_к6+ (D_п5+4.093+D_п6)+31.18×42.789= 92.779 (1.55)

Уравнение теплового баланса ПНД 6

D_п6×(h_п6- h`<sub>н6</sub>)+ (D<sub>п5</sub>+D<sub>др4</sub>)×(h`_н6 - h`_н5) = D_к6×(h_в6- h_пу.)×1/ η_п, (1.56)

где

D_п6 - расход греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД6, кг/с;

h_п6 - энтальпия греющего пара в пятом отборе для ПНД6, кДж/кг;

h`_н6 - энтальпия конденсата греющего пара после ПНД6, кДж/кг;

h_пу=251.54 кДж/кг - энтальпия основного конденсата после подогревателя уплотнений;

Подставив соответствующие значения в формулу (1.56), получим:

D_п6×(2692.72-440.21)+ (D_п5+4.093)×(550.95-440.21)=

= D_к6×(419.63-251.54)×1/0.995 (1.57)

Решив систему из уравнений (1.50), (1.54), (1.55), (1.57), получаем следующие значения: D_п6=0.264кг/с, D_к6=10.85кг/с, h_см=446.33кДж/кг.

1.1.6.5 Подогреватели уплотнений, охладители уплотнений и эжекторов

Уравнение теплового баланса подогревателя уплотнений ПУ, охладителя уплотнений ОУ, эжектора ОЭ

D_эу×(h''_д– h'_н)+D_пу×q_пу = (D_к6 + D_рец)×(h_пу – h'_к)/h_п, (1.58)

где

D_рец – расход воды на рециркуляцию, кг/с;

q_пу = 2200 кДж/кг – тепло, отдаваемое паром в ПУ;

h'_н = 419.099 кДж/кг – энтальпия конденсата греющего пара в ОУи ОЭ; [1]

h'_к = 138.286 кДж/кг – энтальпия пара в конденсаторе. [1]

Из уравнения теплового баланса (1.42) определяем расход воды на рециркуляцию:

Кратность рециркуляции

, (1.59)

Тепловой баланс охладителя пара из переднего уплотнения турбины

D_пу× q_пу = (D_к6 + D_рец)×t_пу/h_п , (1.60)

Из уравнения теплового баланса определим подогрев основного конденсата в ПУ

Тепловой баланс охладителей эжекторов и уплотнений

D_эу×(h''_д– h'_н) = (D_к6 + D_рец)×t_эу/h_п (1.61)

Из уравнения теплового баланса найдём нагрев воды в ОУ и ОЭ

1.1.7 Паровой баланс турбины

Паровой баланс турбины представляет собой сравнение потоков пара, входящих в конденсатор D_п.к и конденсата, выходящего из конденсатора D_в.к. [3]

Поток конденсата выходящий из конденсатора

D_в.к = D_к6-D_пу -D_эу ; (1.62)

D_в.к = 10.85-1.069-0.259=9.448 кг/с.

Поток пара входящий в конденсатор

D_п.к=D₀-D_уп-D_уш-D_i, (1.63)

где D_i – суммарное количество отобранного пара в i-ых отборах, кг/с.

Подставляя значение D_i в (1.90), получим

D_п.к=106.92-2.674-0.481-94.317=9.448 кг/с.

Погрешность материального баланса

(1.64)

.

Расходы пара в отборы приведены в таблице 1.5.

Таблица 1.5. Расходы пара в отборы

Номер отбора	Расход пара, кг/с	Составляющие	Значение, кг/с
1	D1	Dп1	5.041
2	D2	Dп2	5.057
3	D3	Dп3+Dд+Dп	41.972
4	D4	Dп4	4.093
5	D5	Dп5	3.289
6	D6	Dп6+ Dдкв+ Dпов+ Dсп	35.479
7	Di	D1+ D2+ D3+ D4+ D5+ D6+ D7	94.317

1.1.8 Энергетический баланс турбоагрегата

Энергетический баланс турбоагрегата заключается в определении полной мощности турбины W_i, путём суммирования мощностей, выработанных в каждом отсеке W_i. [4]

Электрическая мощность отсека

W_i=D_iH_i (1.65)

где D_i – поток пара, проходящий через i-ый отсек, кг/с;

H_i – действительный теплоперепад в отсеке, кДж/кг.

Данные по выработке мощности в отсеках приведены в таблице 7.

Электрическая мощность турбоагрегата

W_э=W_i_эм, (1.66)

где _эм=0.97 – коэффициент, учитывающий электромеханические потери мощности; [4]

W_э=61.8780.97=60.036 МВт.

Таблица 7. Мощность отсеков турбины.

Отсек турбины	Интервал давлений, МПа	Пропуск пара через отсек		Hi, кДж/кг	Wi, МВт
		Обозначение	Значение, кг/с
0 – 1	8.38-3.32	D0-Dуш-Dу3	105.877	231.48	24.50
1 – 2	3.32-2.16	D01-D1	100.836	94.22	9.50
2 – 3	2.16-1.27	D12-D2	95.78	118.62	11.36
3 – 4	1.27-0.56	D23-D3-Dпу	52.13	140.0	7.296
4 – 5	0.56-0.29	D34-D4	48.22	91.57	4.415
5 – 6	0.29-0.127	D45-D5	44.928	106.79	4.798
6 – 7	0.127-0.005	D56-D1	9.448	0	0

1.2 Показатели тепловой экономичности энергоблока

Расчёт показателей тепловой экономичности ТЭЦ сводится к определению коэффициентов полезного действия по выработке электрической и тепловой энергии. [5]

1.2.1 Энергетические показатели турбоустановки

Полный расход тепла на турбоустановку

Q_ту=D₀(h₀-h_в1); (1.67)

Q_ту=106.92(3474.86-1013.8)=263.14 МВт.

Расход тепла на производственные потребители

Q_п=D_пh_п-D_окh_ок-(D_п-D_ок)h_воп; (1.68)

Q_п=36.373030.54-18.184334.944-(36.37-18.184)50.972=103.2 МВт.

Расход тепла на отопление

Q⁰_т=Q_т0.5k₁ (1.69)

Q⁰_т=700.51.001=35.035 МВт

Общий расход тепла на внешних потребителей

Q_пт=Q_п+Q_т (1.70)

Q_пт=110.22+35.035=145.25 МВт.

Расход тепла на турбоустановку по производству электроэнергии

Q^э_ту=Q_ту-D``<sub>пр1</sub>(h``_пр1-h_пв)-D``<sub>пр2</sub>(h``_пр2-h_пв)-(D_ут+D`_пр2)(h_пв-h_воп)-Q_пт (1.71)

где h_пв=h_в1 – энтальпия питательной воды, кДж/кг.

Q^э_ту = 263.14-[0.607(2756.139-1013.8)+0.102(2683.06-1013.8)+

+(1.391+0.895)(1013.8-50.97)]10^-3–145.25 = 79.66 МВт.

Коэффициент полезного действия по производству электроэнергии

^э_ту = W_э/Q^э_ту; (1.72)

^э_ту = 60.036/79.66 = 0.753

Удельный расход тепла на производство электроэнергии

q^э_ту = 3600/^э_ту (1.73)

q^э_ту = 3600/0.753 = 4780.88 кДж/(кВтч).

1.2.2 Энергетические показатели ТЭЦ

Тепловая нагрузка парогенераторной установки

Q_{п г}= D_пг(h_пг-h_пв) + D_пр(h_пр-h_пв), (1.74)

где h_пг=3466.4 кДж/кг – энтальпия пара в парогенераторе (при Р_пг=9.8 МПа, t_пг=535С); [1]

Q_пг=108.311(3466.4 -1013.8) +1.605(1462.7-1013.8)=265.923 МВт.

Коэффициент полезного действия трубопроводов

_тр=Q_ту/Q_пг, (1.75)

_тр=263.14 /265.923 =0.989

Коэффициент полезного действия ТЭЦ по производству электроэнергии

^э_с=^э_ту_тр_пг, (1.76)

где _пг=0.92– КПД парогенератора;

^э_с=0.7530.9890.92=0.685

Коэффициент полезного действия ТЭЦ по производству и отпуску тепла на отопление

^т_с=_т_тр_пг, (1.77)

^т_с=0.9950.9890.92=0.905

Коэффициент ценности тепла, отпускаемого из 3-го отбора

, (1.78)

где h_к=2344.6 кДж/кг – энтальпия пара в конденсаторе при фактической электрической мощности турбоагрегата, но при условии работы его в конденсационном режиме;

Коэффициент ценности тепла, отпускаемого из 6-го отбора

; (1.79)

Увеличение расхода тепла на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям из 3-го отбора

dQ_э3=Q_п(1-K_цт3); (1.80)

dQ_э3=110.22(1-0.702)=32.84 МВт.

Увеличение расхода тепла на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям из 6-го отбора

dQ_э6=Q_т(1-K_цт6); (1.81)

dQ_э6=70(1-0.393)=42.49 МВт.

Суммарное увеличение расхода тепла на производство электрической энергии при отсутствии отпуска тепла внешним потребителям

dQ^э_ту= dQ_э3+dQ_э6; (1.82)

dQ^э_ту=32.84+42.49=75.33 МВт.

Коэффициент отнесения затрат топлива энергетическими котлами на производство электрической энергии

; (1.83)

.

Общий расход условного топлива энергетическими котлами

, (1.84)

где Q^н_р=29307.6 кДж/кг – теплота сгорания условного топлива;

Расход условного топлива на выработку электрической энергии

B_ээ=B_тK_э, (1.85)

B_ээ=9.860.462=4.555 кг ут/с (16.399 т ут/ч).

Расход условного топлива на выработку тепловой энергии

B_тэ=B_т-B_ээ, (1.86)

B_тэ=9.86-4.555=5.305 кг ут/с (19.098 т ут/ч).

Удельный расход условного топлива на производство электрической энергии

, (1.87)

Удельный расход условного топлива на производство и отпуск тепловой энергии

, (1.88)

1.3 Выбор основного и вспомогательного оборудования

По данным расчёта принципиальной тепловой схемы осуществляем выбор основного и вспомогательного оборудования.

1.3.1 Выбор парогенератора

Для энергоблока с турбиной ПТ-60-90/13 с максимальным пропуском пара на турбину с учётом потерь на продувку и все возможные утечки, необходимо выбрать паровой котёл производительностью 390 т/ч с параметрами свежего пара на выходе Р=8.8 МПа и t=535 С. Таким параметрам соответствуют два парогенератора типа Е-220-9.8ГМ. [8]

1.3.2 Выбор подогревателей высокого давления

Расчет проводим для одного подогревателя, например для ПВД 1.

Поверхность нагрева определяется по формуле:

, (1.89)

где

Q – тепловая мощность подогревателя, кВт;

k – коэффициент теплопередачи, кВт/м²К;

t – средний логарифмический температурный напор, С.

Расчет осуществим, разбивая подогреватель на три части: охладитель пара, собственно подогреватель и охладитель дренажа. [14]

1.3.2.1 Охладитель пара

Тепловая мощность охладителя пара

Q_оп=D_п·(h_п1-h``_н), (1.90)

где

D_п– расход отборного пара на подогреватель, кг/с;

h_п1–энтальпия отборного пара перед подогревателем, кДж/кг;

h``_н - энтальпия насыщения отборного пара, кДж/кг.

Q_оп= 5,041 ·(3243.38 –2803.3)=2220,96 кВт;

Cредний логарифмический температурный напор определяется по формуле:

, (1.91)

где Δt_б - наибольший теплоперепад температур между греющей и нагреваемой средой;

Δt_м - наименьший теплоперепад температур между греющей и нагреваемой средой.

Δt_б=t_п-t_пв.вых, (1.92)

где

t_п -температура греющего пара, °C;

t_пв.вых - температура питательной воды после подогревателя, °C;

Δt_м=t_н-t_в.оп, (1.93)

где

t_н - температура насыщения греющего пара, °C;

t_в.оп- температура питательной воды перед охладителем пара, °C.

t_в.оп=t_пв.вых-Δt_оп , (1.94)

где Δt_оп=5°C – подогрев воды в охладителе пара.

t_в.оп =234.6-5=229.6°C

Определяем температурные напоры

Δt_б=408-234.6=173.4°C,

Δt_м= 236.6-229.6=7°C.

По формуле (1.86) определим среднелогарифмический температурный напор для ОП

°C.

1.3.2.2 Собственный подогреватель

Тепловая мощность собственного подогревателя :

Q_сп=D_п·( h``_н -h`_н), (1.95)

где h`_н- энтальпия насыщения воды при давлении в данном отборе, кДж/кг.

Q_сп= 5,041 ·(2803.3-1021.47)=8982,2 кВт;

Наибольший теплоперепад температур между греющей и нагреваемой средой

Δt_б=21.06°C,

Наименьший теплоперепад температур между греющей и нагреваемой средой

Δt_м=7°C.

Определяем температурный напор

°C.

1.3.2.3 Охладитель дренажа

Тепловая мощность охладителя дренажа:

Q_од = D_п·(h`_н1–h_од1) (1.96)

где h_од1– энтальпия конденсата греющего пара после ОД1, кДж/кг.

Q_од= 5,041 ·(1021.47 –941.74)=401.92 кВт.

Определяем средний логарифмический температурный напор:

Δt_б=t_н-t_од.вых, (1.97)

где t_од.вых- температура воды после охладителя дренажа.

t_од.вых =t_в2+Δt_од, (1.98)

где t_в2 - температура воды перед подогревателем, °C;

Δt_од=4°C - подогрев воды в охладителе дренажа. [14]

t_од.вых = 211.54+4 = 215.54 °C.

Δt_м=_о.д.=10 °C,

где _о.д=10°C - недоохлаждение конденсата греющего пара в подогревателе.

Подставив численные значения в формулу (1.97), получим:

Δt_б= 236.6-215.54=21.06 °C.

Определяем температурный напор:

°C.

1.3.2.4 Тепловая мощность подогревателя

Q=Q_оп+Q_сп+Q_од, (1.99)

Q =2220.96+8982.2+401.92 =11605,08 кВт.

Определяем поверхности нагрева подогревателей по формуле (1.89), задаваясь значениями коэффициентов теплопередачи: k_оп= k_од=1,5кВт/м²·°C;

k_сп=3 кВт/м²·°C. [11]

м²,

м²,

м².

Определив поверхности нагрева подогревателей, находим общую поверхность теплообмена по формуле:

F=F_оп+F_сп+F_од, (1.100)

F =28.56+231.02+18,04=277.62 м².

Так как тепловая мощность первого ПВД больше, чем остальных ПВД, принимаем группу ПВД с одинаковой поверхностью из стандартных теплообменников. Также необходимо учитывать давление в отборе, расход воды, расчетный тепловой поток, давление воды. Данным параметрам соответствует следующая группа ПВД:

ПВД1: ПВ-350-230-50;

ПВД2: ПВ-350-230-36;

ПВД3: ПВ-350-230-21.

Данная группа подогревателей имеет следующие основные характеристики: поверхность нагрева 350 м²; рабочее давление воды 230 ат; рабочее давление пара соответственно 50 ат, 36 ат, 21 ат; номинальный расход воды 104.2 кг/с. [8]

1.3.3 Выбор подогревателей низкого давления

Выбор ПНД производится по поверхности теплообмена и по давлению на-