凝汽器传热端差的计算与分析
通常情况下凝汽器总换热面积和冷却水比热容变化很小，由上式可知：传热端差与冷却水量成正比，当冷却水量增加时，传热端差增大；同时，冷却水量增加，加强了冷却管内表面的对流换热，凝汽器的总体换热系数增大，而换热系数与端差成反比；另外，冷却水量增大，冷却水温升减小，由冷却水温升与传热端差成正比可知端差也要减小。
也就是说，冷却水量增加导致了这样一个结果：既使得传热端差增大又使其变小。那么最终结果究竟是使得传热端差增大还是减小呢？
（后面求导的过程就不说了，直接说结果）
凝汽器冷却水温升变化及凝汽器总的换热系数变化对凝汽器传热端差的影响要比冷却水量变化和对端差的影响要快。冷却水量增加使得传热端差增大，同时使得冷却水温升下降而导致传热端差减小，由于冷却水温升下降使传热端差变小的速率要比冷却水量增大使得端差增大的速率要大，且冷却水量增大使得凝汽器总的换热系数增大而使传热端差减小(减小的速率要大于因冷却水量增加而增大的传热端差的速率) ，也就是说冷却水量增大最终使得凝汽器的传热端差减小。但是减小的量并不是很大。
因此，循环水量的增加对端差的影响不大。所以现场用于降低凝汽器传热端差以提高真空的最有效手段是提高凝汽器总的换热系数，而提高总换热系数的最有效方法是提高冷却管的清洁度和降低漏入真空系统的空气量。
板式换热器选型计算书
目录 1、目录 1 2、选型公式 2 3、选型实例一（水－水） 3 4、选型实例二（汽－水） 4 5、选型实例三（油－水） 5 6、选型实例四（麦芽汁－水） 6 7、附表一（空调采暖，水－水）7 8、附表二（空调采暖，汽－水）8 9、附表三（卫生热水，水－水）9 10、附表四（卫生热水，汽－水）10 11、附表五（散热片采暖，水－水）11 12、附表六（散热片采暖，汽－水）12
板式换热器选型计算 1、选型公式 a 、热负荷计算公式：Q=cm Δt 其中：Q=热负荷（kcal/h ）、c —介质比热（Kcal/ Kg.℃）、m —介质质量流量（Kg/h ）、Δt —介质进出口温差（℃）（注：m 、Δt 、c 为同侧参数） ※水的比热为1.0 Kcal/ Kg.℃ b 、换热面积计算公式：A=Q/K.Δt m 其中：A —换热面积（m 2）、K —传热系数（Kcal/ m 2.℃） Δt m —对数平均温差 注：Ｋ值按经验取值（流速越大，Ｋ值越大。水侧板间流速一般在0.2～0.8m/s 时可按上表取值，汽侧 板间流速一般在15m/s 以时可按上表取值） Δt max - Δt min T1 Δt max Δt min Δt max 为（T1-T2’）和（T1’-T2）之较大值 Δt min 为（T1-T2’）和（T1’-T2）之较小值 T T1’ c 、板间流速计算公式： T2 其中V —板间流速（m/s ）、q----体积流量（注意单位转换，m 3/h – m 3/s ）、 A S —单通道截面积（具体见下表）、n —流道数 2、板式换热器整机技术参数表： 计压力1.0Mpa 、垫片材质EPDM 、总换热面积为9 m 2 板式换热器。 注：以上选型计算方法适用于本公司生产的板式换热器。 选型实例一（卫生热水用：水-水） Ln Δt m =
凝汽器端差和凝汽器过冷度详解
今天学习与凝汽器相关的专业术语。） 学习内容摘要： 1、冷却倍率 2、凝汽器的极限真空 3、凝汽器的最有利真空 4、凝汽器端差 4.1、凝汽器端差的定义 4.2、影响凝汽器端差的因素 4.3、循环冷却水量和凝汽器端差的关系 5、凝汽器的过冷度 5.1、过冷度的定义 5.2、产生过冷度的原因 5.3、过冷度增加的分析 5.4、为什么有时过冷度会出现负值 1、冷却倍率 所谓冷却倍率，就是冷却介质的质量（冷源质量）与被冷却介质质量（热源质量）的商值。相当于冷却1kg热源所需的冷源的质量。 比如，凝汽器的冷却倍率＝循环水量/排汽量，一般取50～80。 2、凝汽器的极限真空 一般说来，需要采取各种手段，保证凝汽器有良好的真空。但是并不是说真空越高越好，二是有一个极限值的。这个极限值由汽轮机末级叶片出口截面的膨胀程度决定，当通过末级叶片的蒸汽已达到膨胀极
限时，如果继续提高真空，不可能得到经济上的效益，相反会降低经济效益。 极限真空一般由生产厂家提供。 3、凝汽器的最有利真空 同一个凝汽器，在极限真空内，提高真空，可使蒸汽在汽轮机中的焓降增大，从而提高汽轮机的输出功率，但是，提高真空，需要增大循环水量，循泵的功耗率增大。因此，就需要选择一个最佳工作点，即所提高的汽轮机输出功率与循泵增加的功耗率之差为最大时，此状态所对应的真空值为最有利真空。 4、凝汽器端差（端差在汽轮机的相关学习资料中讲得比较简单，没有详尽的资料，这里得出的结论是参考了几篇论文分析学习得出的）换管清洗请联系188 038 18668 （1）凝汽器端差：凝汽器排汽压力所对应的饱和蒸汽温度与循环水出水温度的差值。端差则反映凝汽器传热性能、真空严密性和冷却水系统的工作状态况等，所以，在凝汽设备运行监测中, 传热端差是一个非常重要的参数，是衡量凝汽器换热性能的一个重要参数。 （2）哪些因素影响凝汽器端差：对一定的凝汽器，端差的大小与凝汽器冷却水入口温度、凝汽器单位面积蒸汽负荷、凝汽器铜管的表面洁净度，凝汽器内的漏入空气量以及冷却水在管内的流速有关。凝汽器端差增加的原因有： A、凝器铜管水侧或汽侧结垢； B、凝汽器汽侧漏入空气； C、冷却水管堵塞；
板式换热器的换热计算方法Word版
板式换热器的计算方法 板式换热器的计算是一个比较复杂的过程，目前比较流行的方法是对数平均温差法和NTU法。在计算机没有普及的时候，各个厂家大多采用计算参数近似估算和流速-总传热系数曲线估算方法。目前，越来越多的厂家采用计算机计算，这样，板式换热器的工艺计算变得快捷、方便、准确。以下简要说明无相变时板式换热器的一般计算方法，该方法是以传热和压降准则关联式为基础的设计计算方法。 以下五个参数在板式换热器的选型计算中是必须的： ?总传热量(单位:kW). ?一次侧、二次侧的进出口温度 ?一次侧、二次侧的允许压力降 ?最高工作温度 ?最大工作压力 如果已知传热介质的流量，比热容以及进出口的温度差，总传热量即可计算得出。 温度 T1 = 热侧进口温度 T2 = 热侧出口温度 t1 = 冷侧进口温度 t2= 冷侧出口温度 热负荷 热流量衡算式反映两流体在换热过程中温度变化的相互关系，在换热器保温良好，无热损失的情况下，对于稳态传热过程，其热流量衡算关系为： （热流体放出的热流量）=（冷流体吸收的热流量）
在进行热衡算时，对有、无相变化的传热过程其表达式又有所区别。
（1）无相变化传热过程 式中 Q----冷流体吸收或热流体放出的热流量，W； m h,m c-----热、冷流体的质量流量，kg/s； C ph,C pc------热、冷流体的比定压热容，kJ/(kg·K)； T1,t1 ------热、冷流体的进口温度，K； T2,t2------热、冷流体的出口温度，K。 （2）有相变化传热过程 两物流在换热过程中，其中一侧物流发生相变化，如蒸汽冷凝或液体沸腾，其热流量衡算式为： 一侧有相变化 两侧物流均发生相变化，如一侧冷凝另一侧沸腾的传热过程 式中 r,r1,r2--------物流相变热，J/kg； D,D1,D2--------相变物流量，kg/s。 对于过冷或过热物流发生相变时的热流量衡算，则应按以上方法分段进行加和计算。
6 600MW双压机组运行中最佳背压的研究和应用
245 600MW 双背压机组运行中最佳背压 的研究和应用 温新宇1 杨作梁2 （1 河北国华定洲发电有限责任公司 河北 保定 073000 2 保定电力职业技术学院 河北 保定 071051 ） 摘要：提出了600MW 运行机组双背压凝汽器背压应达值的确定方法,并给出了计算模型。结合定洲发电公司600MW 汽轮机组优化试验数据,计算得出了双背压凝汽器的最佳背压和循环水泵最佳运行方式。该方法可用于指导现场节能工作。 关键词：凝汽器；双背压；计算模型 1 引言 随着我国火力发电机组容量的不断增加，600MW 及以上机组采用双背压凝汽器的电厂越来越多。凝汽器的背压是汽轮机组运行中的重要参数，其数值的大小对汽轮机的运行经济性和安全性有很大影响。如何确定运行机组双背压凝汽器的最佳背压是迫切需要解决的问题。 在凝汽器的设计阶段，其最佳背压是在汽轮机热力特性确定的条件下，通过经济技术比较，采用最大收益法或最低总年运行费用法来确定。对已经投入运行的机组，汽轮机、凝汽系统等设备以及运行环境已经确定，最佳背压的选择便建立在凝汽器最佳背压模型的基础上，通过试验和计算来确定不同负荷、不同冷却水温和不同循环水泵运行方式下的凝汽器最佳背压。本文结合河北国华定洲发电有限责任公司2×600MW 机组试验结果，通过计算得出了该机组双背压凝汽器的最佳背压。 2 运行机组双背压凝汽器最佳真空计算模型的建立 2.1 双背压平均冷凝温度模型 徐志明等定义了多背压凝器的平均冷凝温度，并作了如下假设： ◆ 总传热面积A 为常数，即 const A A n i i ==∑=1 式(1) 式中n 为多背压凝汽器的级数 ◆ 总蒸汽量m 为常数，即
凝汽器工作原理
凝汽器工作原理 凝汽器：使驱动汽轮机做功后排出的蒸汽变成凝结水的热交换设备。蒸汽在汽轮机内完成一个膨胀过程后，在凝结过程中，排汽体积急剧缩小，原来被 蒸汽充满的空间形成了高度真空。凝结水则通过凝结水泵经给水加热 器、给水泵等输送进锅炉，从而保证整个热力循环的连续进行。为防止 凝结水中含氧量增加而引起管道腐蚀，现代大容量汽轮机的凝汽器内还 设有真空除氧器。 凝汽器的主要作用： 1）在汽轮机排汽口造成较高真空，使蒸汽在汽轮机中膨胀到最低压力，增大蒸汽在汽轮机中的可用焓降，提高循环热效率； 2）将汽轮机的低压缸排出的蒸汽凝结成水，重新送回锅炉进行循环； 3）汇集各种疏水，减少汽水损失。 4）凝汽器也用于增加除盐水（正常补水） 表面式凝汽器的工作原理：凝汽器中装有大量的铜管，并通以循环冷却水。当汽轮机的排汽与凝汽器铜管外表面接触时，因受到铜管内水流的冷却，放出汽化潜热变成凝结水，所放潜热通过铜管管壁不断的传给循环冷却水并被带走。 这样排汽就通过凝汽器不断的被凝结下来。排汽被冷却时，其比容急剧缩小，因此，在汽轮机排汽口下凝汽器内部造成较高的真空。 凝汽器是火力发电厂的大型换热设备。图1为表面式凝汽器的结构示意图。
凝汽器运行时，冷却水从前水室的下半部分进来，通过冷却水管（换热管）进入后水室，向上折转，再经上半部分冷却水管流向前水室，最后排出。低温蒸汽则由进汽口进来，经过冷却水管之间的缝隙往下流动，向管壁放热后凝结为水。真空度定义： 从真空表所读得的数值称真空度。真空度数值是表示出系统压强实际数值低于大气压强的数值，即： 真空度=大气压强—绝对压强 凝汽器中真空的形成主要原因 在启动过程中凝汽器真空是由主、辅抽汽器将汽轮机和凝汽器内大量空气抽出而形成的。 在正常运行中，凝汽器真空的形成是由于汽轮机排汽在凝汽器内骤然凝结成水时其比容急剧缩小而形成的。如蒸汽在绝对压力4kpa时蒸汽的体积比水的体积大3万倍，当排汽凝结成水后，体积就大为缩小，使凝汽器内形成高度真空。凝结器的真空形成和维持必须具备三个条件： 1）凝汽器铜管必须通过一定的冷却水量； 2）凝结水泵必须不断地把凝结水抽走，避免水位升高，影响蒸汽的凝结； 3）抽汽器必须把漏入的空气和排汽中的其它气体抽走。 真空降低的原因： （1）循环水量减少或中断： ①循环水泵跳闸、循进阀门误关、循环水泵出口蝶阀阀芯落、循进滤网堵：水量中断，进水压力下降，出水真空至零，循泵电流至零或升高，须不破坏真空停机；若未关死，立即减负荷恢复；
换热器计算汇总
一、冷凝器热力、结构计算 1.1冷凝器的传热循环的确定 根据冷库的实际工作工况：取蒸发温度015t C =-?，过热度5r t C ?=?，即吸入温度110t C =-?；过冷度 5K t C ?=? ,冷凝器出口温度535k k t t t C =-?=?，则C t k 40=. 查《 冷库制冷设计手册》第441页图6-7， R22在压缩过程指示功率82.0=i η kg kJ h /4051= kg kJ h /4452= ()K kg kJ s s ?==/7672.121 kg m v /06535.031= kg kJ h /4183= kg kJ h /2504= kg kJ h /2435= kg m v /108673.0335-?= kg kJ h h w t /4040544512=-=-= (3.1) kg kJ w w i t i /8.4882.040===η 图1-1系统循环p-h 图 lgp /MPa
kg kJ w h h i s /8.4538.4840512=+=+= 再查R22的圧焓图得C t s 802= kg m v s /02.032= 所需制冷剂流量为s kg h h Q q s k mo /3834.0243 8.4538152=-=-= 1.2冷却水流量vs q 和平均传热温差m T ?的确定 1.2.1冷却水流量vs q 确定 冷却水进、出口温度 C t ?='322,236t C ''=? ，平均温度C t m ?=34，由《传热学》563页的水的物性表可得: 3994.3/kg m ρ=4174/()p c J kg K =?620.746610/m s ν-=? 262.4810/()W m K λ-=?? 则所需水量: ()()s m t t c Q q p k vs /10879.4323641743.9941081333 '2''2-?=-???=-=ρ 1.2.2平均传热温差m T ?的确定 由热平衡 ：2323()()mo s p vs q h h c q t t ρ''-=?- ，有 2332()mo s p vs q h h t t c q ρ-''=-=()C 3.3510 879.4174.43.9944188.4533834.0363=???-?-- ()()C q c h h q t vs p mo 13.3210 879.4174.43.9942432503834.032t 354' 24=???-?+=-+=-ρ
板式换热器选型与计算方法
板式换热器选型与计算方法 板式换热器的选型与计算方法 板式换热器的计算方法 板式换热器的计算是一个比较复杂的过程，目前比较流行的方法是对数平均温差法和NTU法。在计算机没有普及的时候，各个厂家大多采用计算参数近似估算和流速-总传热系数曲线估算方法。目前，越来越多的厂家采用计算机计算，这样，板式换热器的工艺计算变得快捷、方便、准确。以下简要说明无相变时板式换热器的一般计算方法，该方法是以传热和压降准则关联式为基础的设计计算方法。 以下五个参数在板式换热器的选型计算中是必须的： 总传热量(单位:kW). 一次侧、二次侧的进出口温度 一次侧、二次侧的允许压力降 最高工作温度 最大工作压力 如果已知传热介质的流量，比热容以及进出口的温度差，总传热量即可计算得出。 温度 T1 = 热侧进口温度 T2 = 热侧出口温度 t1 = 冷侧进口温度 t2= 冷侧出口温度 热负荷 热流量衡算式反映两流体在换热过程中温度变化的相互关系，在换热器保温良好，无热损失的情况下，对于稳态传热过程，其热流量衡算关系为： （热流体放出的热流量）=（冷流体吸收的热流量）
在进行热衡算时，对有、无相变化的传热过程其表达式又有所区别。 （1）无相变化传热过程 式中 Q----冷流体吸收或热流体放出的热流量，W； mh,mc-----热、冷流体的质量流量，kg/s； Cph,Cpc------热、冷流体的比定压热容，kJ/(kg·K)； T1,t1 ------热、冷流体的进口温度，K； T2,t2------热、冷流体的出口温度，K。 （2）有相变化传热过程 两物流在换热过程中，其中一侧物流发生相变化，如蒸汽冷凝或液体沸腾，其热流量衡算式为： 一侧有相变化 两侧物流均发生相变化，如一侧冷凝另一侧沸腾的传热过程 式中 r,r1,r2--------物流相变热，J/kg； D,D1,D2--------相变物流量，kg/s。 对于过冷或过热物流发生相变时的热流量衡算，则应按以上方法分段进行加和计算。 对数平均温差(LMTD) 对数平均温差是换热器传热的动力，对数平均温差的大小直接关系到换热器传热难易程度.在某些特殊情况下无法计算对数平均温差,此时用算术平均温差代替对数平均温差，介质在逆流情况和在并流情况下的对数平均温差的计算方式是不同的。在一些特殊情况下，用算术平均温差代替对数平均温差。 逆流时： 并流时：
凝汽器端差偏高原因与解决策略研究
凝汽器端差偏高原因与解决策略研究 发表时间：2019-03-07T14:37:50.640Z 来源：《建筑学研究前沿》2018年第33期作者：梁文宇杨月胜 [导读] 针对某发电机4#机组凝汽器端差大于3#机组的情况进行分析，并采取了有效的改进措施，有效的保证了机组的正常运行，提高了机组的运行效率。 福建福清核电有限公司福建福清 350300 摘要：针对某发电机4#机组凝汽器端差大于3#机组的情况进行分析，并采取了有效的改进措施，有效的保证了机组的正常运行，提高了机组的运行效率。 关键词：凝汽器；端差偏高；解决策略 国内某电厂的凝汽器设备在运行过程中，真空泵压力减少，叶轮汽蚀问题突出，循环水温度异常升高，对凝汽器端差数值会形成很大的影响。把真空泵内部的转子以及叶轮部件换成不锈钢材料，发电机组内部采用循环水冷却回路的方式，增加一台冷却泵，对闭冷器、冷泵装置进行定期的冲冼和维护保养，4#机组600兆瓦凝汽器端差数值减小了1.5摄氏度，产生了很好的效果，可以有效提高发电厂运行稳定性，为企业创造更多利润。 1 3#、4#发电机组凝汽器装置端差偏差的实际状况 该电厂的2*600兆瓦的发电机组配置了高、低背压凝汽器，每个机组都安装了3台真空泵设备，3#发电机组则采用了4台额定功率为1250千瓦的循环水泵， 4#发电机组安装了2台额定功率为2400千瓦的循环水泵，循环泵从低背压侧的凝汽器通过高背压凝汽器之后排放出去，具体见图1所示。 图1 发电机组真空系统配置图 发电机组在实际运行中，通过检查发现在同样的负载条件下，4#发电机组凝汽 从表1中我们可看出，排汽压力情况下的饱合温度都一致利用排汽温度来取代，运行数据都在同一时间范围内，而且发电机组负载间的偏差基本在4兆瓦的区间里，表明2台发电机组间存在着很大的不同。因为3#、4#发电机组都引自江水，所以循环水温度有着很大的差异，从上表中我们要以看到2015年3月21日的4#发电机组高背压凝汽器端差都稍小于3#发电机组之外，其它时间区间和负载条件下，4#发电机组高、低背压凝汽器端差都大于3#发电机组。 2 凝汽器端差偏高原因分析 从表1中的运行数据可以看出，3#、4#发电机组循环水温升情况大体一致，而且在相同的取水口进行取水，水质参数没有太大的变化。4#发电机组凝汽器进行清洗维护保养时可以看出，A、B两个部位的循环水腔室内部大致有1000根冷却水管线产生堵塞问题，因为进行清洗处理，端差温度减小了大致0.3摄氏度，排汽温度减小了0.5摄氏度左右，折合真空减小将近0.13千帕。这表明发电机组的凝汽器供水部位即使产出现堵塞现象，所占的比例也不大，只占到2.3%左右，所以，该凝气器换热面积不会对换热能力产生太大的影响。 如果处于正常运行的状态，冷却水量会不断的增涨，凝汽器端差就会变大，会引起冷却水温升减小以及凝汽器整体换热系数变大，两种情况共同存在会导致凝汽器传热端差的下降。4#发电机组循环水流量会高于3#发电机组10%左右，所以，凝汽器端差偏差过大主要是由于凝汽器换热系统的减小而引发的。凝汽器具备的换热系统主要来自于蒸汽侧以及循环水侧传热效果施加的影响。比如，循环水部位的冷却管出现污损以及冷却水管表面存有空气等原因。4#发电机组凝汽器进行清洗时，并不存在空气积聚的问题，所以，可以预测对凝汽器端差产生影响的主要原因为蒸汽侧的热传导。 4#发电机组安装有3台真空泵设备，该设备的4A与低背压凝汽器进行匹配，4C与高背压凝汽器进行配套。4B则进行备用。通过现场试验可以看出，如果真空泵4B取代了真泵4A进行实际运行时，低背压凝汽器真空度会提高大约0.5千帕，端差也会跟着减小1.2摄氏度，4#发电机组的高、低背压凝汽器端差都减小了0.6摄氏度，可以看出真空泵4A具备的抽吸能力有所减小。继续进行试验可以看出，如果真空泵4A、4B共同运行时，采用红外测温设备来对2台真空泵冷却器装置的冷却液温度进行监测，真空泵4A要高于4B大约1摄氏度，真空泵4A的运行电流为156安，4B运行电流达到171安。所以可以看出，真空泵4A出力有的减少，与此同时，4#发电机组的闭冷水温在高于3#发电机组3摄氏度左右，是因为3#、4#发电机组循环水泵性能参数不同而引起的循环水压产生的差异导致的。因为真空泵设备工作液是由于闭冷水进行冷却处理，如果闭冷水温度提高，制冷的效果就会变弱，工作液温度也会变大，如果工作液温度提高到凝汽器内部的饱和温以后，无法在很短的时间里把蒸汽进行有效的凝结，会导致真空泵产生的抽力减小。试验过程中，对真空泵4A、4C采取强制性的大流量连续补水，有效的减小了真空泵内部工作液运行温度，相对应的凝汽器真空程度提高了大约0.2千帕，如果不进行强制补水，真空程度则会回到初始水平。这表明减小闭冷水温度可以提升凝汽器的真空程度，有效减小凝汽器端差的有效措施。所以，真空泵出力减小以及闭冷水温度值
换热器设计计算范例
列管式换热器的设计和选用的计算步骤 设有流量为m h的热流体，需从温度T1冷却至T2，可用的冷却介质入口温度t1，出口温度选定为t2。由此已知条件可算出换热器的热流量Q和逆流操作的平均推动力。根据 传热速率基本方程： 当Q和已知时，要求取传热面积A必须知K和则是由传热面积A的大小和换热器结构决定的。可见，在冷、热流体的流量及进、出口温度皆已知的条件下，选用或设计换 热器必须通过试差计算，按以下步骤进行。 ◎初选换热器的规格尺寸 ◆ 初步选定换热器的流动方式，保证温差修正系数大于0.8，否则应改变流动方式， 重新计算。 ◆ 计算热流量Q及平均传热温差△t m，根据经验估计总传热系数K估，初估传热面积A 估。 ◆ 选取管程适宜流速，估算管程数，并根据A估的数值，确定换热管直径、长度及排 列。◎计算管、壳程阻力 在选择管程流体与壳程流体以及初步确定了换热器主要尺寸的基础上，就可以计算管、壳程流速和阻力，看是否合理。或者先选定流速以确定管程数N P和折流板间距B再计算压力降是否合理。这时N P与B是可以调整的参数，如仍不能满足要求，可另选壳径再进行计 算，直到合理为止。 ◎核算总传热系数 分别计算管、壳程表面传热系数，确定污垢热阻，求出总传系数K计，并与估算时所取用的传热系数K估进行比较。如果相差较多，应重新估算。 ◎计算传热面积并求裕度 根据计算的K计值、热流量Q及平均温度差△t m，由总传热速率方程计算传热面积A0，一般应使所选用或设计的实际传热面积A P大于A020%左右为宜。即裕度为20%左右，裕度的 计算式为： 某有机合成厂的乙醇车间在节能改造中，为回收系统内第一萃取塔釜液的热量，用其釜液将原料液从95℃预热至128℃，原料液及釜液均为乙醇，水溶液，其操作条件列表如下： 表4-18 设计条件数据 物料流量 kg/h 组成（含乙醇量） mol% 温度℃操作压力 MPa 进口出口 釜液 3.31450.9
凝汽器传热端差对机组经济性能的影响
凝汽器传热端差对机组经济性能的影响 发表时间：2015-02-06T11:00:23.957Z 来源：《科学与技术》2014年第12期下供稿作者：石冬冬 [导读] 运行电厂可通过合理调节冷却水流量、保持凝汽器管壁和水侧的清洁度、严格控制凝汽器的真空严密性和减小不凝结气体在凝汽器水侧的聚集厚度等方法 山东核电有限公司石冬冬 摘要：对凝汽器传热端差的各个主要影响因素及它们之间的关系进行了分析，解释了有关表达式及相关概念难以理解的问题。 分析了凝汽器传热端差的影响因素，提出了降低端差的措施，以改善凝汽器的热交换效果，提高机组出力。 关键词：凝汽器；端差；分析1.概述凝汽器的作用是在汽轮机排汽口造成一定的真空，来增加机组排汽在汽轮机中的膨胀做功，减少冷源损失，提高机组的循环热效率。因此凝汽器工作情况是设计和运行需要考虑的问题。影响凝汽器真空的因素固然很多，其中传热端差是一个衡量凝汽器换热性能的重要参数（凝汽器端差——凝汽器压力下的饱和水蒸气温度与凝汽器冷却水出口温度之差）。 2.分析凝汽器传热端差的意义凝汽器内排汽压力所对应的饱和温度由冷却水入口温度、冷却水温升、凝汽器传热端差所决定。其中，冷却水入口温度 tw1是与冷却水的循环方式、电厂的地理位置、季节气候等因素有关的量，在同一时间、地点，该量基本不变，不能反映凝汽器性能的优劣；冷却水温升为c mhDc Dh hc Dt D h hwcwws cw wc s c ? ? ( ? ) ? ? ? ?，式中 Dc为汽轮机排汽量， hs 为排汽比焓，Dw为冷却水量， cw为冷却水的比热。 ?h为蒸汽在凝汽器内凝结时的比焓降，在真空变化的范围内，其变化很小，在计算时可认为是定值，m为循环倍率，通常在设计阶段就已经确定，也不能反映出凝汽器的性能。而端差则反映凝汽器传热性能、真空严密性和冷却水系统的工作状况，所以在凝汽器设备运行监测中，传热端差是一个非常重要的参数，只有传热端差才能全面反映凝汽器运行特性。 在设计阶段，因为减小端差可以提高凝汽器的真空，但要以增大冷却面积和增加冷却水量为代价，所以其值不宜太小。 现代大型凝汽器在设计负荷下能达到的最小端差为1℃～5℃，一般常在3℃～10℃之间选取，对多流程凝汽器可取偏小的值，对单流程可取5℃。 3.凝汽器传热端差的计算分析根据热力学理论，凝汽器作为一种换热器，不考虑与外界大气之间的换热，其 其物理意义为：凝汽器冷却水温升 ?t 变化及凝汽器总换热系数K 变化对凝汽器传热端差 ?t 的影响比冷却水流量Dw对传热端差?t 的影响要快。冷却水量增加使得传热端差增大，同时使得冷却水温升下降而导致传热端差减小，由于冷却水温升下降使传热端差变小的速率要比冷却水量增大使得传热端差增大的速率要大，而且冷却水量增大使得凝汽器总换热系数增大而使得传热端差减小（减小的速率要大于因冷却水量增加而增大的传热端差速率），也就是说冷却水量增大最终使得凝汽器的传热端差减小。根据不同容量级机组的设计参数，对式（5）、式（6）中11cwDw ?AKe项系数进行极端。经计算，可得到与式（9）相同的结果，因此它对于任何容量的机组都成立，具有普遍性。 4.工程实际分析凝汽器传热端差是由 ?t、?t、Dw、K 和传热面积 A所决定的，除传热面积 A以外，参数 ?t、?t、Dw、K之间是相互联系的，且关系复杂，无论是在设计阶段还是运行阶段，不能孤立的分析其中任何两个参数。在凝汽器正常稳定运行条件下，冷却水量增加使得传热端差增大、冷却水温升下降和凝汽器总的换热系数增大，而后两者又使得传热端差减小。所以说凝汽器传热端差与冷却水流量有关，但受其影响不大。冷却水温升一般变化不大，而且降低温升最直接的方法就是提高冷却水流量，但受机组经济性要求的限制，现场用
换热器计算.doc
换热器设计 物性参数 原料 进口的温度 25℃，换热后的温度 55℃，进口流量 h 原料液的定性温度： T=（25+55）÷ 2=40℃ 密度ρ 1= 900 kg/m 3 比热容 C P1= KJ/(Kg ·℃ ) 热导率λ 1 = W/(m ·℃ ) 粘度 μ = Pa · s 1 水 进入换热器的水温 90℃，换热后变为 60℃ 水的定性温度： T=（90+60）÷ 2=75℃ （ 75℃时） 密度ρ 0= kg/m 3 比热容 C P2= (Kg ·℃ ) 热导率λ 0 =（） 粘度 μ =估算传热面积 所需热流量 Q 1 m 1C P 1 t 1 1653.9 2.09 55 - 25 103699.53 KJ h 28.81KW 加热水用量 M 0=Q 1 /C P1 t 1=÷÷（ 90-60 ） =h=s 平均传热温差： tm 1=｛（ 90-25 ） -（ 60-55）｝ /ln （ 65/5） =℃ 传热面积： A Q 1 28.81 1000 12.31 m 2 1 tm 1 100 23.4 K 考虑 15%的面积裕度 A== 工艺结构尺寸设计 对于甘油三酯为易结垢和并不是很洁净的流体， 管径应取得大些， 初步选用φ 25×传热 管（碳素钢），取管内流速 u i m/s 。 管程数和传热管数 依据传热管内径和流速确定单程传热管数：
V 0.433 900 16 n 2 0.785 0.02 2 0.1 d 4 按单管程设计，所需的传热管长度为： A 14.2 L 11.3m d 0 n 3.14 0.025 16 按单管程的设计，传热管过长，应采用多管程结构，采用标准设计，取管长 l=6m ，则 该换热管的管程数为 L 11.3 N 2 l 6 传热管总根数 n 总=16 ×2=32 平均传热温差校正及壳程数 平均传热温差校正系数 R=(90－60)/ (55 －25)=1 ρ =(55－25)/ (90－ 25)= 按单壳程，双管程结构，由冷、热流体的进、出口温度计算温差修正系数 t 。 t 值应大于 ，否则应改变流动方式， 重新计算； 温差修正系数由 《 GB 151-1999 管壳式换热器》查图得。可得： t 0.85 平均传热温差 tm t t m 1 0.85 25.85 21.97 （℃） 传热管排列和分程方法 因壳程流体热水为不污性介质，正三角形排列可在相同的管板面积上排列较多的管子， 管外流体湍动程度高，给热系数大。取管心距 t 1.25d ，则 t 1.25 （ mm ） 壳体内径 采用多管程结构，取管板利用率η =，则壳体的内径为 D 1.05t n 总 1.05 32 32 0.7 227.18mm
凝汽器端差
凝汽器压力下的饱和温度（凝结水温）与循环冷却水出口温度之差称为端差。 理论上，端差越低越小，但实现困难，实际上综合循泵耗功（电）、复水器换热体积，最佳换热流速（及流量），确定出一定（4-6、6-8度）的经济控制指标。 对一定的凝汽器，端差的大小与凝汽器冷却水入口温度、凝汽器单位面积蒸汽负荷、凝汽器铜管的表面洁净度，凝汽器内的漏入空气量以及冷却水在管内的流速有关。一个清洁的凝汽器，在一定的循环水温度和循环水量及单位蒸汽负荷下就有一定的端差值指标，一般端差值指标是当循环水量增加，冷却水出口温度愈低，端差愈大，反之亦然；单位蒸汽负荷愈大，端差愈大，反之亦然。实际运行中，若端差值比端差指标值高得太多，则表明凝汽器冷却表面铜管污脏，致使换热条件恶化。 端差增加的原因有：①凝器铜管水侧或汽侧结垢；②凝汽器汽侧漏入空气；③冷却水管堵塞；④冷却水量增加等（增加太多，端差低了，但循泵耗电多，综合比较定35万以上4-6度，以下为6-8度为经济）。 最佳答案 1.凝汽器铜管或钛管结垢、堵塞、脏污，影响换热效果。 2.汽轮机排汽温度高。 3.凝汽器真空系统泄露等原因造成的真空度低。 4.凝汽器循环水流量不足。 循环水流量增大后,凝结器端差减小,循环水流量减小后,凝结器端差减大. 5.凝汽器水侧上部积空气未排出。 6.凝汽器集水井水位高，淹没铜管。 7.表计误差等其它原因。 以上原因均可造成凝汽器端差偏大。 真空系统严密性下降后，凝汽器的传热端差为什么增大 引起凝结器内真空下降的主要原因是： 1）冷却水温由于环境温度而升高，夏天较低，冬天较佳。 2）凝汽器冷却面积污脏，影响传热效果，引起真空下降。 3）冷却水供水中断或水量不足引起冷却水温升高，引起真空下降。 4）由于真空系统严密性不佳或轴封供汽中断，抽气器工作失常等原因，使漏气量增加而影响排汽压力，降低真空。 5）凝汽量水位升高，使部分调管淹没而减少传热面积，进而影响真空。 6）凝汽器水位过高，超过空气管口。 7）增加负荷或停用抽汽改为纯凝运行。 凝汽器水侧换热面上经长时间运行会造成污垢积聚，不但恶化了真空，降低了汽轮机的经济性，而且能引起铜管的腐蚀、泄漏，威胁汽轮机的安全运行，所以在力求防止凝汽器铜管结垢的同时，还要对形成的污垢定期进行清洗。凝汽器
凝汽器端差大原因
凝汽器端差大原因分析 一、凝结器端差增大的主要原因有： 1.凝器铜管水侧或汽侧结垢； 2.凝汽器汽侧漏入空气； 3.冷却水管堵塞； 4.冷却水量增加等。 二、根据本机组实际情况分析 1、凝器铜管水侧或汽侧结垢，由于本机组凝汽器是新安装，而且胶球冲洗根据定期工作冲洗及时，因此凝汽器结垢的可能性较小。 2、本机组运行中真空较高且真空严密性试验为良好，可能是由于循环水入口水温过低造成端差过大，即凝结器产生过冷却； 1.循环水温度过低和循环水量过大，使凝结水被过度的冷却，过冷度增加。 2.凝结器漏入空气多或抽气器工作不正常，空气不能及时被抽出，空气分压力增大，使过冷度增加。 3、凝结器单位面积负荷过大造成： （1）.低压加热器的疏水通过危机疏水门直接进入凝汽器，增加了凝汽器的热负荷； （2）主蒸汽管道旁路系统是否有漏气进入凝汽器。 4、循环水量多或少都可能引起端差的增大： （1）.如果机组的负荷高，势必会导致排气量的增大，如果此时水量少了，肯定会引起排汽温度的升高，而一定量的循环水它的吸热能力是一定的是有限的，如果严重的话甚至会有溶于水的气体析出，这样无疑会使水侧换热效果变差，致使出水温度较此时真空对应下的排气温度相差很多，端差
变大，因为此时真空应该是下降的； （2）循环水量多也会引起凝汽器端差的变大，如果机组的排气量远远小于循环水量，这时循环水的温升很小，循环水出口温度很低【现在是冬季循环水的进水温度也低】这时就应该注意机组的真空严密性了，如果真空很高，这时肯定会有空气进入致使排汽温度也很高，端差变大； （2）假如凝汽器是完全严密的，如果是负荷低循环水量过剩的话，这时的排汽温度较循环水出水温度相差也是很大的，端差也会增大。
简单计算板式换热器板片面积
选用板式换热器就是要选择板片的面积的简单方法： Q=K×F×Δt， Q——热负荷 K——传热系数 F——换热面积 Δt——传热温差（一般用对数温差） 传热系数取决于换热器自身的结构，每个不同流道的板片，都有自身的经验公式，如果不严格的话，可以取2000~3000。最后算出的板换的面积要乘以一定的系数如1.2。 艾瑞德板式换热器（江阴）有限公司作为专业的可拆式板式换热器生产商和制造商，专注于可拆式板式换热器的研发与生产。ARD艾瑞德专业生产可拆式板式换热器（PHE）、换热器密封垫（PHEGASKET）、换热器板片(PHEPLATE)并提供板式换热器维护服务（PHEMAINTENANCE）的专业换热器厂家。
ARD艾瑞德拥有卓越的设计和生产技术以及全面的换热器专业知识，一直以来ARD致力于为全球50多个国家和地区的石油、化工、工业、食品饮料、电力、冶金、造船业、暖通空调等行业的客户提供高品质的板式换热器，良好地运行于各行业，ARD已发展成为可拆式板式换热器领域卓越的厂家。 ARD艾瑞德同时也是板式换热器配件（换热器板片和换热器密封垫）领域专业的供应商和维护商。能够提供世界知名品牌（包括：阿法拉伐/AlfaLaval、斯必克/SPX、安培威/APV、基伊埃/GEA、传特/TRANTER、舒瑞普/SWEP、桑德斯/SONDEX、艾普尔.斯密特/API.Schmidt、风凯/FUNKE、萨莫威孚/Thermowave、维卡勃Vicarb、东和恩泰/DONGHWA、艾克森ACCESSEN、MULLER、FISCHER、REHEAT等）的所有型号将近2000种的板式换热器板片和垫片，ARD艾瑞德实现了与各品牌板式换热器配件的完全替代。全球几十个国家的板式换热器客户正在使用ARD 提供的换热器配件或接受ARD的维护服务（包括定期清洗、维修及更换配件等维护服务）。 无论您身在何处，无论您有什么特殊要求，ARD都能为您提供板式换热器领域的系统解决方案。
冷却倍率、 传热端差概念
培训教材余热发电 发电专业组2003年第二季度培训讲义教材 授课人：陈圆 授课时间：2003年4月25日 授课内容：1、冷却倍率、传热端差概念介绍； 2、冷却水温变化对凝汽器真空度的影响。 一、冷却倍率、传热端差概念介绍： 凝汽器工艺参数：换热面积670m2，冷却铜管数目2204根， 规格Φ19.0×t1.0，管全长5313mm。 汽轮机乏汽(设计值) 冷却水(设计值) 蒸发量34.3t/h 流量 1800m3/h 压力 0.1MPa 入口温度20℃出口温度30℃ 温度 110℃压力3.5kg/cm2流速1.99m/s 从凝汽器与冷却水进行热交换的热平衡方程式 Q =F蒸×(h c-h c’)=F水×(h w2-h w1)=F水×C p×(t w2-t w1) 其中F蒸=34.3t/h h c=乏汽比焓(查表) h c’=凝结水比焓(查表) h w2=出口冷却水比焓h w1=入口冷却水比焓 C p=冷却水比热=4.187kJ/kg. ℃ 得出F水/ F蒸=(h c-h c’)/(4.187×Δt)=520/Δt 以m= F水/ F蒸，所以把m称为凝汽器的冷却倍率或循环倍率，来表征凝汽器的换热冷却效果。 我厂凝汽器的设计冷却水温差Δt=30-20=10℃，故m=520/10=52，一般要求冷却倍率在50～100范围内，数值越小，说明凝汽器的冷却效果越佳，数值越大，所需冷却水流量越大，凝汽器的冷却效果不佳。
传热端差又称终端温度差Δt=t n-t2 t n为凝结蒸汽温度（中控为排汽室温度），t2为冷却水出口温度，Δt一般在3～10℃之间 Δt越小，说明冷却水出口温度高，冷却水吸收热量越多，冷却水利用率高，凝汽器换热效果好，反之，Δt越大，说明冷却水出口温度低，冷却水吸收热量少，冷却水利用率不高，凝汽器换热效果不佳。在冷却水其它参数入口水温、流量变化不大的情况下，通过传热端差的变化可对凝汽器的运行工况进行较好判断。 二、冷却水温变化对凝汽器真空度的影响： 因为F水/ F蒸=520/Δt，所以有F水=（520×F蒸）/Δt，在F蒸一定的情况下，F水就与冷却水温Δt成反比，也就是说冷却水温Δt 越大，则所需要的冷却水流量就越小，相反，冷却水温Δt越小，为满足换热效果，则所需要的冷却水流量就越大，故表现在冬季冷却水入口为13 ℃，出口26℃，所需的F水=520×34.3/(26-13)=1372t/h,故只开单台水泵就可满足需要(单台水泵流量为1260 m3/h)，而进入夏季，冷却水温偏高，冷却效果下降，冷却水吸收热量下降, Δt降至9、10或更低，则F水=520×34.3/10=1783t/h,这样要想使冷却效果不影响汽轮机做功效率，则冷却水流量必须大幅提升，所以在夏季需要启动两台水泵。 增大流量在一定程度上可以起到作用，但超过这程度则收效甚微，因此，在冷却水温上升较大情况下，除增大流量外，还应采取其它辅助措施，如定期清洗凝汽器冷却铜管、冷却水槽、散水嘴、辅机冷却水过滤器等，以及考虑增设胶球清洗装置（实现不停机清洗冷却铜管）。
板式换热器选型计算
板式换热器选型计算 板式换热器是一种高效紧凑型热交换设备，它具有传热效率高、阻力损失小、结构紧凑、拆装方便、操作灵活等优点，目前广泛应用于冶金、机械、电力、石油、化工、制药、纺织、造纸、食品、城镇小区集中供热等各个行业和领域，因此掌握板式换热器的选型计算对每个工程设计人员都是非常重要的。目前板式换热器的选型计算一般分为手工简易算法、手工标准算法及计算机算法三种，以下就三种算法的特点进行简要的说明。 一、手工简易算法 计算公式： F=Wq/(K*△T) 式中 F —换热面积 m2 Wq—换热量 W K —传热系数 W/m2·℃ △T—平均对数温差℃ 根据选定换热系统的有关参数，计算换热量、平均对数温差，设定传热系数，求出换热面积。选定厂家及换热器型号，计算板间流速，通过厂家样本提供的传热特性曲线及流阻特性曲线，查出实际传热系数及压降。若实际传热系数小于设定传热系数，则应降低设定传热系数，重新计算。若实际传热系数大于设定传热系数，而实际压降大于设定压降，则应进一步降低设定传热系数，增大换热面积，重新计算。经过反复校核，直到计算结果满足换热系统的要求，最终确定换热器型号及换热面积大小。这种算法的优点是计算简单，步骤少，时间短；缺点是结果不准确，应用范围窄。造成结果不准确的原因主要是样本所提供的传热特性曲线及流阻特性曲线是一定工况条件下的曲线，而设计工况可能与之不符。此外样本所提供的传热特性曲线及流阻特性曲线仅为水―水换热系统，在使用中有很大的局限性。 以下给出佛山显像管厂总装厂房低温冷却水及40℃热水两套换热系统实例加以说明采用手工简易算法得出的计算结果与实测结果的差别：
换热器计算例题
壳管式换热器例题 （一） 确定计算数据 用户循环水的供水温度为95℃，回水温度为70℃，外网蒸汽的温度为165℃，蒸汽焓为2763kJ/kg ，饱和水焓为694kJ/kg ，从水水换热器出来的凝结水温取80℃。 （二） 计算用户循环水量和外网的蒸汽流量。 用户循环水流量： s kg t t c Q G h g /55.41) 7095(41871035.4)(6 ''=-?=-= 外网蒸汽进入热力站的流量： s kg h h Q D n q /79.1) 804187102763(1035.4)(36 =?-??=-= （三）热网回水从水水换热器出来进入汽水换热器前的水温t 2 () ℃ 7.73)70(418755.4185418779.170)80165(222=-??=??-??=-??t t t c G c D （四）汽水换热器的选择计算 因为热负荷较大，初步选择N107-3DN650型汽水换热器两台并联。换热器的主要技术数据如下： 管内水流总净断面积为87.9×10-4m 2，管内径为0.02m ，外径为0.025m ，单位长度加热面积7.9 m 2，总管根数/行程数为112/4，最大一排管根数为12根，每纵排平均管数为9根。
1、单台汽水换热器的换热量为： ()Mw h h D Q b q 85.12 694000276300079.12) (=-=-= 2、汽水换热器的平均温差为： ℃80951657.731657.73951 221=---=---=?In t t t t In t t t n n p 3、热网循环水在换热器内的流速 可按下式计算：p n f G w ρ= 式中p ρ－为换热器内热网水的平均密度，kg/m 3。 s m w m kg t n p pj /4.2969109.872/55.41/9694.842 7.739543 =??===+=-ρ℃ 该流速在推荐流速范围内。 4、 内壁与水的换热系数 ℃ ?=?-?+=-+=22.08.022 .08.02 /1370602.04.2)4.84041.04.84211630()041.0211630(m w d w t t pj pj i α 5、 外壁与蒸汽的凝结换热系数 管外壁温度是未知的，假设管外壁温度比蒸汽饱和温度小30℃，则管外壁温度为：
换热器计算.doc
换热器计算的设计型和操作型问题(5.5)--传热过程 计算与换热器 日期:2005-12-28 18:04:55 来源:来自网络查看:[大中小] 作者：椴木杉热度： 944 在工程应用上，对换热器的计算可分为两种类型：一类是设计型计算（或称为设计计算），即根据生产要求的传热速率和工艺条件，确定其所需换热器的传热面积及其他有关尺寸，进而设计或选用换热器；另一类是操作型计算（或称为校核计算），即根据给定换热器的结构参数及冷、热流体进入换热器的初始条件，通过计算判断一个换热器是否能满足生产要求或预测生产过程中某些参数（如流体的流量、初温等）的变化对换热器传热能力的影响。两类计算所依据的基本方程都是热量衡算方程和传热速率方程，计算方法有对数平均温差（LMTD）法和传热效率-传热单元数（e-NTU）法两种。 一、设计型计算 设计型计算一般是指根据给定的换热任务，通常已知冷、热流体的流量以及冷、热流体进出口端四个温度中的任意三个。当选定换热表面几何情况及流体的流动排布型式后计算传热面积，并进一步作结构设计，或者合理地选择换热器的型号。 对于设计型计算，既可以采用对数平均温差法，也可以采用传热效率-传热单元数法，其计算一般步骤如表5-2所示。 表5-2 设计型计算的计算步骤 例5-4 一列管式换热器中，苯在换热器的管内流动，流量为1.25 kg/s，由80℃冷却至30℃；
冷却水在管间与苯呈逆流流动，冷却水进口温度为20℃，出口温度不超过50℃。若已知换热器的传热系数为470 W/（m2·℃），苯的平均比热为1900 J/（kg·℃）。若忽略换热器的散热损失，试分别采用对数平均温差法和传热效率-传热单元数法计算所需要的传热面积。 解（1）对数平均温差法 由热量衡算方程，换热器的传热速率为 苯与冷却水之间的平均传热温差为 由传热速率方程，换热器的传热面积为 A = Q/KΔt m = 118.8x1000/(470X18.2) = 13.9 m3 （2）传热效率-传热单元数法 苯侧 (m C ph) = 1.25*1900 = 2375 W/℃ 冷却水侧 (m c C pc) =(m h C ph)(t h1-t h2)/(t c1-t c2) =2375*(80-30)/(50-20)=3958.3 W/℃因此， (m C p)min=(m h C ph)=2375 W/℃ 由式（5-29），可得 Qmax = (m C p)min(t h1-t c1) = 2375*(80-20) = 142.5*10^3 W 由传热效率和热容流量比的定义式 e = Q/Qmax = 118.8/142.5 = 0.83 C Rh=(m h C ph)/(m c C pc)=2375/3958.3=0.6 由式（5-39） 0.83=(1-exp[(1-0.6)*NTU])/(0.6-exp[(1-0.6)*NTU]) 可求出传热单元数 NTU=2.71 则换热器的传热面积为 A = (m C p)min/K *NTU = 2375/470 * 2.71 = 13.7 m^2 讨论：由计算结果可见：采用两种方法计算传热面积，由于计算原理相同，计算结果十分接近。而对数平均温差法较为简单。 二、操作型计算 对于换热器的操作型计算，其特点是换热器给定，计算类型主要有以下两种：