47641

Расчёт конденсатора паровой турбины (методические указания)

Книга

Коммуникация, связь, радиоэлектроника и цифровые приборы

Целью расчета конденсатора является: определение геометрических размеров, режимных характеристик, характеристик конденсатора на переменном режиме, гидравлический расчет, а также механические расчеты на прочность основных элементов конденсатора

Русский

2013-12-01

1.1 MB

197 чел.

Санкт-Петербургский Государственный

Политехнический Университет

Кафедра «Турбинные двигатели и установки»

Расчёт конденсатора паровой турбины

(методические указания)

2003

Оглавление

Условные обозначения ………………………………………………………………………………………………………. .2

Введение ………………………………………………………………………………………………………………………………….2

1. Выбор исходных данных для расчета конденсатора ………………………………………………………………………………………  3

2. Расчет поверхностного конденсатора ………………………………………………………………………………………..    4

 2.1. Тепловой расчет конденсатора ……………………………………………………………………………………………….   4

  2.2. Гидравлический расчет конденсатора ……………………………………………………………………………………    7

  2.3. Выбор и расчёт оптимального варианта конденсатора  ………………………………………………………………………………...     9

3. Расположение (разбивка) трубок в конденсаторе ………………………………………………………………………………...10

  3.1. Определение парового сопротивления конденсатора ……………………………………………………………………………  ..12

4. Расчет характеристики конденсатора  …………………………………………………………………………………………………..  12

5. Механические расчеты конденсатора  ……………………………………………………………………………………………….13

   5.1. Расчет на прочность трубок конденсатора  ………………………………………………………………………………………………………………………13
               5.2. Расчет на прочность трубных досок ………………………………………………………………………………………….15

5.3. Расчет на прочность корпуса конденсатора …………………………………………………………………………………...16

Литература ……………………………………………………………………………………………………………………………...18

Условные обозначения

G  расход пара, кг/с

p – давление, Н/м2

Т температура, град К

с  скорость, м/с

С  удельная  теплоемкость,  Дж/(кгград)

 i  энтальпия, Дж/кг

  тепловой поток, Вт, Дж/с

 W расход охлаждающей воды, кг/с

К  коэффициент теплопередачи, Вт/(м2град)

F  поверхность теплопередачи, м2

l  длина трубок, м

n  число трубок

Z  число ходов охлаждающей воды.

Индексы (см. рис. 1)

в параметры воды,      

к   параметры конденсата,

п параметры пара,

Ср средняя величина,

1 параметры воды на входе в конденсатор,

2 параметры воды на выходе конденсатора и параметры пара за турбиной,

3 параметры пара на входе в конденсатор,

4 параметры в месте отсоса воздуха в конденсаторе.

Введение

Методические указания "Расчет конденсатора паровой турбины" являются пособием по курсу "Теплообменник аппараты ПТУ" для студентов дневного и вечернего инженерно-технического факультета специальности 0521 - турбиностроение (специализация 0521А).

Целью расчета конденсатора является: определение геометрических размеров, режимных характеристик, характеристик конденсатора на переменном режиме, гидравлический расчет, а также механические расчеты на прочность основных элементов конденсатора.

Тепловой расчет конденсатора в методических указаниях проводится графоаналитическим методом /1/, позволяющим из ряда рассчитываемых вариантов выбрать оптимальный.

Расчет проводится с учетом парового сопротивления конденсатора по средним опытным значениям коэффициента теплопередачи.
  В процессе расчета, ряд параметров задается. Правильность задаваемых величин определяется в ходе расчета.

Оптимальный вариант определяется из условий допустимых расходов энергии на собственные нужды тепловой станции, величины гидравлического сопротивления, стоимости конденсатора, а также компоновочных соображений.

В процессе расчетов оптимального варианта выполняется разбивка трубок в конденсаторе (допускается разбивку производить на миллиметровой бумаге) и выполняется чертеж конденсатора /1/, /2/.

Все расчеты курсовой работы выполняются в международной системе единиц СИ. Учитывая, что в отечественном конденсаторостроении в настоящее время широко распространено применение теплотехнических величин в системе МКГCC и в других внесистемных единицах, ниже приведен перевод некоторых величин в систему единиц СИ.

I ккал = 4,1868-103 Дж количество тепла.

1 ккал/(кгградчас)= 1.163 Вт/(мград) коэффициент теплопередачи.

1 т/ч = 3.6 кг/с расход.

1 мм H2O= 9.80665 Н/м2  давление.

I мм Hg = 1.333102 Н/м2  ".

Т К = t оС + 273 температура.

1. Выбор исходных данных для расчета  конденсатора

Исходными данными для расчета конденсатора являются:

ПАРАМЕТРЫ ПАРА:

а) Расход пара через конденсатор  Gn;

б) Давление пара на входе в конденсатор  p2;

в) Энтальпия пара на входе в конденсатор  i2.

Эти величины известны в результате выполнения курсового проекта "Паровая турбина". Следует помнить, что некоторые паровые турбины имеют несколько конденсаторов, поэтому расход через конденсатор необходимо уменьшить в "n" раз по сравнению с расходом, пара на выходе из паровой турбины.

Число конденсаторов "n" для основных отечественных паровых турбин приведено в табл. 1,

В случае независимого расчета конденсатора расход пара через конденсатор модно приближенно определить как:

, где

 Gno  номинальный расход пара через конденсаторную группу, прототипа выбранного из отечественных паровых турбин (см. табл. 1) при номинальной мощности при одинаковых начальных параметрах;

   Nэо  номинальная мощность прототипа паровой турбины;

 Nэ  мощность турбины, для которой рассчитывается конденсатор,

Давление пара на входе в конденсатор можно принять:

p2=p20, где

 p20  давление в конденсаторе прототипа паровой турбины (см. табл.1).

Энтальпию пара на входе в конденсатор, приблизительно можно считать равной /2/:

i2 iк+2177, кДж/кг, где   

 iк   энтальпия конденсата на выходе из конденсатора.

ПАРАМЕТРЫ ОХЛАЖДАЮЩЕЙ ВОДЫ:

Т1  температура воды на входе конденсатор.

Эта температура выбирается исходя из условий применения конденсационной турбины в той либо иной, климатической зоне. Средние расчетные значения охлаждающей воды для основных отечественных паровых турбин приведены в табл. 1, Там же для примера приведены расчетные значения расхода охлаждающей воды на номинальном режиме роботы конденсаторной группы.

BЫБOP ДИАМЕТРА ТРУБОК КОНДЕНСАТОРА.

Выбор диаметра связан с учетом ряда требований:

а) максимальные значения коэффициентов теплоотдачи, при минимальном значении гидравлического сопротивления.

б) Уменьшение габаритов и веса конденсатора.

в) Необходимость очистки трубок конденсатора.

г) Уменьшение числа трубок и соответственно числа креплений и уплотнений трубок в трубных досках.

Таблица 1.

Некоторые характеристики конденсаторов отечественных паровых турбин ЛМЗ и ХТЗ*

п/п

Наименование

К-1200-240-3 ЛМЗ

К-800-240-5 ЛМЗ

К-500-166-2 ЛМЗ

К-500-130-2 ЛМЗ

К-300-240-1 ЛМЗ

К-300-240-2

ЛМЗ

К-200-130

ЛМЗ

К-200-181-1

ЛМЗ

К-300-240-2

ХТЗ

К-750-65/3000 ХТЗ

К-1000-60/

1300 ХТЗ

К-500-65/3000 ХТЗ

1

Расход пара через конденсатор, кг/с

593

394

258

306

138

139

118

108

268

-

-

-

2

Давление в конденсаторе, МПа

0,00353

0,00340

0,00590

0,00570

0,00440

0,00340

0,00710

0,00392

0,00274

0,00362

-

-

0,00392

3

Число конденсаторов

2

2

1

1

1

1

2

2

2

4

2

4

4

Расход охлаждающей воды через конденсаторную группу, кг/с

30000

20280

15278

12780

9306

10000

6944

6944

143000

-

44422

23022

5

Температура охлаждающей воды на входе в конденсатор,

К (0С)

285

(120С)

285

(120С)

295

(220С)

287

(150С)

285

(120С)

298

(250С)

283

(100С)

278

(50С)

285

(120С)

287

(150С)

287

(150С)

285

(120С)

*По данным каталога 13 - 79 «Паротурбинные установки» НИИЭИИНФОРМЭНЕРГОМАШ Москва, 1979 г.

Размеры трубок, применяемых в конденсаторах лежат в пределах:  d2/d1= 16/14 … 32/30, где d2  наружный диаметр трубки в мм, d1   внутренний диаметр трубки в мм.

Размеры трубок d2/d125/23  применяются для конденсаторов паровых турбин мощностью не более 100 МВт.  Для конденсаторов

паровых турбин (200 … 800) МВт применяют трубки d2/d1=28/26 … 32/30.

Трубки конденсаторов изготавливают из латуни Л68 или Л070-1 (ГОСТ .494-52), другие материалы трубок стационарных установок
пока применяются редко.

ВЫБОР ЧИСЛА ХОДОВ ОХЛАЖДАЮЩЕЙ ВОДЫ В КОНДЕНСАТОРЕ.

На выбор числа ходов основное влияние оказывает кратность  охлаждения "m" и поверхность F.  Выcокие значения  m и  F приводят в большинстве случаев к Z = 1. Однако при этом надо учитывать компоновочные соображения и целесообразность подвода и отвода охлаждающей воды с одной стороны или о обеих сторон конденсатора.

В современных мощных паротурбинных установках число ходов "Z" охлаждающей воды в конденсаторах составляет Z=1…2. Определяющую роль при этом играет также отношение  l/Dтр, где l длина трубки, Dтр  диаметр трубной доски.

Практикой установлено, что параметр l/Dтр лежит в следующих пределах:    

1,5 l/Dтр2,5.

В современных конденсаторах длина трубок достигает 5,0 …7,5 м, в отдельных случаях она доходит до 8,5 м.

2. Расчёт поверхностного конденсатора.

2.1. Тепловой расчёт конденсатора.

После выбора исходных данных для расчета поверхностного конденсатора производят тепловой расчет. На рис.1 изображена схема поверхностного конденсатора.

1.Задаемся кратностью охлаждения в конденсаторе  m. Кратность охлаждения m (количество охлаждающей воды, затраченной на конденсациию 1 кг пара):

.

Для выбора оптимального значения "m" рекомендуется принимать не меньше четырех значений:

m = 40; 60; 80; 100.

2. По таблицам насыщенного пара /4/ по давлению пара за турбиной p2 , считая, что p  патрубка = 0, тогда p2=p3  давление пара на входе в трубный пучок, определяем температуру пара  Т3.

3.Температура конденсата определяется как:

Tк=T3Tк, где

Tк = 0,5 + 1° величина переохлаждения конденсата. Переохлаждение конденсата (разность между температурой пара на входе в конденсатор T3 и температурой конденсата):

Tк= T3Tк.

4. По таблицам /4/ определяем энтальпию конденсата iк при Tк=const.

Рис. 1 Схема поверхностного конденсатора.

5. Температура воды на выходе из конденсатора:

.

6. Давление в конденсаторе в месте отсоса воздуха:

, где

 pn  паровое сопротивление конденсатора.

Предварительно задаемся величиной парового сопротивления:

pn =(1,3…2,6)102 Н/м2 (1…2  мм Hg ),

причем чем глубже вакуум в конденсаторе, тем меньше должна быть величина парового сопротивления.

7. По таблицам /4/ находим температуру конденсата T4 в месте отсоса воздуха по p4=const.

8. Определяем среднелогарифмическую разность температур Тm. Средняя разность температур между паром и водой  Тm принято в практике отечественных заводов определять по известной из курса теплопередачи формуле среднелогарифмического напора. Для одноходового конденсатора:

.

Для многоходового или противоточного конденсатора:

.

9. Количество тепла, полученное охлаждающей водой в конденсаторе в единицу времени:

.

Теплоемкость воды определяют в зависимости ТСр по графику на рис. 2.

10.  Средняя температура охлаждающей воды в конденсаторе:

.

Рис. 2  Теплофизические свойства воды.

11.  Задаемся различными значениями скорости воды в трубках конденсатора. Принимаем не менее трех значений скорости в интервале:

св = (1,5 …2,5) м/с.

Высокие скорости охлаждающей воды выгодны с точки зрения уменьшения требуемой поверхности охлаждения конденсатора, но с другой стороны, повышенные скорости приводят к росту гидравлического сопротивления конденсатора, т.е. в этом случае возрастает расход энергии на привод циркуляционных насосов. При выборе скорости следует учитывать условия эксплуатации. Малые скорости способствуют осаждению взвешенных частиц на внутренних поверхностях трубок. При загрязненных трубках резко уменьшаются коэффициенты теплопередачи.

12. Коэффициент теплопередачи выбирается на основании опытных данных, полученных по испытаниям многих конденсаторов с различной поверхностью охлаждения и проверенных практикой проектирования отечественных конструкций конденсаторов /3/. По этим данным коэффициент теплопередачи выбирается в зависимости от скорости движения воды в трубках и ее средней температуры с учетом парового сопротивления:

, Вт/(м2град).

Эта зависимость получена для технически чистых латунных трубок размером d2/d1=19/17. Значения К0, определенные по этой зависимости, являются максимально достижимыми в практически чистых конденсаторах.

13. Действительные значения коэффициента теплопередачи определяют как:

К=К0dз, где

з  поправочный коэффициент, учитывающий загрязнение поверхности охлаждения. Обычно принимают з 0,80 … 0,85 /3/, d   поправка на размер трубок, определяется по графику на рис.3 /3/.

Рис. 3 Поправка d на размер трубок.

14. Поверхность охлаждения конденсатора F  представляет суммарную поверхность конденсаторных трубок, которая может быть определена как по внешнему диаметру, так и по внутреннему диаметру трубок. Это будет зависеть от того, к какой поверхности отнесена, величина коэффициента теплопередачи К. В практике проектирования конденсаторов поверхность охлаждения обычно рассчитывают по наружному диаметру трубок.

.

15. Число охлаждающих трубок в конденсаторе:

.

16. Длина трубок в конденсаторе в одном ходе:

.

'.  

2.2 Гидравлический расчёт конденсатора.

При гидравлическом расчете конденсатора необходимо определить величину гидравлического сопротивления, оказываемого конденсатором потоку охлаждающей воды.

Полное гидравлическое сопротивление hв,  складывается из:

.

а) Гидравлическое сопротивление конденсаторных трубок  h1;

б) Гидравлическое сопротивление на входе и выходе из трубок  h2;

в) Гидравлическое сопротивление в водяных камерах, образуемых крышками конденсаторов, включая потери при входе и выходе из этих камер  h3.

, где

тр  коэффициент трения, зависит от характера течения и шероховатости. Обычно трубки конденсаторов выполняют технически гладкими. Характер течения воды в трубках турбулентный. Тогда тр  можно определять по формуле Блазиуса:

,

формула справедлива при 10000Re100000.

С учетом преобразований:

, где

плотность и кинематическая вязкость охлаждающей воды определяют по средней температуре в конденсаторе по графику на рис. 2.

Для учета загрязнений необходимо величину h1 увеличивать на 15%. Потери на входе воды в трубках и выходе из них можно оценить по формуле Бордо-Корно:

, где

свод.кам.  скорость воды в водяной камере. Ее можно определить, если известны: диаметр труб, коэффициент заполнения и способ разбивки.

Обычно принимают:

свод.кам.=acв, где

а0,15 … 0,30.

 зависит, от ряда конструктивных особенностей. Можно считать:

=1,5 при сальниковом креплении трубок;

=1,0  при развальцовке;

=1,25 при смешанном креплении.

Потери давления в водяных камерах h3 обычно принимают, считая, что в водяных камерах теряют весь скоростной напор при входе воды в конденсатор.

, где

cвn  скорости воды во входном и выходном патрубках (обычно они равны cвn2,5 м/с )

Характеристика затрат на собственные нужды (привод циркулярных насосов):

.

Расчетные величины поверхности конденсаторов, длины трубок, гидравлического сопротивления и характеристики затрат на собственные нужды наносятся на графики по оси ординат, а по оси абсцисс указываются расходы воды (см. рис. 4). При этом полученные зависимости даются для трёх скоростей воды.

Рис. 4 Графики расчётных величин конденсатора по определению расхода и скоростей охлаждающей воды, гидравлического сопротивления, поверхности теплопередачи и длины трубок.

2.3.  Выбор и расчёт оптимального варианта конденсатора.

Графики на рис. 4 позволяют при наличии каких либо параметров определить остальные. Основными параметрами в конденсаторах служат длина трубок, расход воды и гидравлическое сопротивление, причем первый параметр определяется возможностью размещения конденсатора в фундаменте, второй и третий служат показателями затраты мощности на водоснабжение.

Длина конденсаторных трубок с одной стороны вычисляется по ширине фундамента с превышением на 0,50,6 м, с другой стороны выбирается из условия:

.

Для выбранного значения l в точках пересечения на графиках определяем границы изменения параметров hв, F  и . Оптимальные значения copt и Wopt выбираем в пределах построенных графиков с учетом ограничений проектировочных организаций /3/:

Н/м2, (4 мм H2O) и (кгН)/(см2).

Для выбранных copt и Wopt определяют поверхность охлаждения и полное гидравлическое сопротивление, а также проводят окончательный расчет оптимального варианта (табл. 2).

Таблица 2.

Расчёт конденсатора (см. раздел 2).

№ п/п

Наименование

Формула или обозначение

Вариантные расчёты

Оптим. вар.

Кратность охлаждения

m=m1

m=m2

m=m3

m=m4

m=mopt

1

Расход охлаждающей воды, кг/с

W=mGп

2

Температура пара на входе в конденсатор, К

T3, при p3=p2, [4]

3

Температура конденсата, К

Tк=T3Tк

4

Энтальпия конденсата, кДж/кг

iк  по Tк, [4]

5

Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора, К

6

Давление в конденсаторе в месте отсоса воздуха, Н/м2

p4=p3pn

7

Температура в конденсаторе в месте отсоса воздуха, К

T4 по p4, [4]

8

Средняя разность температур, К

Tm, см. стр.5, 6

9

Количество тепла, полученное охлаждающей водой за 1 с, Вт

10

Средняя температура охлаждающей воды, К

11

Скорость воды в трубах, м/с

св задаётся

св1

св2

св3

св1

св2

св3

св1

св2

св3

св1

св2

св3

сopt

12

Коэффициент теплопередачи,

Ко, см. стр. 6

13

Поправка на геометрию трубок

d, см. рис. 3

14

Поправка на загрязнение трубок

з=0,80 .. 0,85

15

Действительный коэфф-т теплопередачи,  

16

Поверхность охлаждения конденсатора, м2

17

Гидравлическое сопротивление в конденсаторных трубках, Н/м2

h1зах=1,150,1582

18

Гидравлическое сопротивление на входе и выходе из трубок, Н/м2

h2=

19

Гидравлическое сопротивление водяных камер, Н/м2

h3=

20

Полное гидравлическое сопротивление конденсатора, Н/м2

hв=

21

Затраты на собственные нужды,

3. Расположение (разбивка) трубок в конденсаторе.

После того как диаметр трубок, их число, поверхность охлаждения конденсатора и число ходов определены можно перейти к разбивке трубок, а затем и к окончательному определению диаметра конденсатора (если принята схема прямоугольного конденсатора, то определяют ширину). Основным вопросом, возникающим при разбивке трубок, является выбор скоростей движения пара по конденсатору. Высокие скорости вызывают увеличение парового сспротивления конденсатора. Малые скорости, с другой стороны, помимо увеличения объема конденсатора могут привести к усилении влияния воздуха на коэффициент теплопередачи. Применяя тот или иной тип расположения (разбивки) трубок, можно добиться поддержания скоростей пара по конденсатору в необходимых пределах.                                                           

При разбивке трубок конденсатора необходимо добиваться предотвращения образования застойных зон, а также одновременно выбирать путь движения пара возможно коротким. Низкое паровое сопротивление конденсатора достигается расположением большого количества трубок в 5-9 рядов по потоку пара с широким развитием

входного сечения трубного пучка для пара. Трубки обычно располагаются в виде узкой изогнутой лепты большой протяженности /2/, /3/. Паровой поток из верхней части конденсатора проходит трубный пучок с небольшими скоростями по направлению к внутренним каналам. Оставшийся после прохода через основную часть теплопередающей поверхности паровой поток, содержащий заметное количество неконденсирующих газов, попадает в концевой трубный пучок, в котором происходит дальнейшее конденсирование и охладдение пара перед поступлением его к эжектору. Обычно в современных конденсаторах концевой трубный пучок использует 15…20% всей теплопередающей поверхности.

Сама разбивка трубок может быть произведена различными способами (см. рис. 5, 6-a,б). Наиболее распространенным способом является расположение по треугольнику (рис. 5). Угол принимается равным 600 и тогда линии, соединяющие центры трех соседних трубок, образуют равносторонний треугольник со сторонами, равными шагу t. Направление потока пара в зависимости от обстоятельств может быть различно. В случае, если объем пара велик (например, в верхней части конденсатора) и необходимо получить большие проходные сечения, при данном шаге t , для поддержания необходимой скорости пара, поток пара целесообразно направлять по стрелке А. В этом случае расстояние между соседними трубками будет  h=1,73t и коэффициент загромождения составит:

.

Если объем пара невелик (например, внизу конденсатора), то скорости пара не должны быть слишком малыми и целесообразно пар направлять по стрелке S, где загромождение будет значительно больше. Для этого случая коэффициент заполнения трубной доски:

.

Минимальный шаг трубок зависит от способа крепления трубок в трубных досках. При укреплении трубок с помощью сальников:

,

а при развальцовке:

.

Диаметр трубной доски равен /3/:

, где

n  число трубок,

t  шаг,

зап   коэффициент заполнения трубной доски.

, где

S0 = 0,865t2n  теоретическая площадь трубной доски (без учета места для анкерных связки, перегородок и т.д.),

S  действительная площадь трубной доски.

Коэффициент заполнения трубной доски выбирается по таблице 3 в зависимости от числа ходов воды и характера подвода воды (с раздельным или неразделённым потоком).

Таблица 3

Значения коэффициента заполнения трубной доски зап.

Тип конденсатора

Число ходов

2

3

4

С раздельным потоком воды

0,65 … 0,72

0,63 … 0,70

0,60 … 0,68

С неразделённым потоком воды

0,70 … 0,80

0,68 … 0,75

0,56 … 0,72

Рис.5 Разбивка трубок по треугольнику.

Рис. 6 – а. Косая коридорная разбивка трубок.

Рис. 6 – б. Радиальная разбивка трубок.

3.1. Определение парового сопротивления конденсатора.

Паровое сопротивление конденсатора - это разность давления между давлением пара на входе в конденсатор и давлением паровоздушной смеси в месте отсоса воздуха из конденсатора:

.

Паровое сопротивление обусловлено тем, что пару при проходе по конденсатору приходится преодолевать ряд сопротивлений (удар в трубки, завихрения и т.д.). Аналитический расчет величины парового сопротивления  конденсатора затруднителен, поэтому его определяют из опытных данных:

, Н/м2, где

  опытный коэффициент, который зависит от конфигурации конденсатора и характера разбивки трубок.

По данным /3/ можно принимать:

(для в мм Hg принимают ).

сп1  средняя скорость потока пара между трубками первого ряда:

, где

V3  удельный объем пара на входе в трубный пучок определяется по таблицам насыщенного пара /4/ при p3=const.

, а , где

ln1  длина периметра(определяется обмером по чертежу).

Сопоставляем полученное значение парового сопротивления с принятым в расчете (пункт 6).

Расхождение результатов не должно превышать 2%. В случае отличия более чем на 2% следует произвести уточнение величины  принятого значения парового сопротивления (пункт 6).

4. Расчет характеристики конденсатора.

В процессе эксплуатации условия работы конденсационной установки могут резко отличаться от расчетных. Поэтому необходимо определять функциональную зависимость, которая выражается в виде ряда графиков, называемых характеристиками конденсатора

.

Давление в конденсаторе определяют для произвольно выбранных значений температуры охлаждающей воды T1  в пределах возможных изменений её и расходов пара Gп или, что равносильно паровых нагрузок Sп при постоянном расходе охлаждающей воды W , по температуре пара, поступающего в конденсатор T3 по таблицам /4/.

Для расчёта характеристик конденсатора обычно задаются расходом пара Gп = 40, 60, 80, 100, 120 % от Gпном и различными значениями температур охлаждающей воды (не менее 6 значений), например Т1= 278, 283, 288, 293, 298, 303 К. (5; 10; 15; 20; 25; 30 0С).

Температуру пара, поступающего в конденсатор, можно определить:

, где

  нагрев воды в конденсаторе (эта величина зависит от кратности охлаждения конденсатора):

.

В приближенных расчетах можно считать  ,тогда:

, при  W=const.

  определяют по расчетному режиму.

  температурный напор, который можно определить из выражения /3/:

.

В этой формуле коэффициент теплопередачи должен быть определен по формуле ВТИ /3/:

(формула справедлива для конденсаторов с латунными турбинами при 0С и м/с), где .

з  поправочный коэффициент  учитывающий загрязнение поверхности. Обычно принимают з=0,80 .. 0,85 /3/,

я  коэффициент, учитывающий влияние числа ходов воды в конденсаторе:

,где

Z  число ходов,

d  коэффициент, учитывающий влияние удельной паровой нагрузки конденсатора Sк.

Удельная паровая нагрузка конденсатора Sк характеризуется отношением расхода пара Gn через конденсатор к поверхности охлаждения F.

.

Для номинального (расчетного режима) d=1. При паровых нагрузках от номинальной  до   d=1, а при нагрузке    , где .

Приведенная выше формула для определения температурного напора сложна, т.к. необходимо учитывать изменение коэффициента теплопередачи от расхода пара. С уменьшением паровой нагрузки коэффициент теплопередачи К уменьшается, характер его изменения различен и в значительной мере определяется величиной подсоса воздуха, чем выше подсос воздуха, тем резче изменение коэффициента теплопередачи.

Для упрощения расчетов характеристик конденсатора для удельных нагрузок выше 5060% можно воспользоваться приближенной формулой, полученной по данным ОРГРЭС проф. Щегляевым A.В.:

.

По номинальному (расчетному) режиму определяют коэффициент n:

.

Затем для расчета переменного режима считают n=const.

5. Механические расчеты конденсатора

5.1. Механический расчет трубок.

Конденсаторные трубки подвержены действию как внутреннего давления так и внешних сил. Внутреннее давление определяется напором охлаждающей воды внутри трубок и вакуумом вне них. Это давление стремится разорвать трубку. Напряжение от внутреннего давления определяется как:

, где   толщина стенки трубки.

Внешние силы складываются из массы трубок, массы воды в ней, конденсата на ней и динамического напора паровоздушной струи.

Эти внешние силы приводят к возникновению напряжения изгиба в трубках. Обычно влиянием конденсата на трубках и динамическим напором пренебрегают. Тогда напряжение изгиба в трубках определяется как для балки свободно опертой по концам с равномерной нагрузкой:

, где

Qн  суммарная нагрузка на трубку:

;

Wc  момент сопротивления трубки:

;

тр  плотность материала трубки,  тр 8500 кг/м3 для латуни Л68.

l  расстояние между опорами.

в - плотность охлаждающей воды (см. рис. 2).

Таким образом, напряжения изгиба определяются как:

.

Обычно эти напряжения не должны превышать:

МН/м2.

Максимальный прогиб трубки можно определить как:

,где

 Е  модуль упругости материала трубки(Е=0,981011 Н/м2  для Л68). Максимальный прогиб  трубки (ymax)  для латуни Л68 не должен превышать ymax = 0,0020 … 0,0025 м.

В современных конденсаторах величина прогиба может быть значительно больше максимального, поэтому в конденсаторах устанавливают промежуточные трубные доски. При наличии таких перегородок трубку следует рассматривать уже как многопролётную неразрезную балку. Рекомендуется устанавливать трубные промежуточные доски так, чтобы пролет был не более 1,5 м /3/. Кроме этих расчетов необходимо трубки проиверить на условия вибрации, т.е. проверить, чтобы частота собственных колебаний трубок не совпала с частотой вращения турбины.

Рассматривая трубку как многопролетную балку, частоту собственных колебаний можно определить /3/ как:

, где

llкр  длина крайнего пролета (см. рис. 7);

Е  модуль упругости;

I - экваториальный момент инерции сечения трубки:

;

  удельная нагрузка 1 погонного метра трубки с водой.

Рис. 7 Схемы многопролётных балок.

Коэффициент К определяется, исходя из способа заделки балки, числа пролетов и номера гармоники /5/ по графикам на рис. 8 и рис. 9. При пользовании графиком на рис. 9 надо иметь в виду, что коэффициент К для колебаний 1-го, 2-го, 3-го и т.д. порядков двухпролётных трубок численно равен коэффициенту К 2-го, 4-го и т.д. порядков для четырёхпролетных балок. При выбранном расположении промежуточных трубных досок запас от резонанса ближайшей к частоте вращения турбины частота колебаний трубки какого-то порядка должны быть не менее 12-15%.

Рис. 8 Коэффициенты К для трёхпролётных балок.

Рис. 9 Коэффициенты К для четырёхпролётных балок.

5.2. Механический расчет трубных досок.

Трубные доски при нормальной работе находятся под разностью давления воды, с одной стороны, и пара в конденсаторе с другой. Однако трубные доски рассчитываются на давление воды при гидравлической пробе. Оно принимается равным (2,0 … 3,5)105 Н/м2, причём большее значение соответствует подаче воды на градирню.

Трубные доски обычно имеют форму круга, реже прямоугольника, причем они усиливаются специальными анкерными связями, разбивающими всю площадь трубной доски на ряд отдельных участков.

Напряжения в трубной доске, укрепленной продольными связями /3/:

, где

p  давление воды при гидравлической пробе;

dc  диаметр связи;

lc  расстояние между связями;

S'  эквивалентная толщина трубной доски с отверстиями под вальцуемые трубки:

  для крепления трубок вальцовкой,

  для крепления трубок с сальниковыми уплотнениями.

D  диаметр трубной доски, равный диаметру корпуса;

s  действительная толщина трубной доски;

n1 - число продольных связей;

dcp.c  средний диаметр резьбы связи;

dcp  средний диаметр резьбы сальниковых втулок;

hc  глубина нарезки резьбы в трубной доске под связи;

hв  глубина нарезки резьбы в трубной доске под втулки;

n  число отверстий для труб.

Если трубные доски выполнены без продольных связей, но при двухсторонней вальцовке, в пределах участка между трубами равно /3/:

, где

tc - сторона квадратного участка, образуемого четырьмя трубками или среднеарифметическая величина из сторон прямоугольника, образованного этими трубками:

(см. рис. 10).

Рис. 10 Участок трубной доски (к расчёту).

Напряжение изгиба изг для стальных трубных досок не должно превышать 98 МН/м2 , а для досок из катаной латуни 54 МН/м2 .Надежность закрепления концов трубок при развальцовке характеризуется способностью сопротивления вырыванию из трубной доски.

Вырывающее усилие, отнесенное к 1 м2 площади стыка развальцованной трубки с трубной доской определяется как:

.

Это усилие не должно превышать:

а) для трубок, развальцованных в цилиндрических отверстиях 4,0 МН/м2;

б) для трубок, отбортованных и развальцованных с двух концов 6,0 МН/м2.

5.3. Расчет на прочность корпуса конденсатора.

В рабочих условиях корпуса конденсаторов подвергаются равномерному сжатию от разности атмосферного давления и вакуума в конденсаторе.

Толщину стенки цилиндрического корпуса, подверженного наружному давлению, можно определить /3/:

, где

p  разность давления, можно принять, что p=0,1 МН/м2;

D  диаметр корпуса;

lц  длина цилиндра (между действующими жесткими креплениями);

  допустимое напряжение на сжатие:  МН/м2;

a  коэффициент, зависящий от выполнения продольного сварочного шва:

a=10,0 в нахлестку;

a= 8,0 при шве в накладку с двух сторон;

c= 0,002 м поправка на ржавление.

Определенная по этой формуле толщина стенки должна быть проверена на давление гидравлической пробы:

.

Напряжение стенки не должно превышать 0,5т  предела текучести.

Корпуса конденсаторов имеют отклонение от цилиндрической формы. Верхняя половина конденсатора состоит большей частью из плоских стенок, укрепленных ребрами жесткости. При наличии ребер стенка работает на изгиб /3/:

, где

s1  толщина стенки без прибавки: , для сварных корпусов ;

Fp  площадь поперечного сечения ребра жесткости;

  коэффициент Пуассона ( = 0,3).

Для плоской стенки корпуса /3/:

, где

b  размер короткой стороны пластины, обычно он равен расстоянию между поперечными ребрами жесткости.

K1  коэффициент, зависящий от положения длинной стороны пластины a  и короткой b (см. табл. 4).

Таблица 4

K1

0,0517

0,0554

0,0612

0,0668

0,0714

0,0753

0,0784

0,0807

0,0821

0,0826

0,0829

0,0832

0,0833

0,0833

0,0833

a/b

1,0

1,1

1,2

1,3

1,4

1,5

1,6

1,7

1,8

1,9

2,0

3,0

4,0

5,0

При расчете корпуса конденсатора на прочность большое значение имеет проверка его на устойчивость или на выпучивание.

Для коротких тонких цилиндров (при L/D<10) критическое внешнее давление равно /3/:

и , где

k  коэффициент, зависящий от крепления трубных досок. k принимают k=2,5.

 L  длина цилиндра.

Из двух полученных критических давлений выбирают меньшее. Рабочее наружное давление должно быть ниже критического:

, где

mкр  коэффициент безопасности:

mкр= 3,5 … 4  - при строгом выполнении цилиндрической формы корпуса;

mкр=  5 … 6   - для обычных корпусов из нормальной стали;

mкр=  6 … 9   - для обычных корпусов из мягкой стали.

Литература

1. Николаев Г.В. Конденсаторы турбин ЛМЗ. Труды ЛМЗ, вып. 5. Паротурбиностроение и газотурбиностроение, М.-1., Гос. н-техн. издательство машиностроительной литературы, 1957.

2. Будыка И.И., Буланин В.И., Кантор С.А., .Родин К.Т. Атлас конструкций паровых и газовых турбин. И.-Л., Госзнергоиздат, 1959.

3. Блюдов В.П. Конденсационные устройства паровых турбин. М.-Л., Госэнергоиздат, 1951.

4. Вукалович М.П. Термодинамические свойства воды и водяного пара. И., Энергия, 1955.

5. Анатолиев.Ф.А. Расчет вспомогательных устройств паросиловых установок. ОНТИ, 1936.

6. Варгафтин Н.Б. Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей. Гос.издат физ-мат. литературы, М., 1963.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

53135. Йоганн Вольфганг фон Гете – виразник ідей Просвітництва. Творчий і життєвий шлях письменника. Образ Фауста у літературі, музиці, малярстві 82.5 KB
  Liebe Freunde! Ich wünsche euch einen wunderschönen Guten Morgen und freue mich euch wiederzusehen. Wir werden heute über die Gestalt des Faust und den Unterstied dieser Gestalt im Werken von Goethe und Puschkin sprechen und wie diese Gestalt des Faust sich in der Musik und Malerei widergespiegelt hat.
53136. Гетьманщина наприкінці ХVІІ - у першій половині ХVІІІ ст 124.5 KB
  Підручники таблиця Іван Мазепа роздатковий матеріал. Мазепа біографія Дискусійний клуб Обери позицію: дати оцінку діяльності І. Мазепа історична постать неоднозначна таємничо загадкова і до цього часу. В літературних творах оспівано його образ...
53137. Гідросфера. Позакласний захід (КВК) з географії для 6 класу 40.5 KB
  ХІД ГРИ Ведучий: Сьогодні ми проводимо географічний КВК під час вивчення теми Гідросфера. Одиниця вимірювання солоності води проміле. На Дніпрі споруджено 6 великих водосховищ які створюють величезний запас води для більш посушливих південних і східних областей України. Значна кількість дніпровської води подається каналами і трубопроводами в південні і східні регіони України з постійним дефіцитом прісної води.
53138. РОЗРОБКА УРОКУ – ГРИ «СВИСТАТИ ВСІХ НАГОРУ!» (УЗАГАЛЬНЮЮЧИЙ УРОК З ГЕОГРАФІЇ У 7 КЛАСІ) 249 KB
  Мета уроку: навчальна: повторити, узагальнити та систематизувати знання учнів з теми «Гідросфера»; вдосконалювати навички та вміння використовувати набуті знання на практиці у нестандартних ситуаціях; підвищити інтерес до вивчення географії за допомогою ігрової форми,
53139. Гідросфера. Узагальнення (урок – гра у 6 класі) 89.5 KB
  Якщо тему добре знаєш То мене ти відгадаєш Запитання: Про що йде мова У яких станах може перебувати вода на Землі Твердому рідкому газоподібному. Запитання: Яке явище описано у вірші Що є основною причиною утворення кругообігу води в природі Енергія Сонця. Запитання: Про які кольорові моря йде мова Жовте Чорне Червоне Біле . Запитання: Яка основна причина океанічних течій ...
53140. Гигиена питания 98.5 KB
  Действующие лица: комиссар полиции мистер Бортоломью инспектор полиции мистер Дрейк миссис Синтия Бабингтон. Мери пожалуйста пригласите ко мне инспектора Дрейка. Входит инспектор Дрейк. Доброе утро инспектор.
53141. Правила виконання ранкової гімнастики. Частини обличчя 106.5 KB
  Мета уроку: Практична: Ознайомити учнів із значенням та правилами виконання ранкової гігієнічної гімнастики; Закріплення рухових дій засобами естафет, рухливих ігор; Вивчення та відпрацювання вживання лексики по темі в усному мовленні; Формування навичок монологічного мовлення, сприйняття на слух іншомовних слів, опису людини за малюнком;
53142. Гімнастика до занять у початкових класах 56.5 KB
  Гімнастика до занять вирішує головним чином виховні та оздоровчі завдання. Щодня виконувані фізичні вправи надають сприятливий вплив на організм сприяють формуванню правильної постави виховують звичку до регулярних занять фізичними вправами. Колективне виконання вправ під час гімнастики до занять дисциплінує організовує і згуртовує учнів.
53143. Вплив розвитку дрібної моторики на формування мовлення дітей дошкільного віку 39.21 KB
  В роботі з дітьми а особливо з тими що вже мають порушення мовлення велику увагу необхідно приділяти розвитку функції дрібних м’язів рук. Рухи рук тісно пов’язані з мовленням вони є одним з факторів його формування. Зв’язок рухів руки з мовленням був відмічений ще в 1928 році. Пізніше на основі спеціально проведених дослідів було висунуто думку про те що рухи пальців рук стимулюють розвиток центральної нервової системи і прискорюють розвиток мовлення дитини.