Bảng 3.3: Các thông số để tính chọn bơm tuần hoàn
STT Tên đại lượng Công thức Giá trị Đơn
vị 1 Lượng nước tuần hoàn làm Gk=m . Dk=m . D . α0 k 861,2689 m3/s
mát bình ngưng
2 Bội số tuần hoàn m 60
3 Nhiệt độ trung bình của nước
tuần hoàn tn 28 ℃
4 Khối lượng riêng của nước
tuần hoàn ρn 992,5657 kg/m3
5 Lưu lượng nước mỗi bơm
phải cung cấp cho tổ máy Gth=1,05.Gk
ρn
0,87 m3/s
6 Lưu lượng nước thực tế cần
dùng Gth
' 0,91 m3/s
7 Gia tốc trọng trường g 9,81
8 Chiều cao chênh áp h 5 m
9 Tốc độ nước làm mát đi trong
ống bình ngưng ω 2 m/s
10 Hệ số thực nghiệm (chọn ống
đường kính 26 mm) b 0,085
11 Số chặng đường nước của
bình ngưng z 2
12 Hiệu suất của bơm tuần hoàn η 0,9
Trở lực của bình ngưng:
Δ pbn=z .(b . ω1,75+0,135.ω1,5).0,981.104=13101. pa
Sức ép của bơm nước tuần hoàn (cao hơn 5% so với tính toán):
ptl
ρ . g . h+Δ pbn+∑¿.1,05 ¿
H=¿ (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Công suất của động cơ kéo bơn tuần hoàn:
wbth=Gth '
. H
η =0.91∗379884,03
0,9 =3843457W
Vậy ta chọn bơm tuần hoàn có công suất 400 kW
3.1.4 Tính toán bình ngưng
Một trong những phương pháp nâng cao hiệu suất của thiết bị tuabin là giảm được nhiệt độ hơi thoát ra khỏi tuabin. Những tuabin hiện đại thì ở tầng sau cùng thường có độ chân không cao, nghĩa là áp suất tuyệt đối tại đó thấp.
Độ chân không ở sau tuabin được tạo thành do sự ngưng tụ hơi trong thiết bị đặc biệt gọi là bình ngưng; còn quá trình ngưng tụ hơi được thực hiện bằng cách lấy đi nhiệt ẩn hóa hơi của hơi ở áp suất không đổi. Môi trường làm lạnh thường dùng nước, đôi khi còn dùng không khí.Nhiệt độ của môi trường làm lạnh cần phải thấp hơn nhiệt độ của hơi ngưng tụ.
Thực chất bình ngưng chính là một thiết bị trao đổi nhiệt kiểu bề mặt.Tính chọn bình ngưng chính là tính chọn thiết bị trao đổi nhiệt sao cho nó có một bề mặt truyền nhiệt thỏa mãn làm ngưng tụ được hơi thoát khỏi tuabin. Ta có các phương trình tính toán truyền nhiệt trong bình ngưng:
Cân bằng năng lượng nhiệt giữa hơi ngưng tụ và nước làm mát:
Qk=Gk. cp. Δt=Dk.(ik−i 'k)
Phương trình truyền nhiệt trong bình ngưng:
Qk=k . F . Δ ttb Trong đó:
- D : Lưu lượng hơi thoát từ tuabin:k Dk=14,34677(kg/s)
- i : Entanpi hơi vào bình ngưng:k i = 2330,92 (kJ/kg)k
- i' : Entanpi nước ngưng ra khỏi bình ngưng:k i' = 146,64 (kJ/kg)k −Δttb : Độ hâm nước trong bình ngưng
Nhiệt độ nước làm mát vào bình ngưng t : Nhiệt độ nước làm mát bình ngưng 1
phụ thuộc vào điều kiện thời tiết, khí hậu và sơ đồ làm mát. Trong điều kiện của Việt Nam: làm mát bằng tháp giải nhiệt, ta chọn t =281 oC.
Nhiệt độ nước làm mát ra khỏi bình ngưng t : giá trị nhiệt độ nước ra phụ 2
thuộc vào điều kiện truyền nhiệt bên trong bình ngưng và phụ thuộc vào chế độ làm
việc của tổ máy. Trong điều kiện thiết kế ở chế độ định mức có thế lấy t thấp hơn 2
giá trị bão hòa của hơi trích vào bình ngưng một khoảng δt=3oC . t2=tbh−δt=35−3=32 oC
Độ hâm nước trong bình ngưng: Δt=t2−t1=32 28 4− = oC
Độ chênh nhiệt độ trung bình logarit của hai dòng môi chất:
Δ ttb= Δt lnΔt+δt δt = 4 ln4+3 3 =4,72o C
Nhiệt độ trung bình đại số của nước đi trong bình ngưng:
ttb=t1+t2 2 =30o
C
Tốc độ nước chảy trong ống, chọn ω=2m/s . (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Hệ số truyền nhiệt: Xác định trên hình 3.4 sách thiết kế nhà máy nhiệt điện ta có: k=35 00 kcal/m2
hK=4,0695(kW/ m2
K)
Tổng diê °n tích truyền nhiê °t bề mă °t ngoài các ống trong bình ngưng:
F=DK(iK−iBN)
ηBN.k . Δ ttb
=14,34677.(2330,92 146,64− )
0,98.4,0695 .4,72 =1664,767(m2)
Để đảm bảo đủ bề mặt truyền nhiệt trong những điều kiện làm việc khắc nghiệt nhất vì độ chân không bình ngưng ảnh hưởng rất lớn đến độ kinh tế của toàn tổ máy, ta lấy dư bề mặt truyền nhiệt một khoảng 5%: F=1748 m . Dựa vào 2
thông số tính toán ta chọn được loại bình ngưng phù hợp.