СОВРЕМЕННЫЕ МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ И РАСЧЕТОВ ПРОЦЕССОВ ТЕПЛОМАССООБМЕНА ЭНЕРГОУСТАНОВОК - Студенческий научный форум

IX Международная студенческая научная конференция Студенческий научный форум - 2017

СОВРЕМЕННЫЕ МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ И РАСЧЕТОВ ПРОЦЕССОВ ТЕПЛОМАССООБМЕНА ЭНЕРГОУСТАНОВОК

 Комментарии
Текст работы размещён без изображений и формул.
Полная версия работы доступна во вкладке "Файлы работы" в формате PDF
Процессы тепломассообмена в системах и агрегатах паротурбинных установок в большинстве случаев лимитируется теплоотдачей с паровой стороны. Разница в уровнях коэффициента теплоотдачи с паровой и водяной сторон достигает 100% в зависимости от типа аппарата и его места в схеме ТЭС. Повышение эффективности работы энергетического теплообменного оборудования может быть достигнуто прежде всего за счет интенсификации теплообмена с паровой стороны аппаратов.

Исследование гидродинамики и теплообмена при конденсации пара проводилось различными авторами [1, 2, 3], в том числе при исследовании трубок различного профиля установлено, что на выступах трубки происходит более интенсивная конденсация пара, что позволяет повысить уровень теплоотдачи. Теплоотдача со стороны конденсирующегося пара зависит также от разности температур "пар-стенка". Однако, результатами сравнительных испытаний установлено, что интенсификация теплообмена приводит к увеличению гидравлического сопротивления.

Известно [4], что организация режима капельной конденсации пара является самым перспективным направлением интенсификации теплообмена при конденсации пара. Опытами установлено, что при попадании в пар воздуха, например, в момент отключения установки, эффект интенсификации теплообмена резко уменьшается и наблюдается режим смешанной конденсации пара. Режим капельной конденсации восстанавливался через 15-20 часов работы установки, что объясняется наличием гидрофобно-гидрофильных фрагментов покрытия.

Влияние вибрации трубок на теплоотдачу со стороны конденсирующегося пара выражается в увеличении коэффициента теплоотдачи с паровой стороны.

Таким образом, показано, что для разработки тепло-гидравлической модели необходимо учитывать большое количество факторов, влияющих на процессы тепломассообмена. В случаях, когда использование точных (аналитических) методов невозможно или нецелесообразно из-за сложности происходящих процессов используются вспомогательные, к которым в частности относится эксергетический метод.

В качестве потока, эксергия которого равна эксергии окружающей среды, принимается циркуляционная вода с температурой, равной температуре воды на входе в конденсатор [5, 7]. Эта же температура принимается в качестве температуры окружающей среды, если рассматриваются системы не изолированно, а как органичные элементы установки.

Эксергетический баланс представляется условием

ΣE2 = ΣE1 – ΣΠ, (1)

где ΣE1, ΣE2 – сумма потоков эксергий теплоносителей на входе и на выходе из аппарата; ΣΠ — сумма эксергетических потерь, кВт.

Согласно формуле Гюи-Стодолы [7] сумма потерь определяется условием

ΣΠ = Тос·ΣΔS, (2)

где ΣΔS — суммарное возрастание энтропии всех потоков в результате необратимых процессов;

Тос = tос + 273,15 — абсолютная температура окружающей среды, К;

tос — температура окружающей среды, равная температуре циркуляционной воды на входе установки, °С.

Эксергетические потери в любом теплообменном аппарате ПТУ определяются следующими факторами: наличием конечной разности температур между теплоносителями; падением давления теплоносителей, включая затраты мощности на привод насосов на прокачку теплоносителей; рассеянием теплоты в окружающую среду.

Потери вследствие наличия конечной разности температур при передаче теплоты, согласно выражению (2), при переменной разности температур по длине пароводяного теплообменника определяются [7-10]

, (3)

где ΔSп, ΔSв – разности энтропий с паровой и водяной сторон; Тп, Тв – температуры пара и воды.

Количество теплоты, принятое водой, равно

dQв = cpв·Gв·dTв, (4)

где срв – изобарная теплоемкость воды; Gв – расход воды.

Количество теплоты, отданное паром, в общем случае, если в теплообменник поступает перегретый пар, а выходит конденсат с температурой ниже температуры насыщения пара (переохлажденный конденсат) определится по выражению

dQп = – (Gп·cpп·dTп + Gп·r + Gп·cpк·dTк), (5)

где срп, cpк – изобарная теплоемкость потока перегретого пара и конденсата; Gп – расход пара.

Для конденсатора, в котором отсутствует перегрев пара и переохлаждение конденсата, используется выражение

ПΔТ = Тос·{– Gп· r· χ /Tнас + Gв·срв·ln(T2в1в) }, (6)

где r — теплота фазового перехода при давлении пара в аппарате; χ — степень сухости пара; r· χ - разность энтальпий пара и конденсата (принимается при построении нормативных характеристик конденсатора величиной постоянной); Тнас — температура насыщения пара.

Потери от конечной разности температур между паром и водой разделяют на собственные потери и технические [6]. Собственные потерихарактеризуются разностью температур между паром и температурой нагреваемой воды на входе в аппарат. Технические потери связаны с наличием термического сопротивления теплопередачи от пара к воде, то есть со степенью технического совершенства (тепловой эффективности) теплообменного аппарата.

Повышение эффективности любого теплообменного аппарата, выражающееся в увеличении коэффициента теплопередачи и соответствующем снижении недогрева воды до температуры насыщения греющего пара, будет приводить к уменьшению технических потерь. При нулевой величине недогрева технические потери будут стремиться к нулю, а коэффициент теплопередачи - к бесконечности. При этом температура насыщения пара равна температуре воды на выходе из аппарата.

Потери вследствие падения давления теплоносителей включают в себя следующие величины: потери мощности на привод насоса на преодоление гидравлического сопротивления водяного тракта; потери от возрастания энтропии пара при падении давления в трубопроводе подвода пара к теплообменному аппарату; потери от возрастания энтропии воды при падении давления в водяном тракте теплообменного аппарата. Ввиду незначительности данных потерь для реальных конденсирующих теплообменных аппаратов ПТУ в последующем анализе ими пренебрегаем.

Эксергетическиепотери вследствие теплообмена в окружающую среду определяются следующим выражением [5, 6, 9]

Пос= Q·(Тп– Тос)/Тп·0,01, (7)

где Q — количество теплоты, переданное в теплообменнике; Тп — абсолютная температура пара в аппарате, для упрощения принято Тп = Тнас.

Для оценки возможности интенсификации теплообмена в аппаратах ПТУ необходимо разделить технические потери при теплообмене на составляющие: с водяной стороны; с паровой стороны; в стенках теплообменных трубок.

Таким образом, основную долю эксергетических потерь ТА ПТУ составляют собственные и технические потери. Собственные потери зависят от разности средних температур теплоносителей, а технические потери характеризуются недогревом воды до температуры насыщения греющего пара. Совершенствование теплообменных аппаратов должно реализовываться за счет уменьшения эксергетических потерь; наибольшую эффективность имеют мероприятия, направленные на снижение максимальных эксергетических потерь.

Список использованных источников

1. Разработка, исследование и комплексное обоснование оптимальных решений совершенствования энергетических теплообменных аппаратов /Бродов Ю.М., Рябчиков А.Ю., Аронсон К.Э. и др. // Тепломассообмен, ММФ-2000. Минск: ИТМО АНБ, 2000. Т.10. С. 132-141.

2. Повышение эффективности и надежности теплообменных аппаратов паротурбинных установок / Бродов Ю. М., Аронсон К. Э., Рябчиков А. Ю. и др. Екатеринбург: УГТУ, 1996. 298с.

3. Мигай В.К. Повышение эффективности современных теплообменников. Л.: Энергия, 1980. 144 с.

4. Исаченко В.П. Теплообмен при конденсации. М.: Энергия, 1977. 240 с.

5. Бродянский В.М., Фратшер В., Михалек К. Эксергетический метод и его приложения М.: Энергоатомиздат. 1988. 288 с.

6. Гохштейн Д.П. Современные методы термодинамического анализа энергетических установок. М.: Энергия, 1969. 350 с.

7. Белоусов В.С., Ясников Г.П., Островская А.В. и др. Термодинамика, энергетическая эффективность и экология. Екатеринбург: Свердловэнергонадзор: УГТУ-УПИ, 1999. 204 с.

8. Ауэрбах А.Л., Бродов Ю.М., Ясников Г.П. Снижение необратимых потерь в теплообменных аппаратах турбоустановок // Тяжелое машиностроение. 2002. №2. С.41.

9. Чернышевский И.К. КПД и эффективность теплообменных аппаратов // Энергомашиностроение. 1964. № 8. С. 24-26.

Просмотров работы: 214