автореферат диссертации по энергетике, 05.14.14, диссертация на тему:Повышение эффективности парогазовых установок при использовании воздушных конденсаторов

166050

На правах рукописи

Абу-Рахма Тайсир Мохаммед Сулейман

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПАРОГАЗОВЫХ УСТАНОВОК ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ ВОЗДУШНЫХ КОНДЕНСАТОРОВ (НА ПРИМЕРЕ ИОРДАНИИ)

Специальность 05 14 14 Тепловые электрические станции, их энергетические системы и агрегаты

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург - 2007

003166050

Работа выполнена на кафедре "Промышленная теплоэнергетика" в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования "Санкт-Петербургский государственный политехнический университет"

Научный руководитель — доктор техн наук, профессор Боровков Валерий Михайлович

Официальные оппоненты

— доктор техн наук, профессор

— кандидат техн наук

Бухмиров Вячеслав Викторович Пермяков Кирилл Владимирович

Ведущая организация ОАО "Северо-Западный энергетический инжиниринговый центр", Санкт-Петербург

Защита диссертации состоится 6 ноября 2007 г в 18-00 на заседании диссертационного совета Д 212 229 04 в ГОУ ВПО "Санкт-Петербургский государственный политехнический университет" по адресу

195251, Санкт-Петербург, ул Политехническая, 29 в аудитории 411 ПГК

С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке ГОУ ВПО "Санкт-Петербургский государственный политехнический университет"

Автореферат разослан "05" октября 2007 г

Отзыв на автореферат, заверенный печатью учреждения, в двух экземплярах просим направить по вышеуказанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета

Факс (812)5521630 E-mail kg 1210@mail ru

Ученый секретарь

диссертационного совета

К А Григорьев

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В настоящее время условия проектирования и строительства новых энергетических установок все более усложняются из-за дефицита технической воды для восполнения потерь пара и циркулирующей охлаждающей воды Этот дефицит обостряется на фоне ухудшения качества воды, в связи с чем все большее число заказчиков паротурбинных установок в мире отдают предпочтение использованию воздушно-конденсационных установок Многие страны стали сильно страдать от нехватки воды в течение последних лет В Иордании, которая является ближней восточной страной, водная доля на человека была 175 м3/год в 2003 г, международные специалисты считают, что минимальная водная доля должна быть 1000 м3 в год

На первый взгляд воздушно-конденсационные установки оказываются неподходящим вариантом для условий Иордании, ее климат средиземноморский За последние 20 лет летняя среднемесячная температура росла и иногда превышала 40 °С Повышение температуры окружающей среды оказывает большое влияние на показатели электростанции, особенно, когда температура превышает расчетную температуру охлаждающего воздуха Однако установка воздушного конденсатора является единственным вариантом из-за нехватки воды Будущие иорданские электростанции должны иметь высокий коэффициент полезного действия (максимальный коэффициент полезного действия работающих электростанций - 34 % до 2006 г), и отвечать требованиям экономики Иордании, иорданским и международным экологическим требованиям Предполагается, что будущее энергетики Иордании за комбинированными установками с воздушным конденсатором

Объем водных запасов Земли выражается цифрой 1,35 1,45 млрд км3, но пресном воды немного, всего 2,5 % от общего количества, причем около 60 70 % ее находится в твердом состоянии Оставшееся незначительное количество пресной воды неуклонно уменьшается вследствие возрастающего использования ее на цели охлаждения и очистки Один кубический метр воды промышленного производства при сбросе загрязняет несколько сот кубометров воды Накопление и очистка водных стоков не исключают постоянной угрозы разового (залпового) загрязнения источников технического водоснабжения в аварийных ситуациях, а ликвидация последствий сопряжена со значительными материальными затратами, которые не способны восстановить равновесие в окружающей среде

Процесс передачи теплоты от конденсирующегося пара к охлаждающему

агенту осуществляется в теплообменном аппарате - конденсаторе Конденсаторы бывают смешивающего и поверхностного типов Необходимо отметить, что расходы охлаждающей воды на охлаждение различного оборудования составляют десятки тысяч кубометров в час Использование такого большого количества воды заметно обострило экологическую обстановку не только стран с ограниченными источниками водоснабжения, но и страны со значительными запасами пресной воды

Паровые турбины широко используются на электростанциях и промышленных предприятиях Такие турбины являются приводом не только электрических генераторов, но также всех типов насосов, вентиляторов, компрессоров, мелышц, бумажных машин и так далее Конденсаторы соединяются с выхлопами этих турбин, чтобы конденсировать пар Вода и воздух обычно выбраны как охлаждающая среда Вода может быть однократно использована (водное охлаждение с открытым циклом) или неоднократно (водное охлаждение с закрытым циклом) Воздушное охлаждение использует атмосферу как холодный источник Сегодня многие научные исследования обращают внимание на экологический аспект и отдают ему приоритет перед экономическим аспектом Системы воздушного охлаждения имеют несколько экологических преимуществ и недостатков по сравнению с системами водного охлаждения

Целью работы является исследование оптимальной конструкции для применения конденсаторов воздушного охлаждения (КВО) в теплоэнергетике для условий Иордании - при жарком климате и нехватки воды

В соответствии с поставленными целями решались следующие задачи

- анализ научных публикаций и трудов по теме диссертации (общий обзор по теме),

- анализ информации с целью определения наиболее крупных производителей соответствующего оборудования и комплектующих для производства КВО,

- исследование существующих конструкций конденсаторов воздушного охлаждения и выбор оптимальной конструкции для осуществления конденсации водяного пара,

- сравнение затрат электроэнергии на привод вспомогательного оборудования данной турбоустановки (только для конденсации отработавшего пара) в случае применения традиционного конденсатора в сочетании с градирней и в случае использования КВО,

- обобщение данных по опыту проектирования, строительства и эксплуатации КВО в России и за рубежом

- разработка методики расчета воздушных конденсаторов Основные методы научных исследований. В работе использованы методы вычислительной математики, теории тепломассообмена, эмпирические формулы коэффициента теплоотдачи коэффициента аэродинамического сопротивления, термодинамического анализа энергоустановок Научная новизна работы заключается

1 В проведении энергетического анализа циклов комбинированными установками

2 В разработке методики расчета поверхности секций конденсатора воздушного охлаждения и расчета аэродинамического сопротивления

3 В анализе различных конструкций конденсатора отвечает требованиям экономики Иордании, иорданским и международным экологическим требованиям Предполагается, что будущее энергетики Иордании за комбинированными установками с воздушным конденсатором

4 В разработке технических предложении по совершенствованию схем включения воздушного конденсатора

Практическая ценность работы. Обоснованные в работе предложении по техническим решениям позволяют добиться надежной и качественной работы КВО Результаты работы могут использоваться эксплуатационными и проектными организациями при выборе оптимальная конструкция КВО при жарком климате и нехватки воды, и одновременно решить экологических проблем Публикации. По теме диссертация опубликовано 8 печатных работ Структура и объем работы. Работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы Основной текст изложен на 171 страницах, диссертация содержит 47 рисунков, 17 таблиц, список использованных источников, включающий 49 наименования

Основное содержание работы

В первой главе проведен обзор действующих электростанций в Иордании, стратегия развития электроэнергетики и дефицит водных ресурсах Иордания классифицирована как одна из самых бедных стран по запасам воды (см табл 1) В Иордании вода используется первоначально для сельского хозяйства Сельское хозяйство потребуется 77,5 % доступной воды, остальная вода идет на ЖКХ и промышленное производство Годовой рост потребности воды в Иордании оценен в 25 Мм3/г Этот рост обусловливается урбанизацией и промышленным производством, а также ростом расхода на ЖКХ, из-за роста населения

Сумма 1 одовой 1955 1 1990) 20251

С фана возобновляемой Население, досгупная Население, дос гупная Население, дос|уи-

доступной воды млн вода(м3на млн вода (м3 на млн ная вода

(млн м3/юд) человека) человека) (м3на чел )

Иордания 1331 1,447 906 4,009 327 10,299 130

Израиль 2418 1,748 1229 4,66 461 7,318 294

Е1ипе1 58874 22,99 2561 52,426 1123 86,483 681

Кипр 900 0,053 1698 0,702 1282 0,839 1073

Турция 23023 23,859 8509 55,991 3626 84,537 2401

США 2 487 002 165,932 14934 249 98 9913 301,72 8231

Канада 2900987 15,763 184354 26,63 108900 32,83 88364

Кроме того, выполнен обзор литературы по тепловым схемам парогазовых установок использовании и влияние окружающей среды на работу ПГУ через характеристики ГТУ

Во второй главе рассмотрены принцип работы конденсационной установки и ее основных элементов, и системы охлаждения в электростанциях

Выбор системы охлаждения зависят от места расположения электростанции, наличия водного источника и температуры наружного воздуха Некоторые электростанции имеют систему охлаждающей воды прямоточного цикла, где вода отбирается из водного источника, например, реки, и океана, прокачивается через конденсор и сбрасывается обратно в водной источник Для электростанций, которые расположены далеко от крупнейших водных источников, предпочитают использовать оборотный цикл система охлаждения с градирней Электростанции в сухих областях используют воздушное охлаждение, которое не требуют воды для охлаждения Гибридные системы охлаждения используются при особенных обстоятельствах В зависимости от вида охлаждающей среды конденсаторы подразделяются на

1 конденсатор с водяным охлаждением,

2 конденсатор с воздушным охлаждением,

3 конденсатор с гибридным охлаждением

Гибридные системы используют комбинацию влажных и сухих технологий охлаждения Две первичных задачи гибридных систем являются - уменьшением потерь воды в течение самых жарких периодов года и уменьшением воздействия влажнопарового потока Гибридные системы могут ограничить ежегодное использование воды от 2 до 80 % требуемой воды для систем водяного охлаждения По сравнению с системой воздушного охлаждения, они могут достигнуть существенной эффективности в течение пиковых периодов жар-

кой погоды. Если добавочная вода доступна, то повышения эффективности и мощности электростанция могут быть достигнуты.

Гибридные системы имеют несколько видов. Один из них система параллельного охлаждения (СПО) (см. рис. 1,а) и система гибридной градирни (см. рис. 1,6). Внедрение систем гибридного охлаждения позволяет сохранять воду, избегать высокой стоимости системы воздушного охлаждения и гарантировать сравнительно глубокий вакуум.

сухая часть конденсатооа

а) б)

Рис. 1 : а) - Схема параллельного охлаждения (СПО); б) - Схема гибридной градирни (проект компании GEA)

Для размещения теплопередающей поверхности КВО компонуется из секций, которые в свою очередь обычно формируются в шатровую конструкцию (см. рис. 2). Каждая секция набирается из специальных отдельных панелей, часть из которых являются основными рабочими панелями первой ступени конденсации, другая часть - панелями второй ступени конденсации (дефлегматорами). Панели второй ступени конденсации по конструктивному решению аналогичны основным рабочим панелям, по несколько короче их, и на одной из трубных досок предусмотрена установка съемной герметичной камеры, предназначенной для сбора и удаления неконденсирующихся газов (воздуха). Пар попадает в панели первой ступени (рассчитанные па конденсацию примерно 85 % поступающего в секцию пара), а оставшийся неконденсиро-вавшийся пар пропускается через сливной коллектор секции в противопоточ-ные панели второй ступени - дефлегматоры. Здесь пар, поступая в трубы снизу, навстречу стекающему в сливной короб конденсату, подогревает последний, исключая возможность его замерзания. Подогрев конденсата из панелей первой ступени осуществляется пескондепсировапным паром, идущим через

сливной короб секции вместе с конденсатом из этих панелей. Панели в секции собираются путем их установки на металлический каркас шатровой конструкции КВО. При этом обычно панели-дефлегматоры размещаются в средней части каждой секции, а основные рабочие панели - с каждой стороны от панелей-дефлегматоров Процесс конденсации пара из панелей второй ступепи наиболее эффективен, если образующийся конденсат стекает по части внутренней поверхности трубы, что снижает влияние экранирующего слоя конденсата. Это достигается путем наклона труб относительно вертикальной оси. Наилучшим образом это реализуется в аппаратах с шатровым расположением тепло-обменных секций. Угол между секциями шатра для достижения максимального теплосъема принимается в пределах 45°...65°.

Кроме того, выполнен обзор литературы о элементах КВО и производителях аппаратов воздушного охлаждения

Первая ступень конденсации Вторая ступень конденсации

С дефлегматор}

Неконденсируюидаеся газы

Третья глава посвящена разработке методики расчета конденсатора с воздушным охлаждением.

Уравнение теплового баланса записывается в виде:

Ок=оп{Кх-кяг)п = в„са{та2-та1), (1)

где Ок - тепловой поток (количество теплоты), передаваемый поверхностью теплообмена конденсаторных секций воздуху; С,„ С„ — массовый расход пара и воздуха в конденсаторные секции; ]1П| \\„2 - энтальпия пара па входе в КВО и конденсата пара па выходе из него; Г[= 0,985 - коэффициент тепловых потерь; Си — удельная теплоемкость воздуха; ТаЬ Та2 - температуры охлаждающего воздуха на входе и выходе из КВО.

Вследствие малой интенсивности теплопередачи при охлаждении поверхностей воздухом при атмосферном давлении для повышения тепловой эффективности КВО применяются только оребренные трубы Оребренные трубы -основной конструктивный элемент КВО, определяющий эффективность его работы, металлоемкость и стоимость Коэффициент оребрения трубы определяется по формуле

(2)

где Р — полная площадь поверхности оребрения и Р„ - площадь наружной поверхности оребренной трубы

При вынужденной величина теплоотдачи зависит от числа Рейнольдса (Яе) и числа Прандтля (Рг) Коэффициент теплоотдачи определяется по эмпирической формуле

а = Ыи—*- = с. Яе'2 Рг<3

т 1

1^ хс

(3)

где N11 - число Нуссельта, (Рг) число Прандтля, Яе - число Рейнольдса, X - коэффициент теплопроводности жидкости, С|, с2 и Сз - определяют опытным путем Число Рейнольдса определяется по формуле

V '

где и - коэффициент кинематической вязкости жидкости, ж - скорость жидкости

При опускном движении пара и пленки конденсата средний по длине трубы коэффициент теплоотдачи при полной и частичной конденсации внутри труб насыщенного и перегретого пара как при ламинарном, так и при турбулентном режимах течения пара и пленки конденсата определяется по формуле

IX

^х

а =°'9215Л' [¡¡„10 + 0,345—сове КеС I V 4

1+-

(схАхВ)

вт <9 + 0,345— соей» с/,

(4)

где Кепл - число Рейнольдса в выходном сечении трубы Кс . ?('. Са - число

Галилея, Сга =

, с - 0,075, В = 1 - для труб из цветных металлов и В =

0,72 труб для из нержавеющей стали, А - безразмерный параметр,

А = 4Ке,,Оа

р"

/

, - плотность теплового по-

тока на стенке трубы, Вт/м, дг =0(\-хВЬ1Х)/л:с1^ - плотность теплового потока за счет теплоты фазового перехода, Вт/м, Ъпп1л^Ъ -

плотность теплового потока за счет перегрева пара, Вт/м, р = — относительная величина плотности теплового потока за счет перегрева пара, АЬ„ „ = „ — й4 — энтальпия перегрева пара на входе в трубу, Дж/кг, /г„ „ - энтальпия перегретого пара на входе в трубу, Дж/кг, - энтальпия насыщенного пара на входе в трубу, Дж/кг, хВых - массовое расходное паросодержание в выходном сечении трубы, С — массовый расход пара на входе в трубу, кг/с Теплофизические свойства определяются при температуре насыщения пара на входе в трубу

Коэффициент теплоотдачи конвекции от оребрения к воздуху для пучков труб с накатными, навитыми завальцованными, КЬМ-ребрами, Ь-ребрами, и также шайбовыми и спирально-ленточными, с погрешностью ±15 %, конвективный коэффициент теплоотдачи определяется по формуле

а, (5)

(6)

где Р коэффициент формы пучка, Р — ^ , Сг - поправочный коэффициент

на влияние поперечных рядов труб, Су - поправочный коэффициент на влияние угла атаки воздухом пучка труб, И - высота ребра, б - шаг ребра, Б) -поперечный шаг труб в пучке, - продольный шаг труб в пучке, 8' - диагональный шаг труб

Средний конвективный коэффициент теплоотдачи от оребрения к воздуху, отнесенный к полной поверхности оребрения, определяется по формуле

а=[тЕ'г¥+1г)а', (7)

где Е — коэффициент эффективности ребра, (1 - коэффициент профиля поперечного сечения ребра

Для круглых шайбовых и спиральных ребер постоянной толщины коэф-

фициент Е находится в зависимости от параметров тИ = /1^2ак/АрА и ¿//У0 по

рис 3 6, а Для этих же ребер коэффициент ц = 1 Для круглых ребер трапецеидального поперечного сечения значения Е определяются также по рис 4,а, а коэффициент ц, учитывающий влияние уширения ребра к основанию, нахо-

дится по рис 3 6,6 в зависимости от параметров /и/г иВ параметре тИ величина - коэффициент теплопроводности материала ребра

Коэффициент неравномерности теплоотдачи по поверхности круглого ребра при тИ = 0,1 3,7 вычисляется по формуле

= 1-0,058ш/г (8)

Коэффициент теплопередачи биметаллической трубы, отнесенный к полной площади ^ поверхности оребрения (рис 5)

+-—-т\ —1+- '

Л,

к =

1 (»/„ <рс/„

а, с),

(9)

2\.Т \ (1, } с!К 2Я. 1, </„ где - коэффициент теплоотдачи с внутренней стороны трубы, а а - приведенный коэффициент теплоотдачи от оребрения к воздуху, отнесенный к полной поверхности оребрения, >чт - коэффициент теплопроводности материала стенки несущей трубы, - коэффициент теплопроводности алюминия или сплавов, из которых выполнена ребристая оболочка, Як - термическое контактное сопротивление, <р — коэффициент оребрения трубы, </// - наружный диаметр несущей трубы, с1к - диаметр контактирования поверхности несущей трубы и ребристой оболочки Обычно с/к = (¡и Толщины стенок 8СТ несущей трубы ребристой обточки 5а, малы по сравнению с их диаметрами

Для приварных ребер, навитых или насадных с последующей папкой или горячим цинкованием поверхности оребрения, механический контакт считается совершенным Трубу можно рассматривать как монометаллическую (рис 4,6), и коэффициент теплопередачи, отнесенный к полной площади поверхности оребрения, можно подсчитывать по формулам

1 (рс!0

а. а.

1пр!- + — 2\т I (/, I а

к =

Атг

Р, \ + 'а

(10)

(П)

Для перекрестно-точной схемы движения средний температурный напор при противотоке определяется по формуле

(12)

1п

Т.1-Т,

~т'

где £тдг - поправочный коэффициент, учитывающий влияние отклонения схемы движения теплоносителей от противотока, зависящий от безразмерных темпера-

т„, -т.,

турных параметров р =

г„, -г,, тг2 -г.

И й =-

Т„2 ~Т„I

Рис 3 Схема изменения температур по сечению биметаллическои (а) монометаллической (б) оребренных труб

Аэродинамическое сопротивление КВО представляет потери давления охлаждающего воздуха по тракту, равные

АРа=АР2+АРу2+АР'2 (13)

где Др2 - потери давления изотермического потока воздуха на секции, Дру2 -потери давления от ускорения потока воздуха вследствие его нагревания, Др'2 -потери давления воздуха при выходе из вентилятора в диффузор

~ рх\>2 „ рю1 „ ,

= = =Еи хрх (и)

где С, - коэффициент сопротивления пучка, С„ — коэффициент сопротивления, отнесенный к одному поперечному ряду труб, р — плотность охлаждающего воздуха при его средней температуре в пучке, кг/м3, - скорость воздуха в проходном сечении, по которому вычисляли значения С, или Ей в соответствующих расчетных уравнениях, м/с Численные значения С, или Ей вычисляются по критериальным зависимостям вида С, = /{Яс) или Ей =ЛЯе) для компоновочных параметров пучка и геометрических размеров оребренных труб проектируемого КВО

В результате нагревания охлаждающего воздуха появляется дополнительное сопротивление от ускорения потока ДрУ2, вызываемое изменением плотности и скорости воздуха Потери давления вследствие ускорения воздуха, Па

Ар 2 = 2{Т<" " ЫРЧ2 п5)

КВО по межтрубному пространству сообщается с атмосферой, вследствие чего необходимо учитывать сопротивление самотяги Др'2 из-за разности плотно-

стей воздуха в теплообменных секциях и окружающей среде Потери давления от самотяги, Па,

Ар'2=(р -pJgAhi (16)

где р0 - плотность окружающей атмосферы, кг/м3, g - гравитационное ускорение, м/с2, Ahí - разница уровней входа и выхода воздуха в КВО, м

Вентилятор служит для прокачивания воздуха через межтрубное пространство теплообменных секций Для отвода теплоты от пара требуется невысокая плотность и значительное количество воздуха при небольшом статическом напоре Этим требованиям отвечают осевые вентиляторы, что и предопределило их применение в КВО

Четвертая глава содержит пример расчета величины поверхности секций конденсатора воздушного охлаждения при конденсационном режиме работы паровой турбины Расчет основных элементов соответствующего конденсатора воздушного охлаждения проведен для иорданской парогазовой установки с котлом-утилизатором «Рыхаб» Она генерирует около 17 % иорданской электроэнергии (в 2005 г) Она работает на природном газе Для конденсации пара используется воздушный конденсатор - шатровый нагнетательный тип и двухрядные шахматные компоновке, при расчетной температуре 36 °С Производителем воздушных конденсаторов является компания GEA

Число конденсаторных секций 104 (длина труб 9,1 м), и число конденсаторных секций 24 и (длина труб 8,4 м) Каждой состоит из 111 оребренных труб На 8 секции устанавливается один вентилятор, его диаметр 9,144 м Вентилятор состоит из 8 лопастей и работает со скоростью 120 оборотов в минуту Материал труб и ребер гальванизированная углеродистая сталь и поперечное сечение ребер прямоугольник КПД электростанции Рыхаб 48 %

Табл 2 Состав Рыхаба электростанции

блок мощность МВт Производитель турбины Год установления Температура °С

На входе На выходе

ГТУ ГТ 30X2 EGT/ALSTHOM 1994-1996

ПГУ ГТ 100 EGT/ALSTHOM 1995 1200 565

ГТ 100 GE 2002 1200 565

пт 100 DOOSAN 2006 515 67

Исходные данные для расчета конденсаторных секций конденсатора Расчет производим для конденсационного режима работы паровой турбины рабочее давление - Рр,„1 = 0,3027 кПа, энтальпия пара на входе в конденсатор - Ьп2 =

2320 кДж/кг; энтальпия конденсата на выходе из конденсатора - Ь„| = 290,1 кДж/кг; расход пара - 01к =378040 кг/ч; число ходов пара по трубам - Ъ^ = 1; охлаждающая среда - воздух.

Разработки вариантов конструкции воздушного конденсатора для иорданской парогазовой установки с котлом-утилизатором «Рыхаб» (100 МВт паротурбинная установка):

1- допустим установлены двухрядные шахматные компоновке пучков труб со эллиптическим оребрением, их геометрические характеристики которые: а=55мм, Ь=18мм; высота ребра 1з=13мм; толщина ребра Л= 0,5мм, шаг ребра 2,5мм; толщина стенки трубы 8Ст = 2 мм;

| I

Рис. 4: а - эллиптические грубы с прямоугольником оребрением (установленная); б - эллиптические трубы с эллиптическим оребрением (первый вариант); с - круглые трубы со круглом оребрением (второй вариант)

Рис. 5 Схема методики расчета конденсатора с воздушным охлаждением

2- допустим установлены двухрядные шахматные компоновке пучков круглого поперечного сечения наружной трубы со круглом оребрением Труба изготовлена из стали 10 наружный диаметр трубы (1н= 25 мм, толщина стенки трубы 5ст = 2 мм, внутренний диаметр трубы с1) =21 мм Ребра стали 10 Ь = 13 мм, Д = 0,5 мм, в = 2,5 мм Результаты проведенных расчетов сведены в таблицу 3

Таблица 3 - Технические расчетные характеристики конденсатора воздушного охлаждения для иорданской парогазовой установки с котлом-утилизатором «Рыхаб»

Наименование Эллиптическая труба с эллиптическим оребрением Круглая труба с круглом оребрением

Полная площадь поверхности оребрения 1м 1,75555 м2 1,3363 м2

Коэффициент оребрения трубы 14,27 17,62

Ширина в свету теплообменной секции 2,44 м 2,44 м

Общее число труб в секции 103 шт 87 шт

Площадь поперечного сечения трубок одного хода для водяного пара в секции 0,063098 м2 0,03013 м2

конденсаторные секции

Установленная площадь поверхности теплообмена одной конденсаторной секции 1265,72 м2 813,8 м2

Длина трубы 7 м 7 м

Фронтальное сечение аппарата 67,8 м2 67,83 м2

Рабочий расход воздуха 610,55х10'м/ч 610,55х10'м/ч

Скорость воздуха в сжатом поперечном сечении пучка 5,79 м/с 5,5 м/с

Число конденсаторных секции 216 448

число вентиляторов конденсаторных секции 54 112

Подогрев воздуха в одной конденсаторной секции 17,5 °С 8,44 °С

Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха 37,7 Вт/м2К 32,06 Вт/м2К

Коэффициент теплоотдачи со стороны пара 19,1 кВт/м2К 23 кВт/м2К

Коэффициент теплопередачи оребренной трубы 36,02 Вт/м2К 30,5 Вт/м2К

Средний температурный напор 21,1 °С 26,5 °С

Расчетная площадь поверхности теплообмена одной конденсаторной секции 1124 м2 509,7 м2

Невязка принятой поверхности теплообмена с расчетной 11,25 % 37%

Аэродинамическое сопротивление конденсаторных секций 57,64 Па 61,17 Па

Мощность, потребляемая электродвигателем вентилятора 18,6 кВт 19,78 кВт

Мощности привода вентилятора 21,4 кВт 22,75 кВт

Наименование Эллиптическая труба с эллиптическим оребре-нием Круглая труба с круглом оребре-нием

дефлегматорные секции

Длина трубы 6,5 м 6,5 м

Установленная площадь поверхности теплообмена одной секции 1175,3 м2 755,67 м2

Фронтальное сечение аппарата 62,95 м2 62,95 м2

Рабочий расход воздуха 610,55х10'м/ч 610,55х103м/ч

Скорость воздуха в сжатом поперечном сечении пучка 5,35 м/с 5,9 м/с

Число конденсаторных секции 48 64

число вентиляторов конденсаторных секции 12 16

Подогрев воздуха в одной конденсаторной секции 13,92 "С 10,47 °С

Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха 36,31 Вт/м2К 38,43 Вт/м2К

Коэффициент теплоотдачи со стороны пара 4,96 кВт/м2К 21 кВт/м2К

Коэффициент теплопередачи оребренной трубы 32,19 Вт/м2К 36,02 Вт/м2К

Средний температурный напор 23,35°С 25,4°С

Расчетная площадь поверхности теплообмена одной конденсаторной секции 903,03 м2 556,34 м2

Невязка принятой поверхности теплообмена с расчетной 23,1% 26%

Аэродинамическое сопротивление конденсаторных секций 51,52Па 45,6Па

Мощность, потребляемая электродвигателем вентилятора 16,65 кВ 14,7 кВт

Мощности привода вентилятора 19,14 кВт 17кВт

Проведенные расчеты КВО показывают

1) Величина конвективного коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха играет большую роль в определение величины коэффициента теплопередачи оребренной трубы коэффициент теплопередачи оребренной трубы и находится в пределах величин 30 50 Вт/(м2 К)

. 2) Начальная температура воздуха не имеет большого влияния на величину коэффициента теплоотдачи воздуха, но она имеет большой влияние на средний температурный напор Уменьшение расчетной начальной температуры воздуха увеличивает средний температурный напор, следовательно, уменьшает расчетной площади поверхности КВО

б

Рис 6 Схема конденсаторных и дефлегматорных секций для эллиптических труб (а) и для круглых труб (б)

3) Снижение влияния экранирующего слоя конденсата и получение наиболее эффективный процесс достигнут путем наклона труб относительно вертикальной оси Наилучшим образом это реализовано в аппаратах с шатровым расположением теплообменных секций Увеличение ориентированного угла секций уменьшает конвективный коэффициент теплоотдачи пара и увеличивает проектирующую поверхностью

4) Относительная расчетная площадь поверхности конденсата круглых труб с круглом оребрением к установленной площади поверхности конденсата Рыхаба электростанции равно 0,95, а к эллиптическим трубам равно 1,25 Это получается, потому что используются разные эмпирические формул, и каждая формула имеет свою погрешность, но видно, что эллиптические трубы имеют преимущество на круглые трубы

5) Расчеты металлоемкости показывают, что металлоемкость варианта круглых труб большие, чем металлоемкость варианта эллиптических труб в 1,5 раза Расчет величины поверхности секций конденсатора показывает, что вариант круглых труб занимает большие поверхности земли, чем вариант эллиптических труб почти в два раза

а) б)

Рис. 7: а) - Влияние расчетной температуры воздуха на расчетную площадью поверхности секций КВО (эллиптические трубы); б) - Влияние средней температуры воздуха на конвективный коэффициент теплоотдачи воздуха в секций КВО при различных скоростях воздуха (эллиптические трубы)

Ориентированный утл секций ((>")

Рис.8 Влияние ориентированного угла секций на конвективный коэффициент теплоотдачи пара

6) Одним из основных способов достижения высокого термического КПД паротурбинной установки является понижение параметров пара за турбиной. С понижением давления и температуры отработавшего в турбине пара уменьшается количество теплоты, передаваемой холодному источнику, что, как известно из термодинамики, при неизменных параметрах свежего пара повышает мощность турбины и экономичность цикла в целом (см. рис. 9). При высокой

температуре понижение параметров пара за турбиной трудно обеспечиться, поэтому предполагается использовать паротурбинные установок с воздушным конденсатором в составе комбинированных

Рис 9 Отношение между мощностью турбины и давлением в конденсаторе (при входе в турбине Т=420°Си Р=20МРа), где Р- давление конденсатора, н>Ма-относитечышя мощность, и1- мощность турбины с массовым паросодержанием

0 95 и давлением конденсатора Р, и'„- мощности с массовым паросодержанием 0 95

и давлением конденсатора 4 кПа

7) Потеря в энергетической эффективности от вентиляторов считается на уровне установки 1 % (ПГУ) Эта потеря за большей защитой водных ресурсов считается разумным решением Потребители обычно используют электроэнергию больше, чем им нужно, особенно в ЖКХ Уменьшение чрезмерного использования энергии более важно, чем компенсация потенциального незначительного снижения эффективности из-за воздушного охлаждения Например, в США потребители тратят на электроэнергию в ЖКХ в два раза больше, чем им нужно Таким образом, любые потери энергетической эффективности, связанные с воздушным охлаждением, могут быть легко возмещены через управление нацеленного требования

Заключение

В результате проделанной работы можно сделать следующие выводы

1 Анализ научных публикаций и трудов по теме диссертации показал, что в настоящее время вопрос применения КВО в энергетике слабо изучен, недостаточно информации и литературы, однако, вопросы применения и конструкции аппаратов воздушного охлаждения широко освещены в изданиях, посвященных нефтехимической промышленности,

2 Результат исследования существующих конструкций КВО и выбор оптимальной конструкции для осуществления конденсации водяного пара показал, что для стационарных установок конденсации водяного пара наиболее приемлема конструкция фирмы GEA, т е шатровое расположение теплообменных секций с нижним размещением вентиляторов,

3 Коэффициенты теплопередачи в КВО обычно не превышают 16 60 Вт/(м2 К), поэтому все типы систем с воздушным охлаждением требуют большого поверхностного охлаждения, чтобы полностью конденсировать пар, чем система водного охлаждения Тем не менее, в некоторых случаях высота естественной тяговой градирни может быть даже больше чем системы воздушного охлаждения - вплоть до 150 метров Системе воздушного охлаждения не нужны дополнительные трубы для поставки воды и обратной линии Оборудование воздушного охлаждения почти в два раза больше градирни водного охлаждения и могут потребовать земли для очистки Последние разработки систем охлаждения предполагают уменьшать необходимую площадь С тех пор как парогазовая установка является самым популярным типом сооружения ТЭС, текущие рыночные условия для нового поколения ТЭС уже значительно уменьшили средние размеры установки для воздушного охлаждения Кроме того, если воздушное охлаждение требует больше земли, оно позволяет располагать электростанции в менее экологически чувствительных местах, а не привязывать к источнику водоснабжения Любая дополнительная земля не может увеличивать цену земли, поскольку покупная цена земли далеко от порта может быть значительно ниже, чем та же земля около порта

4 Результаты расчетов были сравнены с результатами расчета аналогичных показателей других авторов и можно сделать вывод, что расчеты произведены верно, т к отличия величин находятся в пределах инженерной погрешности

5 Срок службы КВО из стальных оцинкованных труб прогнозируется до 40 лет Так, срок эксплуатации первых КВО фирмы GEA из оцинкованных труб уже превысил 40 лет («Аль-Хуссейи» электростанция, Иордания — с 1977 г)

6 Если добавочная вода доступна, внедрение систем гибридного охлаждения позволяет сохранять воду, избегать высокой стоимости системы воздушного охлаждения и гарантировать сравнительно глубокий вакуум По сравнению с системой воздушного охлаждения, они могут достигнуть существенной эффективности в течение пиковых периодов жаркой погоды

7 Температура наружного воздуха и место строительства установки оказывают существенное влияние на работу ПГУ через характеристики ГТУ Необходимо иметь в виду, что изменение этих характеристик оказывает влияние и на характеристики парового контура ПГУ Поэтому надо внимательно выбрать место строительства установки В теплые месяцы необходимо охлаждать воздух перед входом в компрессор, чтобы повышать мощность газовой турбины, так как ее мощность прямо пропорциональна массе объемного расхода воздуха

Содержание диссертации опубликовано в следующих работах:

1 Боровков В М , Абу-Рахма Т М Термодинамические показатели парогазовых установок // Проблемы экономии топливно-энергетических ресурсов на промпредприятиях и ТЭС Межвуз сб науч тр / ГОУВПО СПб ГТУРП СПб, 2006 С 10-17

2 Боровков В М , Абу-Рахма Т М Влияние воздушного охлаждение на окружающую среду по сравнению с водным охлаждением // Проблемы экономии топливно-энергетических ресурсов на промпредприятиях и ТЭС Межвуз сб науч тр / ГОУВПО СПб ГТУ РП СПб , 2006 С 174-178

3 Боровков В М , Абу-Рахма Т М Внедрение система параллельного охлаждения в странах с нехваткой воды // Фундаментальные исследования в технических университетах Материалы X Всероссийской конференции по проблемам науки и вышей школы 18-19 мая 2006 года-СПб Изд-во Политехи ун-та, 2006 С 265-266

4 Абу-Рахма Т М , Бородина О А , Боровков В М Энергетика Иордании // XXXIV неделя науки СПбГПУ Материалы Всероссийской межвузовской научно-технической конференции студентов и аспирантов Ч II СПб Изд-во Политехи ун-та, 2006 С 135-137

5 Абу-Рахма Т М , Боровков В М Иорданские электростанции с воздушным конденсатором // XXXV неделя науки СПбГПУ Материалы Всероссийской межвузовской научно-технической конференции студентов и аспирантов Ч II СПб Изд-во Политехи ун-та, 2006 С 108-109

6 Боровков В М , Абу-Рахма Т М Влияние окружающей температуры воздуха на мощность газовой турбины // Проблемы энергетики (Изв высш учеб заведений) 2006 № 1-2 С 3-7

7 Боровков В М , Абу-Рахма Т М Конденсационные установки паровых турбин с гибридным охлаждением // Мат науч конф "Научные исследования инновационной деятельность" СПб , 2007 С 86-91

8 Borovkov V, Abu-Rahmeh T M The impacts of air cooled condenser on the environment and the design parameters / Proceeding of the 5th Baltic Heat Transfer Conference (5lh BHTC) 19-21 Sept, 2007 -Saint Petersburg State Polytechnic University - Saint Petersburg-Russia pp 161-167

Лицензия ЛР №020593 от 07 08 97

Подписано в печать 02 10 2007 Формат 60x84/16 Печать цифровая Уел печ л 1,0 Тираж 100 Заказ 205Ib

Отпечатано с готового оригинал-макета, предоставленного автором, в Цифровом типографском центре Издательства Политехнического университета 195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул , 29 Тел 550-40-14

Тел/факс 297-57-76

Введение

1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ И ПЕРСПЕКТИВЫ 15 ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПГУ

1.1 Энергетика Иордании 15 1.1.1 Действующие электростанции в Иордании 15 1.1.2Стратегия развития электроэнергетики Иордании

1.2 Проблема воды в Иордании

1.3 Иорданские электростанции с воздушными конденсаторами 19 1.3.1 «Аль-Хуссейн» электростанция

1.3.2«Рыхаб» электростанция

1А Этапы развития и особенности парогазовых установок

1.5 Термодинамические показатели парогазовых установок с котлом-утилизатором

1.6 Тепловые потоки и показатели ПГУ с одноконтурным КУ

1.7 Тепловые потоки и показатели ПГУ с двухконтурным КУ

1.8 Термодинамические показатели парогазовых установок с ВПГ И НПГ

1.9 Обзор показатели конденсационных парогазовых установок

ПГУ КЭС

2. КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ

2.1 Работа конденсационной установки и ее основных элементов

2.2 Типы конденсаторов

2.2.1 Конденсаторы смешивающего типа

2.2.2 Поверхностные конденсаторы

2.3 Классификация поверхностных конденсаторов

2.3.1 Конденсатор с водяным охлаждением

2.3.2 Конденсатор с воздушным охлаждением (КВО)

2.3.3 Конденсатор с гибридным охлаждением

2.4 Классификация конденсаторов с воздушным охлаждением (КВО)

2.4.1 Классификация по способу воздушного охлаждения

2.4.2 Классификация по пространственному расположению вентилятора и трубных пучков

2.4.3 Классификация по числу ступеней конденсации: одноступенчатые, 76 двухступенчатые

2.5 Конструкция КВО и процесс конденсации пара

2.6 Трубы панелей КВО

2.7 Аэродинамические элементы КВО

2.8 Обзор литературных источников 88 3. МЕТОДИКА РАСЧЕТА КОНДЕНСАТОРА С ВОЗДУШНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ

3.1 Описание методики исследования

3.2 Тепловой расчет конденсатора с воздушным охлаждением

3.2.1 Уравнение теплового баланса

3.2.2 Определение коэффициента оребрения труб

3.2.3 Определение коэффициента теплоотдачи

3.2.4 Определение среднего температурного напора

3.3 Аэродинамический расчет КВО

3.4 Выбор вентиляторов

3.5 Определение геометрических размеров КВО

3.6 Шахматные пучки круглых труб со спиральными накатными и навитыми ребрами

• 3.7 Шахматные пучки труб с эллиптическим оребрением

3.8 Гидравлический расчет

3.9 Гидравлическое сопротивление и теплоотдача при конденсации в горизонтальных трубах

ЗЛО Гидравлическое сопротивление при конденсации в вертикальных трубах 120 3.11 Теплоотдача внутри труб, произвольно ориентированных в пространстве 121 4.РАСЧЕТА ВЕЛИЧИНЫ ПОВЕРХНОСТИ СЕКЦИЙ КОНДЕНСАТОРА ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ПРИ КОНДЕНСАЦИОННОМ РЕЖИМЕ РАБОТЫ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

4.1 Исходные данные

4.2 Уравнение теплового баланса

4.3 Методика расчета поверхности секций конденсатора воздушного охлаждения

4.4.1 Определение поверхности и размеров эллиптических труб конденсаторных секций

4.4.2 Определение характеристик вентилятора

4.4.3 Определение числа конденсаторных секции и числа вентиляторов

4.4.4 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха

4.4.5 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара

4.4.6 Определение коэффициента теплопередачи оребренной трубы и площади теплообмена конденсаторной секции

4.4.7 Определение среднего температурного напора

4.4.8 Расчет аэродинамических сопротивлений конденсаторных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.4.9 Расчет дефлегматорных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.4.10 Определение поверхности труб дефлегматорных секций

4.4.11 характеристики вентиляторов дефлегматорных секций

4.4.12 Определение числа вентиляторов дефлегматорных секций

4.4.13 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха

4.4.14 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара

4.4.15 Определение коэффициента теплопередачи оребренной трубы и площади теплообмена дефлегматорных секции

4.4.16 Определение среднего температурного напора

4.4.17 Определение расчетной площади поверхности теплообмена 139 одной дефлегматорной секции

4.4.18 Аэродинамический расчет дефлегматорных секций 140 4.5Второй вариант 141 4.5.1 Определение поверхности и размеров круглых труб конденсаторных секций 141 4.5.20пределение характеристик вентилятора

4.5.3 Определение числа конденсаторных секции и числа вентиляторов

4.5.4 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха

4.5.5 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара

4.5.6 Определение коэффициента теплопередачи оребренной трубы и 149 площади теплообмена конденсаторной секции

4.5.7 Определение среднего температурного напора

4.5.8 Расчет аэродинамических сопротивлений конденсаторных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.5.9 Расчет дефлегматорных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.5.10 Определение поверхности труб дефлегматорных секций

4.5.11 характеристики вентиляторов дефлегматорных секций

4.5.12 Определение числа вентиляторов дефлегматорных секций

4.5.13 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха

4.5.14 Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара

4.5.15 Определение коэффициента теплопередачи оребренной трубы и площади теплообмена дефлегматорных секции

4.5.16 Определение среднего температурного напора

4.5.17 Определение расчетной площади поверхности теплообмена одной дефлегматорной секции 157 Расчет аэродинамических сопротивлений дефлегматорных секций конденсатора воздушного охлаждения

4.6 Выводы

Актуальность работы

В настоящее время условия проектирования и строительства новых энергетических установок все более усложняются из-за дефицита технической воды для восполнения потерь воды и циркулирующей охлаждающей воды. Этот дефицит обостряется на фоне ухудшения качества воды, в связи с чем все большее число заказчиков паротурбинных установок в мире отдают предпочтение использованию воздушно-конденсационных установок. Многие страны стали сильно страдать «от нехватки воды в течение последних лет. В Иордании, которая является ближней восточной страной, водная доля на человека была 175 м3/год в 2003 году, а международные специалисты считают, что минимальная водная доля должна бьггь 1000 м в год[1].

На первый взгляд воздушно-конденсационные установки оказываются неподходящим вариантом для условий Иордании, её климат средиземноморский. За последнее 20 лет летняя среднемесячная температура росла и иногда превышала 40°С. Повышение температуры окружающей среды оказывает большое влияние на показатели электростанции, особенно, когда температура превышает расчетную температуру охлаждающего воздуха. Однако установка воздушного конденсатора является единственным вариантом из-за нехватки воды.

Объем водных запасов Земли выражается цифрой 1,35. 1,45 млрд. км3, но пресной воды немного, всего 2,5 % от общего количества, причем около 60.70 % ее находится в твердом состоянии. Оставшееся незначительное количество пресной воды неуклонно уменьшается вследствие возрастающего использования ее на цели охлаждения и очистки. Один кубический метр воды промышленного производства при сбросе загрязняет несколько сот кубометров воды[7]. Накопление и очистка водных стоков не исключают постоянной угрозы разового (залпового) загрязнения источников технического водоснабжения в аварийных ситуациях, а ликвидация последствий сопряжена со значительными материальными затратами, которые не способны восстановить равновесие в окружающей среде.

Процесс передачи теплоты от конденсирующегося пара к охлаждающему агенту осуществляется в теплообменном аппарате -конденсаторе. Конденсаторы бывают смешивающего и поверхностного типов. Необходимо отметить, что расходы охлаждающей воды на охлаждение различного оборудования составляют десятки тысяч кубометров в час. Использование такого большого количества воды заметно обострило экологическую обстановку не только стран с ограниченными источниками водоснабжения, но и страны со значительными запасами пресной воды.

Паровые турбины широко используются на электростанциях и промышленных предприятиях. Такие турбины являются приводом не только электрических генераторов, но также всех типов насосов, вентиляторов, компрессоров, мельниц, бумажных машин и так далее. Конденсаторы соединяются с выхлопами этих турбин, чтобы конденсировать пар. Вода и воздух обычно выбраны как охлаждающая среда. Вода может быть однократно использована (водное охлаждение с открытым циклом ) или неоднократно (водное охлаждение с закрытым циклом). Воздушное охлаждение использует атмосферу как холодный источник. Сегодня многие научные исследования обращают внимание на экологический аспект и отдают ему приоритет перед экономическим аспектом. Системы воздушного охлаждения имеют несколько экологических преимуществ и недостатков по сравнению с системами водного охлаждения.

Водяные системы охлаждения

На электростанциях и промышленных предприятиях охлаждающая вода отбирается из пресноводного потока или грунта или любого другого источника, где отвод воды и распределение является важной проблемой особенно во время засух. Эффективная градирня потребляет около десяти миллионов галлонов в день, и одноразовая система потребляет сотни миллионов галлонов воды в день [11]. Кардинальным решением проблемы сокращения водопотребления в теплоэнергетике является замена воды как рабочего охлаждающего агента, более доступным агентом в любой географической точке планеты - воздухом.

Поскольку системы с воздушным охлаждением не имеют испаряющихся потерь, поэтому не требуются поставки воды из градирни, и водное потребление на установках с воздушным охлаждением минимальное. Воздушное охлаждение может уменьшить использование и потребление воды приблизительно на 1-2 порядка величины по сравнению с оборотным-циклом водного охлаждения, и на 3-4 порядка величины по сравнению с прямоточным охлаждением. Тем не менее уровень уменьшения в водном потреблении меньший, поскольку одноразовое охлаждение возвращает большее количество воды в свой источник за исключением небольшой части испарения. В воздушном охлаждении вода используется только для случайной замены потерь из-за нормальных действий, регулярной очистки и эксплуатации систем, поэтому применение воздушного охлаждения сберегает около 2x106 м3/год воды на 1МВт мощности станции [22].

Забранная вода из прямоточного и оборотного-цикла охлаждения оказывает химические, термические и биологические воздействие на водные системы. Химическое влияние происходит с выгрузки химических веществ, которые намеренно добавлены к воде охлаждения, выпущенной в выброшенную воду как побочный продукт промышленного процесса. Такие химические вещества включают биоциды, анти-коррозию и необрастающие агенты, нефть, пепел, растворенные твердые вещества и другие добавки. Нагретая выброшенная вода может вызвать термическое влияние на водную среду. Выброшенная вода может вызвать биологические эффекты -(кислородные соединение ). Воздушное охлаждение устраняет все эти воздействия.

Воздушные эмиссии

Системы воздушного охлаждения имеют немного более высокий показатель отвода теплоты, чем системы водного охлаждения из-за того, что использование технологии воздушного охлаждения увеличивает температуру конденсации пара, которая в свою очередь увеличивает давление и температуру выхлопного пара из паровой турбины и уменьшает её мощность. Это дает более высокие удельные расходы топлива на кВтч произведенной электроэнергии, ведя к более высокому выбросу углекислоты и других загрязняющих веществ как, например, оксиды азота и угарного газа.

Потребители обычно используют электроэнергию больше, чем им нужно, особенно в ЖКХ. Уменьшение чрезмерного использования энергии более важно, чем компенсация потенциального незначительного снижения эффективности из-за воздушного охлаждения. Например, в США потребители тратят на электроэнергию в ЖКХ в два раза больше, чем им нужно [11]. Таким образом, любые потери энергетической эффективности, связанные с воздушным охлаждением, могут быть легко возмещены через управление нацеленного требования. Потеря в энергетической эффективности считается на уровне установки 1,5 %. Эта потеря за большей защитой водных ресурсов считается разумным решением, сравнимым с другим штрафом эффективности.

Минеральный дрейф

Испарительная градирня, связанная с оборотными системами водного охлаждения, отбирает теплоту через испарение части охлаждающей воды. Через процесс испарения соль и другие минералы в испаренной воде сбрасываются из градирни и могут попасть на соседние земли. Такие процессы, как например, обратный осмос могут удалять соль и другие минералы из воды. Воздушное охлаждение исключает испарение и, следовательно, полностью устраняет потенциальную проблему минерального дрейфа.

Устранение воздействия влажнопарового потока

Зимой в условиях сурового климата, когда низкая температура увеличивает непрозрачность испарившегося пара, влажнопаровой поток может быть проблемой вблизи электростанций, которые используют закрытый цикл охлаждающей системы с градирней. Хотя поток состоят только из безвредного водяного пара, они могут вызвать затенение соседних областей, а также вызвать обледенение дорог. Назначение воздушного охлаждения систем- не выпускать никакого пара в атмосферу и не иметь влажнопарового потока.

Требование дополнительных площадей

За счет диффузии воды коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха в градирнях примерно в 4 раза больше, чем в аппаратах воздушного охлаждения (АВО), где теплота отводится путем конвекции при температуре сухого термометра. Поэтому коэффициенты теплопередачи в АВО обычно не превышают 16-60 Вт/(м .К), а площади поверхностей охладитель л единичных модулей достигают 20 тыс. м (по оребрению) [17]. Поэтому все типы систем с воздушным охлаждением требуют большого поверхностного охлаждения, чтобы полностью конденсировать пар, чем система водного охлаждения -стандартная механическая тяговая градирня. Тем не менее, в некоторых случаях высота естественной тяговой градирни может быть даже больше чем системы воздушного охлаждения - вплоть до 150 метров. Системе воздушного охлаждения не нужны дополнительные трубы для поставки воды и обратной линии. Оборудование воздушного охлаждения почти в два раза больше градирни водного охлаждения и могут потребовать земли для очистки.

Последние разработки систем охлаждения предполагают уменьшать необходимую площадь. С тех пор как парогазовая установка является самым популярным типом сооружения ТЭС, текущие рыночные условия для нового поколения ТЭС уже значительно уменьшили средние размеры установки для воздушного охлаждения.

Агрегат охлаждения может быть уменьшен на теплоэлектроцентрали (ТЭЦ). Некоторое количество теплоты теряется через дополнительные трубы пара. Эта потеря уменьшает поверхность агрегата охлаждения на несколько процентов, что вполне достаточно, чтобы уменьшать поверхность конденсатора. Кроме того, если воздушное охлаждение требует больше земли, оно позволяет располагать электростанции в менее экологически чувствительных местах, а не привязывать к источнику водоснабжения. Любая дополнительная земля не может увеличивать цену земли, поскольку покупная цена земли далеко от порта может быть значительно ниже, чем та же земля около порта. Уровень шума

Любой электростанция является источником шума. И чем он больше, тем менее комфортно чувствует себя пользователь. Продолжительный шум может причинить вред нервной системе человека, поэтому очень важно предусмотреть меры защиты от шума путем установки шумопоглащающих систем. Обычно уровень шума измеряется, как «звуковое давление» LpA или , как «звуковая мощность» LWA. Звуковая мощность является постоянной величиной для данного оборудования, звуковое давление зависит от расстояния до источника шума. Например звуковое давление LpA от источника шума с 1ЖА=100дБ(А) на расстоянии 7 метров составит 72 дБ(А).

Худшие теплофизические свойства воздуха потребовали во много раз увеличить расход охлаждающей среды, для чего необходимо применять осевые вентиляторы весьма больших габаритов с малой частотой вращения 3.7 с*1 и напором 120.300 кПа. Незначительный коэффициент теплоотдачи с воздушной стороны

16. .60 Вт/(м К)) привел к увеличению габаритов и металлоемкости аппаратов[17].

Большой конденсатор с воздушным охлаждением, разработанный без учета уровня шума, имеет типичный уровень звукового давления 65 .70 дБ(А) на расстоянии 120 метров от периметра агрегата. Большую часть шума создают вентиляторы охлаждения. Тем не менее градирни также использует вентиляторы, которые производят аналогичные уровни возникновения шума. На том же расстоянии 120 метров, градирни имеют уровень шума 62 дБ(А). Подходящие средства уменьшения шума легко доступны и широко используются. Например, анализ вариантов охлаждения для электростанции Дйтаон в Массачусетсе (новое средство воздушного охлаждения, водное охлаждение, водо-воздушное охлаждение) демонстрирует, что уровень шума был тем же для всех трех типов систем охлаждения.

При эксплуатации аппаратов воздушного охлаждения при наличии в воздухе агрессивных сред алюминиевые трубы начинают выходить из строя через 3.7 лет, в других условиях они служат 9. 15 лет. Применение стальных оцинкованных труб и биметаллических труб (внутренняя труба - латунь, нержавеющая сталь; наружная - сплав алюминия) существенно повышают срок эксплуатации КВО примерно до 30. .40 лет [31].

Описанные выше преимущества воздушного охлаждения приводят к выводу о необходимости использования для конденсации пара доступного в любом географическом регионе и не требующего оплаты охлаждающего агента - воздуха.

Конденсатор с воздушным охлаждением (КВО) используется для конденсации, охлаждения паровых, газообразных и жидких сред с температурой от минус 40 до плюс 300°С, давлением до 6,4 МПа, они использут ются при температуре окружающего воздуха от минус 55 до плюс 55°С и в условиях сильного изменения температур между охлаждаемым и охлаждающим телами, что позволяет применять их для конденсации отработавшего пара паровых турбин на ТЭЦ [7].

Цели диссертационной работы

Целью диссертационной работы является исследование оптимальной конструкции для применения конденсаторов воздушного охлаждения в теплоэнергетике для условий Иордании - при жарком климате и нехватки воды-.

В соответствии с поставленными целями решались следующие задачи:

- анализ научных публикаций и трудов по теме диссертации (общий обзор по теме);

- анализ информации с целью определения наиболее крупных производителей соответствующего оборудования и комплектующих для производства КВО;

- исследование существующих конструкций конденсаторов воздушного охлаждения и выбор оптимальной конструкции для осуществления конденсации водяного пара;

- сравнение затрат электроэнергии на привод вспомогательного оборудования данной турбоустановки (только для конденсации отработавшего пара) в случае применения традиционного конденсатора в сочетании с градирней и в случае использования КВО;

- обобщение данных по опыту проектирования, строительства и эксплуатации КВО в России и за рубежом.

- разработка методики расчёта воздушных конденсаторов.

Первая Глава- СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ И ПЕРСПЕКТИВЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПГУ

4.6 Выводы

Проведенные расчеты КВО показывают:

1-Величина конвективного коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха играет большую роль в определении величины коэффициента теплопередачи оребренной трубы, коэффициент теплопередачи оребренной трубы находится в пределах 30.50Вт/(м2К).

Рис. 4.5 Влияние расчетной температуры воздуха на расчетную площадью поверхности секций КВО (эллиптические трубы).

2- Начальная температура воздуха не оказывает большого влияния на величину коэффициента теплоотдачи, но она имеет большое влияние на средний температурный напор. Уменьшение расчетной начальной температуры воздуха увеличивает средний температурный напор, следовательно, уменьшает расчетную площадь поверхности КВО.

СМ Вт/М2К w,=10м/с ■ w.=8m/c wa=6M/c -*

25

30

35

40

Та "С

45

Рис.4.6 Влияние средней температуры воздуха на конвективный коэффициент теплоотдачи воздуха в секций КВО при различных скоростях воздуха (эллиптические трубы).

3- Снижение влияния экранирующего слоя конденсата и получение наиболее эффективный процесс достигнут путем наклона труб относительно вертикальной оси. Наилучшим образом это реализовано в аппаратах с шатровым расположением теплообменных секций. Увеличение ориентированного угла секций уменьшает конвективный коэффициент теплоотдачи пара и увеличивает проектирующую поверхностью.

Рис.7 Влияние ориентированного угла секций на величину конвективного коэффициента теплоотдачи пара.

4- Относительная расчетная площадь поверхности конденсатора круглых труб с круглым оребрением к установленной площади поверхности конденсата Рыхаба электростанции равно 0,95, а к эллиптическим трубам равно 1,25. Это получается, потому что используются разные эмпирические формулы, и каждая формула имеет свою погрешность, но видно, что эллиптические трубы имеют преимущество перед круглыми трубами.

5- Расчет металлоемкости показывает, что металлоемкость варианта круглых труб больше, чем металлоемкость варианта эллиптических труб в 1,5 раза, расчет величины поверхности секций конденсатора показывает, что вариант круглых труб занимает земля больше, чем вариант эллиптических труб почти в два раза.

6- Вентиляторы варианта эллиптических труб потребляют 49% мощности, потребляемой вентиляторами варианта круглых труб.

7- Потеря в энергетической эффективности от вентиляторов считается на уровне установки 1 % (ПГУ). Эта потеря за большей защитой водных ресурсов считается разумным решением. Потребители обычно используют электроэнергию больше, чем им нужно, особенно в ЖКХ. Уменьшение чрезмерного использования энергии более важно, чем компенсация потенциального незначительного снижения эффективности из-за воздушного охлаждения.

Заключение

В результате проделанной работы можно сделать следующие выводы:

1.анализ научных публикаций и трудов по теме диссертации показал, что в настоящее время вопрос применения КВО в энергетике слабо изучен, недостаточно информации и литературы, однако, вопросы применения и конструкции аппаратов воздушного охлаждения широко освещены в изданиях, посвященных нефтехимической промышленности;

2.результат исследования существующих конструкций КВО и выбор оптимальной конструкции для осуществления конденсации водяного пара показал, что для стационарных установок конденсации водяного пара наиболее приемлема конструкция фирмы GEA, т.е. шатровое расположение теплообменных секций с нижним размещением вентиляторов; л

3. Коэффициенты теплопередачи в КВО обычно не превышают 16-60 Вт/(м .К), поэтому все типы систем с воздушным охлаждением требуют большого поверхностного охлаждения, чтобы полностью конденсировать пар, чем система водного охлаждения

4.результаты расчетов были сравнены с результатами расчета аналогичных показателей других авторов и можно сделать вывод, что расчеты произведены верно, т.к. отличия величин находятся в пределах инженерной погрешности;

5. Срок службы КВО из стальных оцинкованных труб прогнозируется до 40 лет. Так, срок эксплуатации первых КВО фирмы GEA из оцинкованных труб уже превысил 40 лет («Аль-Хуссейн» электростанция, Иордания - с

1977 г.).

6. Если добавочная вода доступна, внедрение систем гибридного охлаждения позволяет сохранять воду, избегать высокой стоимости системы воздушного охлаждения и гарантировать сравнительно глубокий вакуум. По сравнению с системой воздушного охлаждения, они могут достигнуть существенной эффективности в течение пиковых периодов жаркой погоды.

7. Температура наружного воздуха и место строительства установки оказывают существенное влияние на работу ПГУ через характеристики ГТУ. Необходимо иметь в виду, что изменение этих характеристик оказывает влияние и на характеристики парового контура ПГУ. Поэтому надо внимательно выбирать место строительства установки. В теплые месяцы необходимо охлаждать воздух перед входом в компрессор, чтобы повышать мощность газовой турбины, так как её мощность прямо пропорциональна массе объемного расхода воздуха.

1. Абу-Рахма Т.М., Бородина О.А., Боровков В.М. Энергетика Иордании // XXXIV неделя науки СПбГПУ: Материалы Всероссийской межвузовской научно-технической конференции студентов и аспирантов. Ч. II СПб.: Изд-во Политехи, ун-та, 2007. С. 135-137.

2. Андрющенко А. И. Основы термодинамики циклов теплоэнергетических установок. М.:Высшая школа, 1985.319с.

3. Арсеньев JI. В., Черников В. А, Комбинированные установки с паровыми газовыми турбинами. СПб.: СПБГПУ,1996.124с.

4. Безлепкин В. П. Парогазовые и паротурбинные установки электростанций. СПб.: СПБГПУ, 1997.294с.

5. Берман Я.А. Исследования и сравнение оребренных трубчатых поверхностей теплообмена в широком диапазоне значении критерия Рейнольдса//Химическое и нефтяное машиностроение. 1965 . № 10. С.21-26.

6. Бессонный А. Н., Дрейцер Г.А., Кунтыш В.Б, и др// Основы расчета и проектирования теплообменников воздушного охлаждения: справочник/.; Под общ. ред.В.Б Кунтыша, А. Н. Бессонного.- СПб. -Недра, 1996.-512с.

7. Бойко Л.Д. Исследование теплоотдачи при конденсации движущегося пара внутри трубы. В кн.: Теплообмен в элементах энергетических установок. М.: Наука, 1966, с. 197-212.

8. Блюдов, В.П. Конденсационные устройства паровых турбин / — Москва; Ленинград : Энергоиздат, 1951 .207 с.

9. Боровков В.М., Абу-Рахма Т. М. Влияние окружающей температуры воздуха на мощность газовой турбины// Проблемы энергетики. 2006. № 1-2. С.3-7.

10. Боровков В.М., Абу-Рахма Т.М. Конденсационные установки паровых турбин с гибридным охлаждением // Мат. науч. конф. "Научные исследования инновационной деятельность". СПб., 2007. С. 86-91

11. Боровков В.М., Абу-Рахма Т.М. Термодинамические показатели парогазовых установок // Проблемы экономии топливно-энергетических ресурсов на промпредприятиях и ТЭС: Межвуз. сб. науч. тр. / ГОУВПО СПб ГТУ РП. СПб., 2006. С. 10-17.

12. Бродов, Ю. М. Конденсационные установки паровых турбин : Учеб. пособие для вузов.— М.: Энергоатомиздат, 1994 .— 287с.

13. Гребер Г., Эрк С, Григу ль И, Основы учения о теплообмене. М:ИЛ. 1958. —566 с.

14. Долотовская Н.В // Проектирование и оптимизация аппаратов воздушного охлаждения. Учебное пособие /. Под. Ред. Советом Саратовского государственного технического университета . Саратов 1996.

15. Дьяков А. Ф.,ПопыринЛ. С, Фаворский О. Н. Перспективныенаправления применения газотурбинных установок в энергетике России. Теплоэнергетика, 1997, № 2. — с. 60 - 64.

16. Краснов В. И., Максименко М.З. Ремонт теплообменников.— М. : Химия, 1990100с.

17. Кректунов О.П, исследование теплообмена при конденсации в вертикальных трубах пара и разработка рекомендаций по расчету теплообменного оборудования. Автореф, дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Д.: 1987.

18. Кректунов О.П., Иващенко Н.И., Арефьев В.К., Штукина Е.В. Расчет теплоотдачи и гидравлического сопротивления при конденсации пара в трубах. Труды ЦКТИ, 1988, вып. 240, с. 41-52.

19. Кректунов О.П., Савус А.С. //Процессы конденсации и конденсаторы масложирового производства. Под ред. Э.В. Фирсовой. Санкт-Петербург, издательство АООТ «НПО ЦКТИ»1998.495с.

20. Кунтыш В.Б., Кузецов Н.М. Тепловой и аэродинамический расчеты оребренных теплообменник воздушного охлаждения. СПб.: Энергоатомтдат, 1992. — 280 с.

21. Кунтыш В.Б, Стенин Н.Е Исследование пучков оребренных биметаллических труб с различным числом поперечных рядов // Холодильная техника. 1990. — № 6. — с. 10 17.

22. Кунтыш В.Б, Федотова JI.M. Влияние угла атаки воздушного потока на теплообмен и сопротивление шахматного пучка оребренных труб // Энергетика. 1983. — № 4. — с. 93 96.

23. Лейзерович А.Ш. Одновальные парогазовые установки// Теплоэнергетика. 2000. № 12. С.69-73.

24. Мартыненко О.Г. и др. Справочник по теплообменникам: В 2-х т. Т. 2 / Пер. с англ. под ред. М.: Энергоатомнздат, 1987. 352 с.

25. Методика теплового и аэродинамического расчета аппаратов воздушного охлаждения. — М.: ВНЙИнефимаш, 1971. 102 с

26. Редкол. А. Г. Сергеев и др. Руководство по технологии получения и переработки растительных масел и жиров/— JI.: ВНИИЖ, 1975. т. I, кн.1.— 725с.

27. Сорокина Н.Е., Черных В.Н. Конденсаторы с воздушным охлаждением // XXXII неделя науки СПбГПУ: Материалы Всероссийской межвузовской научнотехнической конференции студентов и аспирантов. Ч. II. СПб.: Изд-во Политехи, ун-та, 2004. С. 108-109

28. Хавин А.А. Влияние угла атаки потока на теплоаэродинамический характеристики пучков ребристых труб / АН УССР. Редколлегия журнала«Промышленная теплотехника». — Киев, 1989. № 6957 В89. Юс.

29. Цанев С. В., Буров В. Д и Зауэр Д. Повышение экономичности энергетических установок электростанций//Электрические станции. 2001. № 12. С2-7.

30. Цанев С. В., Буров В. Д и Ремезов А.Н. Газотурбинные и парогазовые и установки тепловых электростанций. М.: Издательский дом МЭИ,2006.579с.

31. Цанев С. В., Буров В. Д и Таржков В.Е. Выбор параметров пара конденсационных парогазовых установок с котлами-утилизаторами одного давления. М.: Издательский дом МЭИ,2004. 51с.

32. Шляхин П.Н., Бершадский M.JI, Краткий справочник по паротурбинным установкам. M.-JL Госэнергоиздат, 1961.

33. Юдин В.Ф. Теплообмен поперечно-оребрениых труб. — JL: Машиноетроение, 1982. — 189 с.

34. Юдин В Ф Федорович Е.Д. Теплообмен пучков оребренных труб овального профиля // Тепломассообмен ММФ - 92: 2-Й Минский международный форум 18-22 мая 1992 г. - Минск. ИТМО нм. А.В. Лыком. 1992т- 1. часть 1,— с. 58 - 61.

35. Юдин В.Ф. Теплообмен поперечно-оребрениых труб. — Л.: Машиноетроение, 1982. — 189 с.

36. Culp, A.W. Principles of Energy Conversion. New York, N: McGraw-Hill (1979).

37. Dharam, V.P., and Ray P. "GT inlet-air cooling output on boosts output on warm days to increase revenue," Combined cycle journal. 2003 fourth quarter, P. 1-3.

38. Farmer, R. (Ed.). (1998-99). Handbook Volume 19. Gas Turbine World.

39. Jaber J., Al-Sarkhi A. Energy analysis of Jordan's commercial sector.// Energy Policy Journal. 2003. Vol.31, P. 887-894.

40. Scalzo A.J., Bannister R.L., De Corso M., & Howard G.S. Evolution of Westinghouse Heavy-Duty Power Generation and Industrial Combustion Turbines. Journal of Engineering for Gas Turbines and Power.(1996), Vol. 118, p.317.

41. Sonntag R. C., Borgnakke C.,VanWylen G. J. Краснов В. И., Fundamentals of thermodynamics. USA: John Wiley & Sons, 6th ed ,2003. — 794p.

42. The Hashemite Kingdom of Jordan, Ministry of Energy and Mineral Resources. The Jordanian IPP Solar Power Project. //The International

43. Executive Conference on Concentrating Solar Power (CSP) Berlin, 19- 20 June, 2002.

44. U.S. Environmental Protection Agency, Technical Development Document for the Proposed Section 316(b) Phase II Existing Facilities Rule, April 2002.