Как найти вакуум в конденсаторе

2.1.1. Назначение и состав конденсационной установки. Схемы включения¶

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 (за счет увеличения теплоперепада на нее) и экономичность цикла в целом. Иллюстрацией этому служит рис. 2.1, где на T–S диаграмме изображены два идеальных тепловых цикла Ренкина, отличающиеся между собой только конечным давлением пара. Площадь фигуры abcdea (полезная работа цикла), относящейся к циклу с меньшим давлением отработавшего в турбине пара, больше площади фигуры a₁bcde₁a₁ на площадь заштрихованной фигуры аа₁е₁еа.

Рис. 2.1. Сопоставление идеальных тепловых циклов ПТУ с разными конечными давлениями пара в T–S диаграмме

В табл. 2.1 в качестве примера представлены данные по изменению мощности турбин и экономичности ПТУ при изменении давления пара за турбиной и неизменных параметрах свежего пара. Как показывают эти данные, при изменении давления за турбиной на 1 кПа экономичность паротурбинных установок ТЭС изменяется примерно на 1 %, а для АЭС это изменение достигает 1,5…2,0 %. Бόльшее изменение в экономичности паротурбинных установок АЭС определяется тем, что для турбин с малым теплоперепадом, в частности для турбин насыщенного пара, относительное изменение перепада оказывается бόльшим.

Таблица 2.1. Изменение мощности турбин и экономичности ПТУ
при изменении давления отработавшего пара на ±1 кПа

Марка турбины	Номинальная  мощность турбины, МВт	Изменение  мощности турбины, МВт	Изменение экономичности ПТУ, %
К-50-90 ЛМЗ	50	0,45	0,90
К-100-90ЛМЗ	100	0,90	0,90
Т-110/120-130 ТМЗ	120*	1,25	0,73*
К-200-130ЛМЗ	200	1,90	0,95
Т-250/300-240 ТМЗ	300*	1,83	0,70*
К-300-240-ЛМЗ	300	2,76	0,92
К-300-240-ХТЗ	300	3,34	1,11
К-500-240-ХТЗ	500	3,88	0,78
К-750-65/3000 ХТЗ	750	8,91	1,19
К-800-240 ЛМЗ	800	4,94	0,62
К-500-65/3000 ХТЗ	500	8,00	1,60
К-220-44 ХТЗ	220	4,06	1,85
К-1000-60/1500-1 ХТЗ
(3 ЦНД)	1000	12,75	1,28
* На конденсационном режиме работы.

Понижение параметров пара за турбиной обычно осуществляется до давления, ниже барометрического, для чего необходимо обеспечить конденсацию отработавшего в турбине пара. Этой цели и служит конденсационная установка, которая, кроме вышеуказанного назначения, обеспечивает также получение чистого конденсата для питания парового котла (парогенератора), замыкая цикл.

Принципиальная схема конденсационной установки приведена на рис. 1.2. Процесс конденсации совершается за счет отвода от пара теплоты конденсации при постоянном давлении. Для отвода теплоты, выделяющейся при конденсации пара (теплоты фазового перехода), через трубки конденсатора, образующие поверхность охлаждения, циркуляционным насосом непрерывно прокачивается охлаждающая среда. В зависимости от вида охлаждающей среды конденсаторы подразделяются на водяные (охлаждающая среда—вода) и воздушные (охлаждающая среда—воздух). Воздушные конденсаторы по ряду причин пока не получили широкого распространения, перспективные разработки в этой области будут описаны далее. Абсолютное большинство современных ПТУ имеют водяные конденсаторы, для охлаждения которых используются как естественные, так и специально созданные источники воды.

Конденсат, образовавшийся в результате конденсации пара, стекает в конденсатосборник, откуда откачивается конденсатным насосом и подается в систему регенерации.

Поступающий в конденсатор из турбины пар всегда содержит воздух, который попадает в турбину через концевые уплотнения ЦНД, неплотности фланцевых соединений различных элементов ПТУ, где давление меньше барометрического, и т. д. Часть воздуха попадает в конденсатор через неплотности соединения выходного патрубка турбины и переходного патрубка конденсатора. В конденсаторах паровых турбин одноконтурных АЭС содержание неконденсирующихся газов возрастает за счет продуктов радиолиза. Если воздух и другие неконденсирующиеся газы не удалять непрерывно из объема конденсатора, то разрежение в нем создать не удастся. Отсос паровоздущной смеси из парового пространства конденсатора осуществляется воздушным насосом (эжектором), который выбрасывает эту смесь, как правило, в окружающую среду.

Кроме создания вакуума конденсатор в современных турбинах выполняет и другие функции. Например, при пусках или резких изменениях нагрузки, когда котел или паропроизводящая установка АЭС вырабатывает бόльшее количество пара, чем требуется турбине, или когда параметры пара не соответствуют необходимым, пар после предварительного охлаждения направляется в конденсатор, что позволяет обойтись без выброса пара в атмосферу и тем самым исключить потери дорогостоящего рабочего тела. Для принятия сбросного пара конденсатор оборудуется специальным приемно-сбросным устройством. В конденсатор также направляют конденсат из коллекторов дренажей паропроводов, уплотнений, некоторых подогревателей и вводят добавку химически очищенной воды для восполнения потерь конденсата в цикле.

Известно, что при пуске турбоустановки как сама турбина, так и объем конденсатора заполнены воздухом. Для ускорения пуска иногда используется специальный пусковой воздушный насос (эжектор), который, как правило, имеет большую производительность.

Формально к схеме конденсационной установки иногда относится и так называемый хозяйственный эжектор, который обеспечивает удаление воздуха из водяных камер при пуске конденсатора в работу.

Все основные элементы конденсационной установки паровой турбины, кроме воздушных насосов (эжекторов), обычно размещаются в помещении между нулевой отметкой и отметкой машинного зала станции. Это помещение называется конденсационным. Исключение составляют турбины ХТЗ с боковыми конденсаторами. Воздушные насосы, как правило, размещаются на отметке турбины, вблизи нее.

[***]

В паротурбинных установках почти исключительное распространение получили поверхностные конденсаторы подвального типа. Конструктивная схема такого конденсатора приведена на рис 2.2.

Рис. 2.2.
1— корпус, 2— трубные доски, 3— трубки, 4— передняя водяная камера, 5—задняя (поворотная) водяная камера, 6— перегородка водяной камеры, 7—патрубок подвода циркуляционной воды, 8— патрубок выхода циркуляционной воды, 9— переходный патрубок (горловина) конденсатора, 10— патрубки отсоса паровоздушный смеси, 11— паровые щиты, 12— воздухоохладитель, 13, 14—первый и второй потоки воды соответственно, 15— конденсатосборник, 16—промежуточные перегородки, 17— окна в промежуточных перегородках, 18—сбросное устройство для пара, 19— трубы выхода пара из камер отбора ЦНД, А— вход пара в конденсатор, Б— отсос паровоздушной смеси, В— отвод конденсата, Г— вход охлаждающей воды, Д— выход охлаждающей воды, Е— сброс пара из котла (парогенератора), Ж— выход пара из отборов ЦНД

К корпусу конденсатора 1 присоединены (чаще всего с помощью сварки, иногда с помощью фланцевого соединения) основные трубные доски 2, в отверстиях которых закреплены трубки 3, образующие охлаждаемую поверхность теплообмена конденсатора. К внешним поверхностям трубных досок крепятся передняя 4 и задняя 5 (поворотная) водяные камеры. Передняя водяная камера с помощью перегородки 6 разделена на два отсека для организации тока воды через конденсатор в два хода. Под ходом в данном случае понимается течение воды без изменения направления движения. В общем случае выбор числа ходов (и соответствующего количества перегородок в водяных камерах) конденсатора определяется оптимальными значениями скоростей воды, гидродинамическим сопротивлением аппарата, компоновкой турбоустановки в целом и рядом других факторов.

Охлаждающая вода через патрубок 7 поступает в нижний отсек, проходит по трубкам нижней половины конденсатора, поворачивается на 180° в камере 5, проходит по трубкам верхней половины конденсатора и из верхнего отсека (верхней его части) передней водяной камеры 4 через патрубок 8 удаляется из конденсатора. По такой схеме (двухходовой) выполнено большинство конденсаторов современных паровых турбин. Имеются, однако, и конденсаторы с бόльшим и меньшим числом ходов. Например, конденсаторы турбин К-800-240 и К-1200-240 ЛМЗ выполнены одноходовыми.

Паровое пространство конденсатора, в котором размещены охлаждаемые циркуляционной водой трубки, с помощью переходного патрубка (горловины конденсатора) 9 соединяется (обычно с помощью сварки) с выходным патрубком турбины.

Пар, поступающий в конденсатор из турбины через переходный патрубок 9, конденсируясь на охлаждаемых циркуляционной водой трубках 3, движется в направлении патрубка отсоса паровоздушной смеси 10. При этом в приведенной на рис. 2.2 компоновке трубного пучка пар движется преимущественно сверху вниз (часть пара из развитого центрального прохода входит в трубный пучок в радиальном, от центра к периферии, направлении), обходя в нижней части пучка паровые щиты 11, условно выделяющие часть трубного пучка 12, называемую воздухоохладителем.

Для обеспечения более полной конденсации пара в объеме конденсатора и уменьшения количества пара, отсасываемого воздушным насосом через патрубки 10, необходимо, чтобы первый ход циркуляционной воды был организован в части трубного пучка, включающего в себя зону воздухоохладителя. В данном случае (см. рис. 2.2), вода подается в водяную камеру снизу.

Для удобства эксплуатации турбины и конденсатора (чистка трубок, их осмотр, замена или заглушка) современные конденсаторы паровых турбин обычно выполняются двухпоточными. Для этого циркуляционная (охлаждающая) вода подается в конденсатор двумя параллельными потоками.

На рис. 2.2 трубные пучки 13 и 14 этих двух независимых потоков воды симметрично расположены относительно вертикальной осевой линии конденсатора (разрез А—А). Каждый из потоков выполнен двухходовым.

Пар, сконденсировавшийся на поверхности трубок, стекает в нижнюю часть конденсатора, откуда собирается в конденсатосборник 15. Из конденсатосборника конденсат откачивается конденсатными насосами.

В паровом пространстве конденсатора для обеспечения вибронадежности его трубной системы, а также для ужесточения корпуса аппарата устанавливаются промежуточные перегородки 16, количество и система расстановки которых определяются по специальной методике. Для выравнивания полей скоростей и давления пара по всему объему конденсатора в промежуточных перегородках выполняются окна 17.

В переходном патрубке конденсатора обычно устанавливаются выводные трубы пара 19 из камер отборов ЦНД на регенеративные подогреватели низкого давления, а также сбросное устройство для пара 18, поступающего из парового котла (парогенератора) через РОУ и БРОУ.

В ряде конденсаторов сбросные устройства иногда устанавливаются непосредственно в трубных пучках, но это затрудняет выполнение наиболее рациональной компоновки трубного пучка конденсатора, так как дополнительные потоки пара и воды вызывают аэродинамические и температурные перекосы в пучке и, следовательно, ухудшают эффективность его работы [29]. Такое конструктивное решение может также оказать отрицательное влияние на долговечность работы трубного пучка из-за больших скоростей сбрасываемых потоков пара, его высокой температуры и большой влажности. Эти потоки способствуют эрозионному износу трубок, появлению опасных автоколебаний трубок и их разгерметизации в узле вальцовочного соединения в трубных досках из-за больших термических напряжений.

[***]

Схемы включения конденсаторов паровых турбин должны обеспечить высокую эффективность работы всей паротурбинной установки, минимальный расход электроэнергии на прокачку охлаждающей воды, а также рациональную компоновку оборудования и циркуляционных водоводов в машинном зале электростанции.

Паровые турбины большой мощности имеют большое число выхлопных патрубков (до восьми), которые направляют пар в конденсаторы.

В современных конструктивных решениях можно выделить два основных варианта включения конденсаторов по пару: связки «выхлопной патрубок―корпус конденсатора» и «несколько выхлопных патрубков на один корпус конденсатора».

В отечественной практике наиболее часто реализуется вариант одно- и двухкорпусного выполнения конденсаторов с параллельными потоками в них пара.

По расположению конденсаторов относительно турбины все известные схемы могут быть классифицированы по двум основным признакам—местоположению конденсатора относительно турбины и расположению оси трубного пучка конденсатора относительно продольной оси турбоагрегата.

По первому признаку различают три типа конденсаторов:

• подвальный (конденсатор расположен под турбиной, обычно в пределах фундамента агрегата);
• боковой (корпус конденсатора расположен сбоку от турбины за пределами ее фундамента);
• интегральный (трубный пучок компонуется во внешнем корпусе ЦНД или в его части).

По второму признаку различают два варианта: конденсаторы с поперечным и продольным (параллельно или вдоль оси турбины) расположением.

Наиболее часто применяется подвальное поперечное расположение конденсатора (рис. 2.3). В большинстве случаев для мощных турбин один корпус конденсатора объединяется в блок с одним ЦНД. Такая схема позволяет на базе отработанного блока «ЦНД―конденсатор» с наименьшими затратами наращивать единичные мощности турбин за счет унифицированных блоков.

Рис. 2.3. Схема подвального поперечного расположения конденсатора

По условиям компоновки турбоагрегата ширина подвального поперечного конденсатора ограничена осевой длиной ЦНД. Данная схема не накладывает ограничений на длину конденсатора, которая обычно ограничена сортаментом (длиной) применяемых в конденсаторе трубок. В этих условиях увеличение габаритов аппарата может осуществляться только за счет высоты, что вызовет существенный рост парового сопротивления конденсатора и потребует увеличения напора циркуляционного насоса.

Корпус конденсатора с помощью сварки соединен с нижней частью ЦНД переходным патрубком, который имеет форму усеченной пирамиды. Минимально возможная высота переходного патрубка обычно определяется по условиям компоновки трубопроводов регенеративных отборов турбины, которые выводятся из ЦНД. При этом необходимо учитывать, что с увеличением угла раскрытия патрубка потери давления и неравномерность потока по входному сечению корпуса конденсатора возрастают.

Подвальный продольный конденсатор отличается от поперечного тем, что обычно один корпус конденсатора принимает пар из нескольких выхлопов, в том числе и от нескольких ЦНД. Габариты подвального продольного конденсатора по ширине ограничены шириной фундамента, а по длине—длиной ЦНД (рис. 2.4). Так как протяженность ЦНД часто больше длины охлаждающих трубок, то корпус конденсатора изготовляют из двух-трех частей, которые соединяют по воде промежуточными водяными камерами. Для наборки трубок в такой конденсатор (при его монтаже) используют пространство под ЦВД и генератором.

Рис. 2.4. Схема подвального продольного расположения конденсатора

Общей характерной особенностью подвальных компоновок конденсаторов является то, что поток пара за последней ступенью турбины для того, чтобы попасть в конденсатор, должен развернуться на угол до 90 °, а это приводит к потерям давления в выхлопном патрубке.

Боковая продольная компоновка конденсатора (рис. 2.5) дает возможность свободного размещения поверхности охлаждения при обеспечении необходимого уровня скоростей пара в трубном пучке, гарантирующего удовлетворительные тепловые характеристики конденсатора.

Рис. 2.5. Схема бокового продольного расположения конденсатора

Другим преимуществом боковой компоновки являются низкие потери в выхлопном патрубке турбины за счет меньшего угла поворота потока. Кроме того, боковая компоновка позволяет снизить общую высоту турбоагрегата. Длина бокового продольного конденсатора ограничена, ширина явных ограничений не имеет, а высоту обычно выбирают в соответствии с вертикальным размером ЦНД. Для уменьшения затрат на прокачку охлаждающей воды деление конденсатора на потоки по воде обычно осуществляют по высоте, что позволяет иметь у насоса нижнего потока меньший напор.

Боковая продольная компоновка предусматривает, как правило, применение для одного ЦНД двух конденсаторных корпусов, расположенных по обе стороны от турбины. Каждый из корпусов соединен с выхлопами ЦНД не менее чем двумя переходными патрубками, конфигурация и размеры которых должны обеспечивать равномерный подвод пара к трубным пучкам и низкие потери давления.

Для размещения бокового конденсатора в машинном зале необходимо резервировать дополнительную площадь (в соответствии с его габаритами).

К числу недостатков данной компоновки следует отнести также и то, что размещение конденсатора вдоль турбины затрудняет доступ к ЦНД для обслуживания и ремонта, а боковой подвод пара усложняет процесс проверки гидравлической плотности парового пространства конденсатора при монтаже и ремонтах. Боковая поперечная компоновка конденсаторов в настоящее время не применяется.

Основное отличие интегральной продольной компоновки конденсатора (рис. 2.6) заключается в том, что поверхность охлаждения компонуется непосредственно во внешнем корпусе ЦНД. При таком решении отпадает необходимость в переходных патрубках, а это обеспечивает минимальные металлоемкость и габариты всего блока «ЦНД—конденсатор». В остальном интегральная продольная компоновка имеет те же особенности, что и схема с боковыми продольными конденсаторами.

Рис. 2.6. Схема интегрального продольного расположения конденсатора

Интегральная поперечная компоновка конденсаторов в настоящее время не применяется.

Выбор варианта компоновки блока «ЦНД―конденсатор» обычно осуществляется на основе технико-экономического анализа низкопотенциального комплекса конкретной электростанции. В качестве функции цели в этом случае рассматривается сумма расчетных приведенных затрат на систему «турбина―конденсатор―водоохладитель». Существенное значение при этом имеют схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде (разд. 2.1.4).

2.1.2. Влияние давления в конденсаторе на экономичность работы паровой турбины¶

Основным показателем эффективности работы конденсатора является давление пара р_к в его переходном (входном) патрубке (горловине) или производные этого параметра—разрежение, или вакуум V, т. е. разность между барометрическим давлением В и давлением пара в конденсаторе, а также вакуум, выраженный в процентах барометрического давления и вычисляемый по формуле (1.28).

Исследования ВТИ показали, что эффективность работы конденсационной установки практически не зависит от барометрического давления и поэтому значение давления пара р_к характеризует эффективность работы конденсатора (конденсационной установки в целом) и условия работы паровой турбины в части ее противодавления.

Давление в конденсаторе р_к однозначно определяется температурой насыщения t_н, соответствующей этому давлению. Рассмотрим, от каких параметров зависит эта температура.

В конденсаторе, имеющем площадь поверхности теплообмена (охлаждения) F, при расходе через него охлаждающей воды G_в вода нагревается на

(2.1)

Δ

t
в

=

t

2
в

−

t

1
в

и недогревается до температуры насыщения на величину

(2.2)

δ
t
=
 

t
н

−

t

2
в

.

Таким образом, температура насыщения определяется выражением

(2.3)

t
н

=

t

1
в

+
Δ

t
в

+
δ
t

.

Приведенная зависимость является основополагающей для анализа эффективности работы конденсатора и всей конденсационной установки в целом, как на номинальном, так и переменном режимах работы турбины (турбоустановки).

Температура охлаждающей воды на входе в конденсатор t_1в зависит от географического месторасположения электростанции, времени года и системы водоснабжения. Сводные данные по среднегодовым температурам воды в различных географических районах приведены в табл. 2.2. При проектировании турбин с учетом того, что они могут устанавливаться в самых различных районах страны, среднегодовую расчетную температуру охлаждающей воды обычно принимают из следующего ряда: для ТЭС и АЭС—10, 12, 15 или 20 °С, а для ТЭЦ и АТЭЦ—20 или 27 °С. При этом необходимо иметь в виду, что при рассмотрении переменного режима работы турбины выполняются расчеты и на более широкий диапазон температур 2…30 °С. В отдельных случаях, например, при последовательном соединении конденсаторов по охлаждающей воде или при оборотной системе водоснабжения с градирнями, температура воды на входе, в конденсатор может достигать 40 °С.

Таблица 2.2. Среднегодовые температуры охлаждающей воды в зависимости от системы технического водоснабжения и географического расположения электростанции, ^оС

Географический район	Прямоточная система водоснабжения	Оборотная система водоснабжения
с прудами-охладителями	с градирнями или брызгальными бассейнами
Средняя полоса европейской части России Юг европейской части России Урал и Сибирь Средняя Азия	10―12 10―12 6―10 8―15	15―20 15―20 12―15 13―18	18―22 20―24 18―22 20―26

Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе Δt можно определить из уравнения теплового баланса для аппарата

(2.4)

Δ
 

t
в

=

t

2
в

−

t

1
в

=

D
к

(

h
п

−

h
к

)

G
в

c

p
в

=

h
п

−

h
к

m

c

p
в

,

где D_к— расход пара в конденсатор, т/ч;

h_п, h_к— теплосодержание пара и конденсата соответственно, кДж/кг;

G_в—расход охлаждающей воды через конденсатор, т/ч;

с_рв—теплоемкость воды при постоянном давлении, кДж/(кг⋅К).

Отношение расхода охлаждающей воды к расходу поступающего в конденсатор пара называется кратностью охлаждения

(2.5)

m
=

G
в

D
к

.

Это соотношение показывает, какое количество воды необходимо для конденсации
1 кг
пара. Кратность охлаждения выбирается на основе технико-экономического анализа для ПТУ в целом. При этом учитывается, что увеличение т, с одной стороны, означает углубление вакуума в конденсаторе, а с другой—требует больших капитальных вложений в систему водоснабжения электростанции (больше расход охлаждающей воды, больше мощность циркуляционных насосов и др.). Выбор кратности охлаждения взаимосвязан и с конструкцией конденсатора, в частности с числом ходов воды в аппарате, а также со схемой включения конденсатора по воде (табл. 2.3).

Таблица 2.3. Значения кратности охлаждения и нагрева охлаждающей воды в конденсаторах современных паровых турбин

Число ходов охлаждающей воды в конденсаторе	Кратность охлаждения, кг/кг	Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе, оС
Один Два Три и четыре	80―120 50―70 40―50	5―7 7―10 10―13

Величина (h_п–h_к) в выражении (2.4), представляющая собой в основном теплоту фазового перехода, для конденсаторов современных паровых турбин, работающих с р_к = 3―6 кПа, изменяется незначительно и в первом приближении для указанного диапазона давлений может быть принята 2 430 кДж/кг. С учетом того, что при реальных уровнях средней температуры воды в конденсаторе ее теплоемкость при постоянном давлении с_рв = 4,19 кДж/(кг К), зависимость (2.4) для предварительных и оценочных расчетов может быть представлена в следующем виде:

(2.6)

Δ
 

t
в

≈

5
8
0

m

.

Недогрев охлаждающей воды в конденсаторе δt до температуры насыщения с физической точки зрения определяется наличием термического сопротивления между конденсирующимся паром и охлаждающей водой. Недогрев определяется из совместного рассмотрения уравнений теплового баланса и теплопередачи

(2.7)

δ
t
=

t

2
в

−

t

1
в

exp
 

(

K
F

G
в

c

p
в

)

−
1

=

Δ

t
в

exp
 

(

3,6
⋅
K

m

d
к

c

p
в

)

−
1

,

где K — коэффициент теплопередачи в конденсаторе, Вт/(м²⋅К);

F — площадь поверхности теплообмена (охлаждения) конденсатора, м²;

d
к

=

D
к

F

—удельная паровая нагрузка конденсатора (количество пара, сконденсировавшегося на единице поверхности теплообмена в единицу времени), кг/(м²⋅ч).

Недогрев охлаждающей воды в конденсаторе δt до температуры насыщения зависит от удельной паровой нагрузки конденсатора, чистоты его поверхности теплообмена, воздушной плотности, температуры и скорости охлаждающей воды, материала трубок и ряда других факторов. Недогрев характеризует эффективность работы конденсатора, а также оптимальность подбора оборудования и его взаимодействия в схеме конденсационной установки в целом. Любые мероприятия, приводящие к увеличению коэффициента теплопередачи, к интенсификации теплообмена в конденсаторе, однозначно приводят к снижению недогрева.

В конденсаторах современных паровых турбин недогрев охлаждающей воды до температуры насыщения обычно составляет δt = 3…10 °С. Бoльшие значения недогрева, как правило, относятся к одноходовым конденсаторам.

Необходимо иметь в виду, что в некоторой технической литературе, а также в условиях эксплуатации недогрев иногда называют температурным напором.

Рассматривая совместно зависимости (2.3)—(2.7), можно записать общую функциональную зависимость давления в конденсаторе (температуры насыщения) от основных параметров, определяющих эффективность работы конденсатора,

[ p_{к} (t_{н}) = f (t_{1в}, m, K, d_{к}) .tag{2.8}]

Эта зависимость называется характеристикой конденсатора. Таким образом, давление в конденсаторе зависит от следующих основных параметров: температуры охлаждающей воды на входе, кратности охлаждения, коэффициента теплопередачи и удельной паровой нагрузки. Существенное влияние на эффективность работы конденсатора оказывают присосы воздуха, а также эффективность работы воздушных насосов. Необходимо также иметь в виду, что в общем случае на эффективность работы оказывают влияние паровое сопротивление конденсатора и переохлаждение конденсата.

Расчетные данные по каждому конденсатору в соответствии с зависимостью (2.8) на номинальном и переменном режимах работы ПТУ обычно являются составной частью технической документации турбины, поставляемой заводом-изготовителем, и используются станционным персоналом при оценке эффективности работы оборудования.

[***]

Давление пара за последней ступенью турбины р₂ не равно давлению на входе в конденсатор. В выхлопном патрубке турбины возможно как понижение давления, так и его повышение. Обычно это учитывается коэффициентом полных потерь патрубка φ_патр по формуле

(2.9)

p
2

=

p
к

[

1
−
0
,
0
3
8
⋅

(

φ

п
а
т
р

−
1

)

 

(

C

2
a

1
0
0

)

2

]

.

Значение этого коэффициента зависит от формы и размеров патрубка и последней ступени турбины, а также от режима течения пара в патрубке (его осредненной осевой скорости С_2а). Значения приводимых коэффициентов полных потерь патрубков φ_патр = 0,7―1,8 нуждаются в уточнении. Поэтому при выборе оптимального значения давления в конденсаторе и при рассмотрении его влияния на экономичность работы паровой турбины в первом приближении обычно принимают

p
2

≈

p
к

, что соответствует φ_патр =1.

При изменении давления пара за турбиной (в конденсаторе) изменяются располагаемый на турбину теплоперепад, внутренние относительные КПД последних ступеней, потери с выходной скоростью, расход пара в конденсатор (при неизменном расходе свежего пара на турбину) и конечная влажность пара. При этом следует различать два принципиально разных режима работы последней ступени—режим с докритическими скоростями истечения пара из рабочих лопаток и режим при сверхкритических скоростях истечения с дополнительным ускорением потока пара в косом срезе рабочих лопаток.

Критическое давление пара, соответствующее границе между этими режимами, определяется выражением

(2.10)

p
к

≈
0
,
3
2
8
⋅
1

0

−
3

D
к

F
2

,

где D_к —расход пара в конденсатор, кг/с;

F₂ —площадь горловых сечений на выходе из рабочих лопаток последней ступени, м².

Как показано в [5], для любой паровой турбины при постоянном расходе пара в конденсатор D_к и неизменных параметрах свежего пара p_o, t_o можно построить зависимость изменения мощности турбины от давления пара в конденсаторе р_к:

(2.11)

Δ
N
=
f

(

p
к

)

 
,

D
к

=
const
,

p
o

=
const
,

t
o

=
const
.

Такие зависимости, полученные на основе расчетных данных, включаются в типовые энергетические характеристики по результатам испытаний и обобщению опыта эксплуатации больших групп однотипных турбин.

На рис. 2.7, по данным [30], в качестве примера представлены графики этих зависимостей для ряда паровых турбин.

Рис. 2.7. Поправки к мощности турбин на отклонение давления пара в конденсаторе
I-1—II–II — зона примерно линейной зависимости; a — турбина К-300-240 ХТЗ, б— К-500-240 ХТЗ

Для режимов с докритической скоростью истечения пара из рабочей решетки последней ступени существует пропорциональная зависимость между приращениями теплоперепада и мощности (область, ограниченная линиями I—I и II—II).

При сверхкритических скоростях истечения пара из рабочей решетки последней ступени изменение давления в конденсаторе на параметрах пара перед ступенью не сказывается. Поэтому мощность всех ступеней турбины, кроме последней, останется постоянной, а мощность турбины будет изменяться только за счет изменения окружной составляющей скорости выхода пара из рабочей решетки последней ступени.

В условиях сверхкритического режима истечения пара из рабочей решетки последней ступени прямая зависимость между приращением теплоперепада и мощности нарушается. Понижение давления за ступенью в этом случае сопровождается отклонением потока пара в косом срезе сопл и лопаток. До тех пор пока не будет достигнуто предельное расширение в косом срезе сопл и лопаток, по мере снижения давления отработавшего пара мощность турбины будет увеличиваться [3―5].

Можно выделить основные факторы, определяющие оптимальное давление в конденсаторах конкретной турбины: конструкцию турбины (особенно ее последней ступени) и технико-экономические показатели конденсационной установки в целом.

Величина предельного давления обусловлена конструкцией турбины—возможностью обеспечить расширение определенного расхода пара в последней ступени лишь до ограниченного противодавления. Для конденсационной турбины давление отработавшего пара, соответствующее режиму, при котором исчерпывается расширительная способность косого среза сопл и лопаток и прекращается прирост мощности, называется предельным вакуумом.

Ограничивающее снижение давления в конденсаторе определяется необходимостью больших размеров конденсаторов (больших поверхностей теплообмена), больших расходов охлаждающей воды и большой мощности циркуляционных насосов на ее прокачку через конденсатор (расход электроэнергии на собственные нужды).

Для экономичной работы турбоустановки необходимо, чтобы прирост мощности турбины при понижении давления пара в конденсаторе и неизменном расходе пара D_к был больше увеличения расхода электроэнергии на насосы. Вакуум, соответствующий максимальной выработке полезной мощности турбоустановки при неизменном расходе пара в конденсатор, является наивыгоднейшим и называется экономическим вакуумом.

В реальных условиях эксплуатации турбин предельный вакуум, как правило, не достигается, так как быстрее устанавливается экономический вакуум, при котором полезная мощность турбоустановки (за вычетом затрат мощности на привод циркуляционных насосов) при данном расходе пара в конденсатор достигает максимального значения. В связи с этим величину экономического вакуума обычно считают оптимальным вакуумом конденсатора для данной паровой турбины.

Как показано в [3―5] и подтверждено результатами многочисленных натурных испытаний турбин, для каждой турбины может быть построена универсальная зависимость относительного прироста мощности от относительного изменения давления отработавшего пара

(2.12)

Δ
N

D
к

=
f

(

p
к

D
к

)

.

Эта зависимость в отдельных случаях более удобна, так как заменяет сетку кривых при разных расходах пара в конденсатор (см. рис. 2.7).

На рис. 2.8 в качестве примера приведена универсальная зависимость для турбины К-300-240 ЛМЗ. Участок АВ кривой характеризует режим докритического истечения, где относительное изменение мощности линейно зависит от относительного противодавления. Участок кривой ВС соответствует сверхкритическому истечению в ступени с расширением пара в косом срезе сопл и лопаток, где эта зависимость становится нелинейной. На участке CD, где расширительная способность косого среза исчерпывается, мощность последней ступени с уменьшением противодавления не увеличивается, а мощность турбины в целом может даже уменьшаться (линия CD’) за счет увеличения отбора пара в первый по ходу воды подогреватель низкого давления. В табл. 2.4 в качестве примера представлены оптимальные расчетные значения давлений в конденсаторах ряда паровых турбин на номинальном режиме их работы. Для оценочных расчетов применительно к современным электростанциям можно принимать оптимальные значения давлений в конденсаторе в следующих диапазонах: ТЭС и АЭС―3,5―5,5 кПа; ТЭЦ и АТЭЦ―6,0―9,0 кПа.

Рис. 2.8. Универсальная зависимость приращения мощности турбины К-300-240 ЛМЗ от давления пара в конденсаторе

Таблица 2.4. Расчетные значения давления в конденсаторах на номинальном режиме работы паровых турбин

Марка турбины	Марка конденсатора	Поверхность охлаждения одного корпуса, м2	Количество корпусов	Число ходов по воде	Температура воды на входе, оС	Давление, кПа
К-200-130 ЛМЗ	200-КЦС-2	4500	2	2	10	3,43
К-300-240 ЛМЗ	300-КЦС-3	15400	1	2	12	3,43
К-300-240 ХТЗ	К-15240	15240	1	2	12	3,43
К-500-240-2 ХТЗ	К-11520-2	11520	2	2	12	3,63
К-800-240-3 ЛМЗ	800-КЦС	20600	2	1	12	3,43*
К-1200-240 ЛМЗ	1200-КЦС	31300	2	1	12	3,58*
К-220-44 ХТЗ	К-12150	12150	2	2	22	5,10
К-500-60/1500 ХТЗ	К-22550	22550	2	2	22	5,88
К-500-65/3000 ХТЗ	К-10120	10120	4	2	12	3,92
К-750-65 ХТЗ	К-16160	16160	4	2	15	4,41
К-1000-60-1 ХТЗ	К-45600	45600**	6	1	15	3,92
К-1000-60 ЛМЗ	КЦ-1000	22000	4	2	20	5,09
* Среднее значение давления, так как конденсаторы секционированы. **С каждой стороны турбины (на три конденсатора); общая площадь поверхности всей конденсационной установки 91200 м2.

2.1.3. Общие представления о процессах, происходящих в конденсаторе¶

Создание разрежения в конденсаторе обусловлено тем, что в объеме аппарата устанавливается некоторое равновесное давление между паром и конденсатом, определяемое температурой в этом объеме. Эта зависимость для насыщенного пара однозначна—каждой температуре конденсирующегося насыщенного пара соответствует определенное значение давления. Температура пара в объеме конденсатора формируется рядом параметров, определяющих эффективность его работы: температурой циркуляционной воды на входе в аппарат, расходами циркуляционной воды и пара, количеством воздуха в аппарате и др. Температура воды на входе в конденсатор является одним из основных параметров в этом ряду. В некотором «идеальном» конденсаторе (при G_в =

∞

; F =

∞

; D_возд = 0) наиболее низкая температура пара в объеме аппарата должна равняться температуре охлаждающей воды на входе в аппарат.

Разрежение, достигаемое в конденсаторе, определяется тем, что удельный объем насыщенного пара значительно больше удельного объема воды (конденсата)—чем сильнее будет охлажден пар в объеме конденсатора (чем ниже его температура), тем больше образуется конденсата и тем ниже будет давление. Например, при температуре насыщения t_н = 32,90 °С удельный объем образующегося конденсата в 28,2 раз меньше, чем объем насыщенного пара; при этом в объеме конденсатора устанавливается равновесное давление р_к = 5 кПа. Большинство современных паровых турбин работает с давлением в конденсаторе 3―6 кПа.

Присутствие в паровом пространстве конденсатора воздуха существенно ухудшает условия теплообмена между конденсирующимся паром и охлаждающей водой, приводит к росту парового сопротивления конденсатора, снижению температуры пара в конденсаторе и, как следствие, к переохлаждению конденсата. Значительные присосы воздуха, кроме того, приводят к снижению деаэрирующей способности конденсатора и повышению насыщения конденсата кислородом. Повышение содержания кислорода в питательной воде, в свою очередь, увеличивает коррозию тракта от конденсатора до деаэратора.

Рассмотрим влияние присосов воздуха на распределение парциальных давлений в конденсаторе. Предположим, что в конденсатор при установившемся режиме поступают массовые расходы пара и воздуха, равные D_к и D_возд соответственно при давлении в переходном патрубке конденсатора р_к. Давление в конденсаторе р_к согласно закону Дальтона равняется сумме парциальных давлений пара р_п и воздуха р_возд:

(2.13)

p
к

=

p
п

+

p

в
о
з
д

.

Используя уравнение состояния для каждого компонента паровоздушной смеси pV = MRT (для водяного пара это не совсем точно, но погрешность незначительна), и принимая, что T_п = T_возд, a V_возд = V_п = V, где V—удельный объем, получаем

(2.14)

p

в
о
з
д

p
п

=

М

в
о
з
д

М
п

⋅

R

в
о
з
д

R
п

.

Отношение газовых постоянных воздуха и пара равно

R

в
о
з
д

R
п

≈

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaWaaSaaaeaaca WGsbWaaSbaaSqaaGqabiaa=jdbcaWF+qGaa83neiaa=rdbaeqaaaGc baGaamOuamaaBaaaleaacaWF=qaabeaaaaGccqGHijYUaaa@3D81@

0,622; тогда, введя относительное массовое содержание воздуха

ε
=

M

в
о
з
д

M
п

≈

D

в
о
з
д

D
п

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaeqyTduMaey ypa0ZaaSaaaeaacaWGnbWaaSbaaSqaaGqabiaa=jdbcaWF+qGaa83n eiaa=rdbaeqaaaGcbaGaamytamaaBaaaleaacaWF=qaabeaaaaGccq GHijYUdaWcaaqaaiaadseadaWgaaWcbaGaa8Nmeiaa=5dbcaWF3qGa a8hneaqabaaakeaacaWGebWaaSbaaSqaaiaa=9dbaeqaaaaaaaa@45DB@

, получим

(2.15)

p
п

=

p
к

1
+
0,622
⋅
ε

.

Как следует из данной зависимости, с ростом содержания воздуха в паре парциальное давление пара уменьшается. Однако, даже при ε = 0,01, что существенно ниже допустимых норм, разница в давлениях р_к и р_п незначительна. Например, при р_к = 4,0 кПа и ε = 0,01 получаем (р_к–р_п) = 0,064 кПа.

Рис. 2.9 качественно иллюстрирует изменение параметров паровоздушной смеси в конденсаторе на пути его движения от входного патрубка (горловины) до патрубка отсоса смеси за воздухоохладителем. При входе в конденсатор относительное содержание воздуха малό(например, по данным ВТИ в конденсаторе турбины К-300-240 оно не превышает 0,3 кг/ч, что при номинальном расходе пара D_п = 560 т/ч соответствует значению ε = 0,00005 %). В связи с этим парциальное давление пара р_п, подсчитанное по (2.15), практически оказывается равным давлению р_к (рис. 2.9, а).

Рис. 2.9. Изменение параметров паровоздушной смеси в объеме конденсатора
а— изменение парциального давления пара р_п и давления в конденсаторе р_к, б—изменение температуры пара t_п и относительного содержания воздуха ε; 0—вход в конденсатор, 1—начало зоны воздухоохладителя, 2—отсос паровоздушной смеси

По мере движения паровоздушной смеси от входного патрубка конденсатора к патрубку отсоса паровоздушной смеси пар конденсируется, а относительное содержание воздуха ε растет и на входе в эжектор может достигать 60—70 %. Парциальное давление пара р_п в соответствии с (2.15) падает. Градиент давлений паровоздушной смеси между входом в конденсатор (горловина) и выходом из него (патрубок отсоса смеси) называется паровым сопротивлением конденсатора

Δ

p
п

=

p
к

−

p
к
‘

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaeuiLdqKaam iCamaaBaaaleaaieqacaWF=qaabeaakiabg2da9iaadchadaWgaaWc baGaa8NoeaqabaGccqGHsislcaWGWbWaa0baaSqaaiaa=Pdbaeaaju g7aiaacEcaaaaaaa@410B@

.

На рис. 2.9, б представлена качественная зависимость изменения температуры пара t_п и относительного содержания воздуха ε в конденсаторе. По мере конденсации пара из паровоздушной смеси температура пара в конденсаторе уменьшается, так как снижается парциальное давление насыщенного пара. Это определяется наличием в паре воздуха и возрастанием его относительного содержания в паровоздушной смеси, а также наличием у трубного пучка конденсатора парового сопротивления и снижением общего давления паровоздушной смеси.

Весь объем конденсатора с точки зрения эффективности конденсации пара можно условно разбить на две зоны (рис. 2.9): зону массовой конденсации и зону охлаждения паровоздушной смеси.

Зона массовой конденсации (зона 0 — 1) характеризуется слабым влиянием содержания воздуха на температуру пара, в этой зоне конденсируется основная масса пришедшего в конденсатор пара при незначительном изменении температуры.

Зона охлаждения паровоздушной смеси (зона 1—  2) отличается не только более резким понижением температуры паровоздушной смеси, но и характером процесса теплоотдачи от смеси к охлаждающей воде; эта зона служит для завершения процесса конденсации и называется иногда также зоной воздухоохладителя.

Следствием понижения парциального давления и температуры насыщенного пара из-за присосов воздуха и парового сопротивления конденсатора является переохлаждение конденсата, под которым понимают разность температуры насыщенного пара t_п при давлении паровоздушной смеси р_к на входе в конденсатор и температуры конденсата t_к при выходе из конденсатора, как правило, на входе в конденсатосборник (рис. 2.9):

(2.16)

Δ
 

t
к

=

t
п

−

t
к

.

При конденсации пара из паровоздушной смеси температура образовавшегося конденсата определяется не давлением смеси, а парциальным давлением конденсирующегося пара. Чем выше содержание воздуха в паровоздушной смеси, тем меньше в соответствии с формулой (2.15) парциальное давление пара р_п, а следовательно, и температура t_к образующегося конденсата. В зоне массовой конденсации пара, где ε мало, переохлаждение также незначительно, а в зоне охлаждения паровоздушной смеси может достигать 6…7 °С.

Переохлаждение конденсата зависит от конструкции конденсатора, его паровой нагрузки, температуры охлаждающей воды, воздушной плотности аппарата, а также эффективности работы эжектора. Переохлаждение конденсата без соответствующего снижения давления в горловине конденсатора означает уменьшение теплосодержания рабочего тела, поступающего в систему регенерации, а затем в паровой котел (парогенератор). Это приводит к дополнительным затратам топлива для получения необходимых параметров свежего пара.

Основным отрицательным последствием переохлаждения образовавшегося конденсата является его насыщение кислородом, который вызывает и активизирует коррозию тракта конденсата от конденсатора до деаэратора; продукты коррозии попадают также в паровой котел и в турбину, снижая их эффективность и надежность. Насыщение конденсата кислородом объясняется тем, что при охлаждении конденсата ниже температуры насыщения происходит интенсивное поглощение кислорода из парогазовой смеси. Процесс абсорбции кислорода в жидкую фазу начинается при конденсации пара на пленке конденсата, образующейся на охлаждаемых трубках.

Для сведения до минимума переохлаждения конденсата современные конденсаторы выполняются регенеративными—в них конденсат, сливающийся с поверхности теплообмена в конденсатосборник, подогревается встречным течением основного потока пара. Этой же цели служат различные конструктивные решения по компоновке трубных пучков конденсаторов (организация проходов пара в застойные зоны, установка различных направляющих щитов и устройств, разбрызгивающих конденсат при сливе его в конденсатосборник, и др.).

2.1.4. Охлаждение конденсаторов и схемы их включения по охлаждающей воде¶

Как показано выше, для создания в конденсаторе разрежения через его трубную систему необходимо прокачивать охлаждающую воду.

Конденсаторы паровых турбин являются основными потребителями воды в системе технического водоснабжения тепловых и атомных электростанций. Доля воды, идущей на охлаждение конденсаторов, составляет 90—94 %. При этом необходимо иметь в виду, что для конденсаторов паровых турбин АЭС расход охлаждающей воды в 1,5—1,7 раза выше, чем для ТЭС. Это в основном определяется применением на АЭС турбин насыщенного пара невысоких параметров, у которых в конденсаторы поступает существенно больше пара. В среднем для производства 1 кВт⋅ч электроэнергии требуется
130 кг
воды для ТЭС и
200 кг
для АЭС.

В табл. 2.5 в качестве примера приводятся данные по расходу охлаждающей воды на конденсационные установки ряда паровых турбин при номинальном режиме их работы и расчетных значениях температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор.

Таблица 2.5. Расходы охлаждающей воды на конденсационные установки паровых турбин при расчетном значении температуры воды на входе

Марка турбины	Расход воды, м3/ч
К-50-90 ПТ-60/75-130/13,Т-50/60-130 К-100-90,Т-110/120-130 ПТ-135/165-130/15 К-200-130 К-220-44 Т-250/300-240 К-300-240 К-500-240 К-500-166 К-500-65/3000 К-750-65-3000 К-800-240 К-1000-65/1500 К-1200-240	8000 8000 16000 12500 25000 36000 28000 36000 52000 55000 83000 120000 73000 170 000 108000

Расход воды на конденсатор (конденсационную установку) определяется из уравнения теплового баланса конденсатора и характеризуется кратностью охлаждения т— количеством воды, необходимым для конденсации
1 кг
пара.

Капитальные затраты на систему технического водоснабжения достаточно велики и составляют до 10―12 % от общей стоимости установленного 1 кВт мощности. В связи с этим система технического водоснабжения обычно выбирается на основе технико-экономического анализа при проектировании станций в целом.

Снабжение конденсаторов паровых турбин охлаждающей водой может производиться от различных источников. Рассмотрим общие положения по применяемым в настоящее время системам технического водоснабжения электростанций. Различают три основных типа системы водоснабжения: прямоточная, оборотная с водохранилищами-охладителями, оборотная с градирнями.

Наиболее эффективной и экономичной является система прямоточного водоснабжения. Источником воды при такой системе обычно является река, море или озеро. Вода из водоема циркуляционным насосом прокачивается через конденсатор и сбрасывается обратно в водоем. Если в качестве водоема используется река, то сброс должен осуществляться ниже по течению реки. Если водоемом служит озеро, то места забора и сброса воды должны быть разнесены на расстояние, исключающее подмешивание нагретой воды к свежей охлаждающей. При использовании в качестве источника соленой морской воды необходимы специальные меры защиты оборудования от коррозии. В этом случае трубки конденсатора, его водяные камеры и трубные доски должны выполняться из коррозионно-стойких металлов. Необходимы также дополнительные мероприятия по обеспечению герметичности узла вальцовочного соединения трубок в трубных досках.

Использование прямоточной системы водоснабжения ограничено, что определяется двумя основными факторами:

· для питания водой крупных современных электростанций требуются реки (водоемы) с большими расходами воды (дебит реки или водоема). Обычно считается, что надежность водоснабжения обеспечена, если дебит реки в 3―4 раза превышает расход воды, необходимый для электростанции, или необходимая площадь озера составляет 5―9 м² на 1кВт установленной на электростанции мощности;

· в соответствии с современными экологическими требованиями допустимый подогрев воды в реке (водоеме) не должен превышать летом 3 °С, а зимой 5 °С. В противном случае уменьшается содержание в воде растворенного кислорода, усиливается развитие водной растительности, а в ряде случаев оказывается вредное воздействие на ценные виды холодолюбивых рыб.

В условиях роста мощностей электростанций и нехватки охлаждающей воды все большее распространение получают системы оборотного водоснабжения. В таких системах нагретая в конденсаторах вода, после охлаждения в атмосферных условиях, повторно направляется в конденсатор. Значительная часть вводимых в настоящее время в действие ТЭС и АЭС имеют оборотную систему водоснабжения.

В системе оборотного водоснабжения с водохранилищами-охладителями источником воды обычно является водохранилище, сооружаемое в долине небольшой реки или ее пойме и заполняемое в течение нескольких лет. Забор воды из водохранилища обычно производится вблизи плотины, а подогретую в конденсаторах воду сбрасывают на таком расстоянии, чтобы она успела охладиться на

Δ
 

t
в

=

t

2
в

−

t

1
в

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaeuiLdqKaaG PaVlaadshadaWgaaWcbaacbeGaa8NmeaqabaGccqGH9aqpcaWG0bWa aSbaaSqaaiaa=jdacaWFYqaabeaakiabgkHiTiaadshadaWgaaWcba Gaa8xmaiaa=jdbaeqaaaaa@41E4@

. При вытянутой форме водохранилища это расстояние составляет до
12 км
. При глубоком водохранилище (более
6 м
) свежую воду забирают с большой глубины (из придонного слоя), а подогретую в конденсаторе сливают здесь же (в поверхностный слой).

В системе оборотного водоснабжения с градирнями (на электростанциях небольшой мощности―с брызгальными бассейнами) охлаждение нагретой в конденсаторах воды осуществляется в специальных охладителях—градирнях. Градирни используются тогда, когда нет возможности соорудить водохранилище-охладитель на месте строительства электростанции. Такое положение возникает обычно при строительстве крупных ТЭЦ в городах.

Необходимо иметь в виду, что на отдельных электростанциях встречается также прямоточно-оборотная система водоснабжения с использованием реки или водохранилища-охладителя, а также искусственного охладителя.

Принципиальные схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде представлены на рис. 2.10. Варианты включения: а₁, и а₂— с двухкорпусным конденсатором, поперечно расположенным относительно оси турбогенератора; а₁ —с параллельным включением корпусов; а₂— с последовательным включением корпусов по воде. Эти варианты включения наиболее часто применяются в ПТУ мощностью до 300 МВт.

Рис. 2.10. Принципиальные схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде

В турбоустановках большой единичной мощности широкое распространение получили схемы с продольным расположением конденсаторов (параллельно или вдоль оси паровой турбины; варианты б, в). В этих схемах также возможно как параллельное (б₁), так и последовательное (б₂, б₃) включение корпусов с параллельным (б₁, б₃ , в₂) или встречным (б₂, в₁) движением охлаждающей воды. Встречное движение воды обеспечивает более равномерное распределение паровой нагрузки между корпусами конденсаторов.

Продольная компоновка имеет дополнительное преимущество в том, что позволяет разделить конденсатор на секции с различным давлением пара (секционированные конденсаторы).

Рисунок 2.11 качественно иллюстрирует термодинамическое преимущество этого решения. Давление

р
к
1

 в первой по ходу воды секции заметно ниже, чем в односекционном конденсаторе, а давление

р
к
2

во второй секции лишь незначительно выше. В результате среднее значение давления пара

р
к

с
р

 ниже, а термодинамическая эффективность цикла с секционированным конденсатором выше.

Рис. 2.11. Параметры воды и пара в несекционированном (а) и секционированном (б) конденсаторах

По данным [3], относительный прирост КПД паротурбинной установки К-1000-60/3000 при температуре воды на входе в конденсатор 15 °С, номинальных расходах воды и пара и разделении конденсатора на две секции составляет 0,25 %. С повышением температуры и уменьшением расхода охлаждающей воды прирост КПД этой ПТУ от секционирования конденсаторов увеличивается до 0,7 %. Однако увеличение числа секций более трех нецелесообразно, так как к дальнейшему повышению КПД цикла не приводит.

В настоящее время продольные компоновки конденсаторов с секционированием по пару реализованы, например, в турбинах К-800-240, К-1200-240 и К-1000-60/3000 ЛМЗ.

Выбор системы технического водоснабжения электростанции осуществляется на основе технико-экономического анализа для электростанции в целом (или низкопотенциального комплекса турбоустановки) при обязательном условии обеспечения расчетных значений давлений в конденсаторах.

2.2.1. Принципы проектирования¶

При проектировании конденсаторов паровых турбин конструктор стремится соблюсти следующие основные требования, обеспечивающие, как правило, эффективность работы конденсационной установки в целом:

• высокая интенсивность процессов тепло- и массообмена в трубном пучке аппарата;
• сниженные массогабаритные характеристики аппарата и трудоемкость его изготовления;
• минимально возможные переохлаждение и кислородсодержание конденсата;
• низкое паровое сопротивление конденсатора;
• технологичность изготовления, сборки, транспортировки и монтажа аппарата на электростанции;
• простота и надежность эксплуатации всей конденсационной установки на различных режимах работы турбины.

Необходимо иметь в виду, что некоторые из этих требований противоречивы, например увеличение скорости пара, с одной стороны, интенсифицирует теплообмен при конденсации, а с другой — увеличивает паровое сопротивление трубного пучка аппарата; повышение надежности работы конденсаторов обеспечивается, как правило, за счет повышения трудоемкости их изготовления и др. Критерием оценки принимаемых конструктором решений для выполнения вышеуказанных требований обычно является опыт проектирования, испытаний и эксплуатации действующих конденсаторов паровых турбин.

Наиболее сложным вопросом, который приходится решать при проектировании конденсатора, является вопрос рационального проектирования и размещения поверхности охлаждения в корпусе конденсатора. С одной стороны, это определяется сложностью процессов, происходящих в развитых трубных пучках современных конденсаторов, а с другой — предопределяет массогабаритные характеристики аппарата, а также технологичность и трудоемкость его изготовления, сборки, транспортировки и монтажа на электростанции.

На основе обобщения длительного опыта проектирования и эксплуатации конденсаторов различных паровых турбин в [11, 29, 30] сформулированы основные принципы и рекомендации по проектированию высокоэффективных конденсаторов, дополняющие и уточняющие ряд сформулированных выше требований.

1. Желательно обеспечить равномерное распределение поступающего в конденсатор пара по его длине и открытой для доступа пара части периметра трубного пучка, что обеспечит лучшее использование поверхности охлаждения и уменьшит паровое сопротивление аппарата. Это может быть реализовано соответствующими размерами и формой выходного патрубка турбины, а также организацией проходов для пара в трубном пучке конденсатора. Направление этих проходов должно быть увязано с аэродинамикой парового потока, поступающего в трубный пучок из выхлопного патрубка турбины, а их размеры — обеспечить умеренные скорости пара в проходах.
2. Наличие проходов для пара и конструктивных разрывов между рядами трубок в пучке (например, в местах расположения перегородок в водяных камерах) не должно приводить к образованию островных пучков трубок, в которые по всему периметру может поступать снаружи пар, а внутри — образовываться застойные зоны. Для предотвращения этого рекомендуется установка в соответствующих местах заградительных перегородок (щитов).
3. В живом сечении трубного пучка на входе в зону интенсивной конденсации пара и в пределах этой зоны во избежание значительного падения давления пара его скорость на расчетном режиме (номинальном режиме работы турбины) должна ограничиваться 60—70 м/с. По тем же соображениям число рядов трубок по пути движения парового потока от входа к выходу из этой зоны должно быть возможно меньшим. Уменьшение скорости пара на входе в трубный пучок может достигаться увеличением шага между трубками или увеличением протяженности доступного для поступающего пара периметра трубного пучка, а также организацией движения потока пара по более короткому пути — устройством каналов для отвода пара (паровоздушной смеси) из зоны массовой конденсации в зону воздухоохладителя.
4. Для более эффективного охлаждения отсасываемой из конденсатора паровоздушной смеси и уменьшения содержания в ней пара скорость смеси в зоне воздухоохладителя должна быть повышена по сравнению с ее скоростью на выходе из зоны интенсивной конденсации. Это может быть достигнуто подбором живого сечения на входе и в пределах зоны воздухоохладителя, обычно отделяемого от остального пучка системой перегородок, а иногда — выполнением его с паровой стороны многоходовым. Скорость смеси, однако, не должна превышать 40—50 м/с, а длина пути ее движения быть чрезмерно большой, так как при этом отрицательное влияние роста парового сопротивления воздухоохладителя может свести на нет или даже превзойти положительный эффект, достигающийся в результате большего охлаждения паровоздушной смеси.
5. В воздухоохладитель должна поступать паровоздушная смесь в основном только из зоны интенсивной конденсации пара. Попадание в него через проходы в трубном пучке или зазоры между пучком и корпусом конденсатора части пара, не прошедшего через основную зону трубного пучка, должно быть максимально исключено, так как это существенно снижает эффективность воздухоохладителя. В последний может отводиться выпар из устройства для деаэрации конденсата, расположенного под трубным пучком или в деаэрационном конденсатосборнике.
6. В крупных конденсаторах с высоким трубным пучком целесообразно улавливание стекающего конденсата на двух–трех уровнях по высоте пучка при помощи перегородок или желобов, направляющих конденсат на трубные доски и промежуточные перегородки. При этом из-за освобождения от конденсатного дождя проходов для пара уменьшается паровое сопротивление аппарата.
7. Для лучшего охлаждения отсасываемой из конденсатора воздушным насосом паровоздушной смеси воздухоохладитель в двухходовых конденсаторах должен располагаться в зоне трубного пучка, где организован первый ход воды. В одноходовых конденсаторах для достижения той же цели воздухоохладитель может быть выполнен не в виде выделенного по всей длине корпуса конденсатора пучка трубок, а расположен в крайнем отсеке между трубной доской и промежуточной перегородкой со стороны входа охлаждающей воды. Такое решение было осуществлено на ряде конденсаторов, но не получило широкого распространения из-за увеличения при этом парового сопротивления тракта между основной поверхностью конденсации и воздухоохладителем.

Процесс проектирования включает в себя не только выполнение тепловых и гидродинамических расчетов, но и расчетов на прочность всех основных элементов конструкции конденсатора.

Изложенные основные принципы проектирования конденсаторов не следует считать исчерпывающими. В общем случае в ряд этих принципов должны быть включены вопросы выбора конструктивной схемы «конденсатор?турбина», схемы включения конденсатора по воде, скорости воды в трубках, типоразмеров и материалов трубок, компоновочные решения по турбоагрегату в целом и др.

Считаем необходимым подчеркнуть, что большинство принципиальных решений при проектировании конденсаторов должно приниматься на основе технико-экономического анализа всей турбоустановки в целом или низкопотенциального комплекса. Ряд решений принимается конструкторами на основе опыта проектирования конденсаторов других турбин, а также традиционных решений, принятых на конкретных турбинных заводах.

2.2.2. Компоновка трубного пучка¶

Выбор рациональной компоновки трубного пучка—определяющее условие высокоэффективной работы конденсатора, наиболее сложный и трудоемкий вопрос при проектировании конденсатора.

Ряд основополагающих принципов рациональной компоновки трубных пучков изложен выше, при рассмотрении принципов проектирования конденсаторов в целом. В настоящем параграфе рассматриваются вопросы практического размещения трубок в пучке (разбивка трубок), конструктивные параметры, характеризующие пучок, а также типовые компоновочные решения трубных пучков конденсаторов различных турбинных заводов.

При проведении предварительных или оценочных расчетов конденсатора, когда нет чертежа разбивки трубок, удобно использовать коэффициент заполнения трубной доски η_тр, еще удобнее воспользоваться коэффициентом использования трубной доски (и_тр), поскольку не нужно задаваться шагом S (см. разд. 1.6).

Использование для конденсатора понятия условного диаметра трубной доски D_у (см. формулу (1.9)) является вынужденным, так как трубные доски современных конденсаторов практически не бывают полностью круглыми. В связи с этим условно заменяют трубную доску произвольной формы круглой доской равновеликой площади.

Взаимосвязь поверхности теплообмена конденсатора с вышеприведенными параметрами при полезной длине трубок L (без учета толщины трубных досок) может быть представлена следующими зависимостями:

Основным признаком классификации компоновочных решений трубных пучков конденсаторов является направление движения потока пара, что, в свою очередь, взаимосвязано с местом расположения отсоса паровоздушной смеси. По направлению движения парового потока в трубном пучке конденсаторы можно разделить на четыре основных типа (рис. 2.12).

Рис. 2.12. Принципиальные схемы компоновочных решений трубного пучка конденсаторов
а—с нисходящим потоком пара, б—с восходящим потоком пара, в—с центральным потоком пара, г—с боковым потоком пара; А— пар из турбины, В— отсос воздуха

В конденсаторе с нисходящим потоком пара (рис. 2.12, а) пар поступает в трубный пучок сверху, а отсос паровоздушной смеси организуется в нижней части корпуса. Достоинством данной схемы является ее компактность, а недостатками—большое паровое сопротивление и большое переохлаждение конденсата. Большое паровое сопротивление вызвано, прежде всего, большой скоростью пара на входе в трубный пучок (малые проходные сечения со стороны входа пара), а также большой длиной пути пара по пучку. Большое переохлаждение определяется тем, что стекающий с трубки на трубку конденсат в нижней части конденсатора приходит в соприкосновение с паровоздушной смесью, сильно обогащенной воздухом и имеющей более низкую температуру, чем поступающий в конденсатор пар. Полностью устранить или значительно уменьшить переохлаждение конденсата можно за счет его подогрева с помощью встречного потока пара, как это происходит в регенеративных конденсаторах. Современные конденсаторы, как правило, все регенеративные.

В конденсаторе с восходящим потоком пара (рис. 2.12, б) принцип регенерации используется наиболее полно. Поступающий в конденсатор с такой компоновкой пар, направляемый специальными щитами в нижнюю часть аппарата, непосредственно соприкасается с поверхностью конденсата в конденсатосборнике, а стекающий с трубки на трубку конденсат подогревается паром, движущимся навстречу. При таком конструктивном решении переохлаждение конденсата может быть устранено практически полностью, что является достоинством этой компоновки трубного пучка.

Основным недостатком рассматриваемой компоновки является ее значительное паровое сопротивление, вызванное теми же причинами, что и в конденсаторе с нисходящим потоком пара, а также наличием поворота потока пара на 180° (в нижней части), в связи с чем такая компоновка практически не применяется.

На рис. 2.12, в показана схема трубного пучка конденсатора с центральным потоком пара. Трубный пучок имеет форму круга, пар подводится практически по всей наружной поверхности пучка и движется радиально к центру—к месту отсоса паровоздушной смеси. Стекающий сверху конденсат, а также поверхность конденсата в конденсатосборнике контактируют с паром, поступающим в нижнюю часть конденсатора, и этим обеспечивается принцип регенерации. Паровое сопротивление трубного пучка при такой компоновке меньше, чем у ранее описанных, что определяется бόльшей поверхностью пучка со стороны входа пара и меньшей длиной пути пара в пучке (пар двигается практически по радиусу).

Достоинством данной компоновки является постепенное уменьшение проходного сечения для пара от периферии к центру пучка (за счет соответствующей разбивки трубок) и в нижней части трубного пучка (за счет эксцентриситета ε корпуса и трубного пучка), что обеспечивает поддержание необходимого уровня скоростей пара в нижних рядах трубок, а также отсутствие контакта между основным конденсатом и отсасываемой паровоздушной смесью, которое способствует дегазации конденсата.

Конденсатор с боковым потоком пара (рис. 2.12, г) имеет развитый центральный проход для пара, благодаря чему обеспечивается контакт конденсата и пара как в трубном пучке, так и в конденсатосборнике. В конденсаторах с такой компоновкой трубного пучка, особенно в сочетании с ленточной компоновкой (см. ниже), переохлаждение конденсата незначительно (обычно—доли градуса), а паровое сопротивление сравнительно невелико, что определяется развитой поверхностью со стороны входа пара в пучок и сравнительно небольшой длиной пути пара.

Компоновки трубных пучков, приведенные на рис. 2.12, характерны в основном для конденсаторов паровых турбин небольшой мощности и в настоящее время в таком виде практически не применяются. В отдельных случаях элементы таких компоновок используются во взаимном сочетании.

Анализ компоновок трубных пучков конденсаторов паровых турбин различных отечественных и зарубежных турбинных заводов показал, что, несмотря на многообразие конструктивных решений, основные соображения, закладываемые конструкторами при их проектировании, совпадают с принципами рациональной компоновки, изложенными в разделе 2.2.1.

С ростом единичной мощности турбоагрегатов и увеличением размеров конденсаторов преимущественное применение получила так называемая ленточная компоновка (в виде узкой изогнутой ленты, толщина которой определяет длину пути пара в этом сечении), удовлетворяющая практически всем основным требованиям рационального проектирования пучков, а также наиболее компактная.

На рис. 2.13, 2.14 показаны схемы некоторых характерных примеров выполнения ленточной компоновки трубных пучков. Такие компоновки позволяют сравнительно равномерно распределять пар по отдельным зонам конденсатора при небольшом его паровом сопротивлении. Необходимо иметь в виду, что воздухоохладитель при такой компоновке, как правило, выполняется отдельно от основного трубного пучка и имеет треугольную или трапецеидальную форму с горизонтальным или восходящим движением паровоздушной смеси. Ленточная компоновка выполняется с вертикальным или наклонным (в сторону зоны отсоса паровоздушной смеси) расположением петель.

Рис 2.13. Схемы ленточных компоновок трубных пучков конденсаторов турбин
1―100-КЦС-4 (К-100-90-2 ЛМЗ), 2—200-КЦС-2 (К-200-130 ЛМЗ), 3—300-КЦС-1 (К-300-240 ЛМЗ), 4— КГ2-6200-1 (Т-110/120-130 УТЗ), 5—К-100-3685 (К-100-90 ХТЗ), 6—К-150-9115 (К-160-130-2 ХТЗ), 7—К-15240 (К-300-240 ХТЗ), 8—К-11520 (К-500-240 ХТЗ). Стрелкой обозначено место отсоса паровоздушной смеси

2 — воздухоохладитель
1 — основной трубный пучок
3 — короб отвода паровоздушной смеси
4 — сбросной короб паровоздушной смеси

4

2

3

1

1 — основной трубный пучок

2 — воздухоохладитель

3 — короб отвода паровоздушной смеси

4 — сбросной короб паровоздушной смеси

Рис. 2.14. Компоновка трубного пучка конденсатора с боковым подводом пара

Особенностью конденсатора К-150-9115 ХТЗ является наличие центрального воздухоохладителя, выполненного в виде цилиндрического трубного пучка, что предопределило сочетание чисто ленточной компоновки и компоновки с центральным потоком пара (см. выше). Разбивка трубок внутри ленточной компоновки применяется, как правило, треугольная.

Трубные пучки с ленточной компоновкой достаточно компактны. Поступающий в конденсатор с такой компоновкой трубного пучка поток отработавшего пара набегает по широкому фронту на трубки с относительно малым количеством рядов по толщине ленты. Пар (паровоздушная смесь) проходит при этом сравнительно короткий путь к месту отсоса воздуха из конденсатора. В пучках имеются выделенные воздухоохладители, а в некоторых конструкциях предусматриваются устройства для улавливания и отвода конденсата на промежуточных по высоте пучка уровнях. Широкие центральные проходы для доступа пара в нижнюю часть обеспечивают подогрев конденсата до температуры насыщения отработавшего пара и его деаэрацию в нижней части конденсатора.

Особенность компоновки трубного пучка конденсатора турбины Т-110/120-130 УТЗ состоит в том, что 18 % поверхности теплообмена выделено в так называемый встроенный пучок, расположенный в центре и необходимый для работы теплофикационной турбины по тепловому графику. При работе по такому графику основные пучки конденсатора отключаются по воде, так как в конденсатор поступает не более 10―15 % расхода пара на конденсационном режиме работы турбины. Встроенный пучок имеет свои водяные камеры и индивидуальный отсос воздуха. Через встроенный пучок может пропускаться циркуляционная, сетевая или подпиточная вода.

Все рассмотренные выше трубные пучки с ленточной компоновкой разделены на две симметричные половины, и лента трубного пучка в каждой половине не замкнута.

Наряду с ленточной компоновкой в конденсаторах турбин небольшой мощности, например в конденсаторах КТЗ, иногда применяется веерная компоновка пучка типа Controflo.

На рис. 2.15 в качестве примера приведены компоновки трубок конденсатора КП-540 КТЗ, выполненные в виде ленты типа Controflo. Сравнительные испытания конденсаторов, выполненные с такими компоновками, не выявили преимуществ [29].

Веерная (б) компоновка трубного
пучка конденсатора КП-540 КТЗ

Ленточная (а) компоновка трубного
пучка конденсатора КП-540 КТЗ

a

б

Ленточная (а) компоновка трубного
пучка конденсатора КП-540 КТЗ

Веерная (б) компоновка трубного
пучка конденсатора КП-540 КТЗ

Рис. 2.15. Ленточная и веерная компоновки трубного пучка конденсатора КП-540 КТЗ

Рост единичной мощности турбоагрегатов, достигшей 800 МВт и более, привел к тому, что в одном корпусе конденсатора потребовалось размещать большие поверхности. В этих условиях для обеспечения высоких теплотехнических характеристик конденсаторов наиболее целесообразным оказалось использование модульного принципа организации поверхности охлаждения.

В модульных пучках вся расположенная в корпусе поверхность состоит из ряда одинаковых модулей (пучков), разделенных проходами для пара и имеющих воздухоохладительный пучок и индивидуальный отсос воздуха. Это позволяет увеличить доступный для поступающего пара суммарный периметр всех модулей и ограничить в каждом из них толщину ленты, обеспечив таким путем и при очень большой общей поверхности охлаждения более равномерное распределение пара и небольшое паровое сопротивление.

Несомненным достоинством модульной компоновки является и то, что ее несколько проще отрабатывать как экспериментальными, так и расчетными методами. Для этого достаточно провести всестороннее исследование одного модуля. Кроме того, модульные пучки легко типизировать и унифицировать, что позволяет, меняя три параметра—типоразмер профиля, количество модулей и длину трубок,—создать неограниченный ряд конденсаторов необходимых типоразмеров и характеристик (параметров).

Учитывая, что, по мнению большинства специалистов, модульная компоновка является для конденсаторов паровых турбин большой единичной мощности наиболее перспективной, остановимся на ней подробнее. Два характерных примера выполнения модульных компоновок трубного пучка представлены на рис. 2.16 и 2.17.

2 — нижняя часть основного пучка модуля
1 — верхняя часть основного пучка модуля
3 — воздухоохладительные пучки
4 — деаэрационное устройство

1

3

2

4

1 — верхняя часть основного пучка модуля

2 — нижняя часть основного пучка модуля

3 — воздухоохладительные пучки

4 — деаэрационное устройство

Рис. 2.16. Компоновка трубного пучка конденсатора турбины К-750-65/3000 ХТЗ

Рис. 2.17. Компоновка трубного пучка конденсатора турбины К-800-240 ЛМЗ
1, 2— верхняя и нижняя части трубного пучка одного модуля, 3—отсос паровоздушной смеси, 4— щиты, препятствующие попаданию пара в отсос мимо охлаждающих трубок

Трубный пучок каждого корпуса конденсатора турбины К-750-65/3000 ХТЗ (всего корпусов четыре) разделен на четыре модуля (рис. 2.16), между которыми оставлены каналы для прохода пара в пучок модуля и в деаэрационное устройство, размещенное под каждым модулем.

В пределах каждого модуля трубный пучок по конфигурации выполнен в виде замкнутой ленты, вытянутой по вертикали. На правой и левой ветвях ленты на высоте горизонтального монтажного шва, делящего пучок пополам, симметрично расположены воздухоохладительные пучки. Конденсатор не имеет специально выделенного конденсатосборника, его функции выполняет нижняя часть всего корпуса. Аналогичная компоновка трубного пучка предусмотрена и в подвальных конденсаторах для турбин АЭС мощностью 1000 МВт ХТЗ.

Трубный пучок конденсатора турбины К-800-240 ЛМЗ (рис. 2.17) также разделен на модули. Конденсатор—одноходовой, аксиальный, с двумя последовательно включенными по охлаждающей воде корпусами. В каждом корпусе трубный пучок разделен на восемь самостоятельных модулей. Особенность компоновки этого конденсатора состоит в том, что в пределах каждого модуля трубный пучок выполнен в виде сплошного массива трубок, вытянутого по вертикали и расширяющегося в нижней части. Между модулями оставлены проходы для пара. Каждый модуль имеет самостоятельный отсос паровоздушной смеси (в центральной по высоте части). Выделенного воздухоохладительного пучка модули не имеют. Эту функцию выполняет часть трубного пучка каждого модуля, примыкающая к месту отсоса воздуха. Эта зона отгорожена щитами, препятствующими попаданию в нее и в патрубок для отсоса воздуха отработавшего пара помимо охлаждающих трубок основной части пучка. Модули попарно обращены друг к другу воздухоохладительными зонами, т. е. как бы зеркально отображены. Аналогичная компоновка трубного пучка применяется и в конденсаторах турбины К-1200-240 ЛМЗ.

Несмотря на существенные различия в типовых компоновочных решениях трубных пучков конденсаторов различных турбинных заводов, представляется возможным определить общую последовательность практического выполнения компоновки трубного пучка. При этом естественно, что ряд принципиальных решений принимается конструктором на основе представлений о процессах, происходящих в трубных пучках (например, об аэродинамике потоков), опыта и традиций, принятых на конкретном турбинном заводе.

1. В зависимости от принятых вариантов разбивки трубок (чаще всего—треугольной), диаметра трубок и относительного шага разбивки (ψ) вычерчивают соответствующую сетку как заготовку будущей компоновки. В узлах этой сетки и размещаются трубки поверхности охлаждения конденсатора.

2. В зависимости от выбранной конструктором общей компоновки трубного пучка (ленточная, модульная и т. д.) устанавливаются место отсоса паровоздушной смеси и примерная зона воздухоохладителя (если он закладывается в компоновку в явном виде, как самостоятельно выделенный пучок трубок), которая обычно выделяется с помощью щитов.

Поверхность теплообмена воздухоохладителя обычно принимается на уровне 15―25 % от общей поверхности теплообмена конденсатора (которые к этому моменту определены в процессе теплового расчета). Отсутствие зависимостей для строгого расчета поверхности теплообмена воздухоохладителя определяется сложностью происходящих в нем тепловых процессов. Ряд известных зависимостей может быть использован лишь для оценок применительно к конденсаторам судовых энергетических установок, а также конденсаторам турбин небольшой мощности.

3. На общей сетке компоновки трубного пучка намечают свободные от трубок участки для установки перегородок и анкерных связей в водяных камерах, направляющих щитов и поддонов (желобов), а также каналов для организации течения пара в межтрубном пространстве (обычно в направлении от центрального прохода к месту расположения патрубков отсоса паровоздушной смеси), окон в промежуточных перегородках для выравнивания полей скоростей по объему конденсатора и других вспомогательных элементов.

4. Окружностями или точками в узлах сетки намечается и очерчивается контур компоновки трубного пучка с одновременным подсчетом количества размещенных трубок, которое должно быть одинаковым в каждом ходе и в каждом потоке конденсатора.

5. На основе уравнения неразрывности, с учетом представлений конструктора о количестве поступающего в конкретное сечение трубного пучка пара (при обязательном учете ранее сконденсировавшегося количества пара) производится оценка скорости парового потока в отдельных зонах пучка. Рекомендуемые уровни скорости пара в различных зонах пучка даны в разделе 2.2.1. В случае несоответствия полученных скоростей этим требованиям необходимо скорректировать компоновку, соответственно меняя (сужая или расширяя) размеры каналов для прохода пара.

6. При определении окончательного контура трубной доски необходимо учитывать общую компоновку конденсатора в составе турбоагрегата (например, расположение конденсатора относительно турбины, форму и размеры фундамента и др.), технологичность изготовления трубных досок и промежуточных перегородок определенной формы, вопросы сборки, транспортировки и монтажа конденсатора на станции (с учетом трассировки различных расположенных рядом трубопроводов) и другие факторы.

На всех этапах проектирования компоновки трубного пучка, особенно при определении окончательных размеров трубной доски, рекомендуется ориентироваться на оптимальные величины коэффициентов заполнения η_{т р} и использования u_тр трубной доски, значения и взаимосвязь которых с основными геометрическими размерами конденсатора приведены выше.

2.2.3. Типовые конструкции и технические характеристики конденсаторов¶

В табл. 2.6 приведены основные технические характеристики ряда конденсаторов паровых турбин различных турбинных заводов.

Таблица 2.6. Характеристики конденсаторов паровых турбин различных турбинных заводов

Марка конденсатора	Тип турбины	Количество корпусов	Поверхность охлаждения  одного корпуса, м2	Конденсаторные трубки	Число ходов по воде	Расчетные значения завода-изготовителя	Расположение корпусов относительно турбины
Диаметр, мм	Длина в одном корпусе, мм	Количество трубок, шт	Удельная паровая нагрузка, кг/(м2×ч)	Кратность охлаждения всей конденсационной установки	Температура охлаждающей воды на входе, 0С	Давление пара, кПа	Расход охлаждающей воды, м3/ч	Гидравлическое сопротивление, кПа
ЛМЗ	50-КЦС-3	К-50-90-1(2)	1	3 000	25×1	6 650	5800	2	46,7	57,1	10,0	2,95	8 000	35,3	Подвальное, поперечное
50-КЦС-4	ПТ-50-2(3)	1	3 000	25×1	6 650	5800	2	55,0	48,5	20,0	5,98	8 000	35,3
50-КЦС-5	К-50-90-3	1	3 000	25×1	6 650	5800	2	46,7	57,1	10,0	3,43	8 000	35,3
К2-3000-2	Т-50-130	1	3 000	24×1	7 390	5400	2	46,7	50,0	15,0	3,92	7 000	37,3
60-КЦС	ПТ-60-130/13	1	3 000	25×1	6 600	5800	2	60,0	44,4	15,0	3,92	8 000	35,3
80-КЦС	ПТ-80/100-130/13	1	3 000	25×1	6 600	5800	2	73,3	36,4	20,0	5,88	–	35,3
100-КЦС-2(4)	К-100-90-2(6)	2	3 000	25×1	6 650	11600	2	46,7	57,1	10,0	3,43	16 000	35,3
180-КЦС	Т-180/210-130	1	9 000	28×1	9 000	11370	2	51,2	47,7	20,0	6,27	22 000	48,1
200-КЦС-2(3)	К-200-130	2	4 500	30×1	8 065	11940	2	44,4	62,5	10,0	3,43	25 000	37,3
300-КЦС-1(3)	К-300-240	1	15 400	28×1	8 930	19600	2	37,2	62,8	12,0	3,43	36 000	47,1
500-КЦС-4	К-500-240-4	2	11 250	28×1	8 930	28650	1	39,6	57,7	12,0	3,50	51 410	44,1	Подвальное, продольное; последовательное соединение корпусов по воде
800-КЦС-3(4)	К-800-240-3(4)	2	20 600	28×1	12 000	39000	1	35,8	50,7	12,0	3,43	73 000	58,8
1200-КЦС-3	К-1200-240-3	2	30 000	28×1	12 000	56850	1	35,7	48,8	12,0	3,38	108 000	58,6
1000-КЦС-1	К-1000-60/3000	4	22 300	28×1	12 000	42300	1	36,1	53,5	20,0	5,09	86 000	70,2	Подвальное, поперечное; две группы последовательно соединенных по воде 2 корпусов
ХТЗ	К-100-3685	К-100-90	2	3 685	25×1	7 350	12760	2	36,2	61,4	10,0	2,95	16 350	32,4	Подвальное, поперечное
К-160-9115	К-160-130	1	9 115	28×1	8 850	11712	2	36,3	62,9	12,0	3,43	21 000	39,2
К-10120	К-220-44	2	10 120	28×1	8 890	25900	2	36,0	60,4	12,0	3,43	21 970	39,1
К-12150	К-220-44	2	12  150	28×1	8 850	31100	2	31,5	72,5	12,0	5,09	36 000	39,2
К-8170	К-220-44-2	2	8 170	28×1	8 890	20900	2	44,0	50,9	5,0	2,94	36 000	39,1
К-15240	К-300-240	1	15 240	28×1	8 850	19592	2	37,0	61,7	12,0	3,43	34 800	42,2
К-11520	К-500-240	2	11 520	28×1	8 890	29500	2	41,7	53,6	15,0	4,42	52 000	39,3
К-12150	К-500-65/3000	4	12 150	28×1,5	8 890	62200	2	36,3	53,8	18,0	4,90	83 000	35,6
К-10120	К-500-60/3000	4	10 120	28×1,5	8 890	51800	2	40,6	51,6	12,0	3,92	103 000	35,7
К-22550	К-500-60/1500	2	22 550	28×1	9 800	52400	2	39,1	53,8	22,0	5,88	92 000	42,2
К-16560	К-750-65/3000	4	16  560	26×1	11 460	69000	2	38,3	48,3	15,0	4,41	120 000	50,52
К-16360	К-1000-60/1500-1	6	16 360	28×1	8 890	125600	1	34,3	47,4	15,0	3,92	160 000	68,21
К-33160	К-1000-60/1500-2	3	33  160	28×1	14 000	80800	2	34,7	49,2	15,0	3,92	170 000	74,38
УТЗ	К-1700-I	ПТ-30/35-90/10-5	1	1 700	24×1	6 200	3650	2	52,9**	55,6**	20,0	6,60	5 000	54,00	То же
К2-3000-2	Т-60/65-130-2 ПТ-50/60-130/7-2	1	3 000	24×1	9 000	4420	2	43,3*	53,8*	20,0	5,6	7 000	59,00
К-3100-III	Тп-115/125-130-1 ПТ-90/120-130/10-1	1	3 090	24×1	7 500	5465	2	72,2	35,9	20,0	9,3	8 000	52,00
К-3100-IV	Т-60/65-130-2	1	3 090	24×1	7 500	5465	2	72,2	35,9	20,0	9,3	8 000	52,00
К-3100-V	К-17-1,6	1	3 090	24×1	7 500	5465	2	72,2	35,9	20,0	9,3	8 000	52,00
К-3100-VI	Т-60/65-130-2	1	3 090	24×1	7 500	5465	2	72,2	35,9	20,0	9,3	8 000	52,00
К-3100-VII	Тп-100/110-90	1	3 090	24×1	7 500	5465	2	72,2	35,9	20,0	9,3	8 000	52,00
К-3100-VIII	Т-35/55-1,6	1	3 090	24×1	7 500	5465	2	72,2	35,9	20,0	9,3	8 000	52,00
К-6000-II	ПТ-140/165-130/15	1	6 010	24×1	9 000	8900	2	55,7**	40,4**	20,0	7,5	13 500	59,00
КГ2-6200	Т-110/120-130	2	3 110	24×1	7 500	11000	2	45,3*	57,1*	20,0	5,4	16 000	59,96
КГ2-12000-1	Т-185/220-130	2	5 980	24×1	9 000	17650	1	44,2**	50,9**	20,0	5,2; 6,6***	27 000	61,00	Подвальное, поперечное: последовательное соединение корпусов по охлаждающей воде
К2-14000-1	Т-250/300-240-2	1	13 800	24×1	9 000	20630	2	38,7**	52,3**	20,0	5,8	28 000	54,91	Подвальное, поперечное
КТЗ	КП-540	К-6-35 ПТ-12-36/10М ПТ-12-90/10	1	540	19×1	4 000	4850	2	41,7	80	20,0	5,0	1 850	30,0	Подвальное, поперечное
КП-935	К-12-35М	1	935	22×1	5 000	2710	2	45,0	81,0	20,0	5,0	3 400	49,0
КП-935-1	ПТ-25-90/10М	1	935	22×1	5 000	2710	2	80,0	45,0	20,0	9,0	3 400	49,0
КП-1200	ПТ-12 35/13Т ПТ-25-90/14	1	1 220	22×1	5 750	3100	2	39,0	51,9	20,0	7,0	3 400	40,0
КП-1650	ПТ-25/30-90/10М	1	1 650	22×1	5 750	4150	2	40,9	47,4	22,0	7,0	3 200	55,0

Примечание. Материалы трубок конденсаторов варьируются из следующего ряда: Л68, ЛО70-1, МНЖ5-1, МНЖМц30-1-1.

* Для номинальной конденсационной мощности турбины.

** Для максимальной конденсационной мощности турбины.

*** Для первого и второго корпусов по ходу воды.

Рассмотрим некоторые принципиальные решения, заложенные конструкторами в конденсаторы этих турбин.

Все конденсаторы турбин ТЭС и ТЭЦ на органическом топливе выполняются в подвальном исполнении, т. е. устанавливаются непосредственно под ЦНД турбины. В зависимости от мощности турбины, числа выхлопов из нее пара и общей компоновки турбоагрегата применяются одно- и многокорпусные конденсаторы. Среди мощных турбин ТЭС однокорпусные конденсаторы имеют турбины К-160-130 ХТЗ (два выхлопа) и К-300-240 ЛМЗ и ХТЗ (три выхлопа). Турбины К-100-90 и К-200-130 ЛМЗ имеют два корпуса (по одному на каждый выхлоп), а турбина К-500-240 ХТЗ—также два корпуса, но каждый из них обслуживает двухпоточный ЦНД. Все эти конденсаторы имеют два хода охлаждающей воды и поперечное расположение корпусов относительно оси турбины. Конденсаторы турбин К-300-240 и К-160-130 по охлаждающей воде двухпоточные, имеют в водяных камерах вертикальные перегородки, позволяющие отключать по воде одну из половин конденсатора при работе турбины с соответственно пониженной нагрузкой для отыскания и отглушения поврежденных трубок или очистки трубок в отключенной половине. Возможен также вариант не остановки, а лишь разгрузки турбины в пределах, определяющихся допустимой температурой отработавшего пара при аварийном выходе из строя одного из блочных циркуляционных насосов.

Большинство остальных указанных выше конденсаторов (для турбин мощностью 50—300 МВт) имеют по два параллельно включенных по охлаждающей воде корпуса, паровые пространства которых соединены между собой перепускными патрубками, что позволяет отключать по воде один из корпусов при работе турбины.

Турбины ЛМЗ мощностью 500, 800 и 1200 МВт имеют одноходовые конденсаторы с продольным расположением корпусов (вдоль оси турбины). Продольные одноходовые конденсаторы имеют один или два последовательно включенных по воде (через общую промежуточную водяную камеру) двухпоточных корпуса (турбины К-500-240 и К-800-240), или две параллельные группы по два последовательно включенных однопоточных корпуса (К-1200-240). В данном случае применение продольных конденсаторов упрощает схему и облегчает размещение циркуляционных водоводов.

Последовательное включение корпусов конденсаторов позволило ограничить длину применяемых трубок и достаточно просто осуществить секционирование аппаратов. В этих конденсаторах предусмотрена двухступенчатая конденсация отработавшего пара, при которой давление его в первом корпусе по ходу охлаждающей воды ниже, чем во втором корпусе, в который поступает вода, подогретая в первом корпусе.

Конденсаторы большинства теплофикационных турбин отличаются от применяющихся для конденсационных турбин наличием, наряду с основным, встроенного трубного пучка со своими водяными камерами и независимыми подводами и отводами охлаждающей воды.

Конденсаторы быстроходных турбин АЭС К-220-44, К-500-65 и К-750-65 (3000 об/мин)— подвальные, двухходовые по охлаждающей воде с поперечным расположением однопоточных корпусов. Турбина К-220-44 имеет по одному корпусу конденсатора на каждый из двух двухпоточных ЦНД, а другие две турбины—на каждый из четырех двухпоточных ЦНД. Боковые конденсаторы у турбины К-500-60/1500 имеют по одному, а у турбины К-1000-60/1500-1 по три последовательно соединенных по охлаждающей воде корпуса с каждой стороны турбины; отработавший пар поступает в конденсаторы как из нижней, так и из верхней половины корпуса ЦНД. В отличие от подвальных конденсаторов, перегородки в водяных камерах, разделяющие два потока воды, у этих конденсаторов горизонтальные.

Применение боковых конденсаторов позволило упростить конструкцию ЦНД и фундамента турбины, а также облегчило размещение контурных конденсаторов.

Рассмотрим некоторые типовые конструкции поверхностных конденсаторов, изготовляемых отечественными турбинными заводами.

На рис. 2.18 показана конструкция конденсатора КП-540 КТЗ, работающего с турбинами небольшой мощности (6—12 МВт).

Рис. 2.18. Конденсатор КП-540 КТЗ (обозначения см. в тексте)
А–к атмосферному клапану, Б–отсос воздуха

Цилиндрический корпус конденсатора 4 сварной, к нему приварены переходный патрубок 2 (горловина), передняя и задняя трубные доски 5, а также передняя 3 и поворотная 11 (задняя) водяные камеры. Корпус установлен на пружинных опорах 20 и соединяется с выходным патрубком турбины фланцами 21. Компоновка трубного пучка обеспечивает проход пара к зеркалу конденсата в конденсатосборнике 7, что способствует уменьшению переохлаждения конденсата. В промежуточных перегородках парового пространства 17 (одна из двух видна на виде сверху) имеются окна 22, которые обеспечивают выравнивание давлений в объеме конденсатора.

В паровом пространстве конденсатора установлены две пары глухих паронаправляющих щитов 15, служащих одновременно для промежуточного улавливания конденсата, стекающего с верхних трубок. Нижний паронаправляющий щит, кроме того, выделяет зону воздухоохладителя 23. Два коллектора 14 служат для направления отсасываемой из конденсатора паровоздушной смеси к патрубку отсоса 10, расположенному в верхней точке корпуса.

Подвод охлаждающей воды к конденсатору организован в нижней, а выход—в верхней точке водяной камеры (показано стрелками). Конденсатор четырехходовой по воде, для чего в водяных камepax установлены перегородки 16 (две перегородки в передней водяной камере и одна в задней). Первый ход воды проходит через зону воздухоохладителя (остальные ходы воды показаны на рисунке стрелками). Передняя и задняя водяные камеры имеют вертикальные глухие перегородки 24, а крышки 9 водяных камер выполнены из двух половин. Конденсатор двухпоточный, что позволяет производить осмотр, ремонт и чистку каждой из половин конденсатора без останова турбины (при соответствующем снижении ее нагрузки). Люки 12 позволяют осматривать трубные доски и водяные камеры. Анкерные связи 13 ужесточают водяные камеры и плоские крышки 9.

В горловине конденсатора смонтирован трубопровод, соединенный с атмосферными предохранительными клапанами, а также коллектор 18, представляющий собой трубу, перфорированную отверстиями. При пуске турбины, когда в конденсатор может поступать перегретый пар, в распылитель подается вода, охлаждающая выхлопной патрубок и предохраняющая трубки конденсатора от перегрева (есть опасность разгерметизации узла вальцовочного соединения). Для определения уровня воды в конденсаторе служит указатель 8.

На рис. 2.19 показана конструкция конденсатора К-150-9115 турбины К-160-130 ХТЗ.

Рис. 2.19. Конденсатор К-150-9115 ХТЗ
 1,4—передняя и задняя водяные камеры, 2 —сбросное устройство, 3—трубопровод отбора пара, 5—отсос паровоздушной смеси, 6—пружинная опора, 7, 8 —подвод и отвод охлаждающей воды (в одном потоке), 9—входной патрубок (горловина), 10—трубный пучок, 11—воздухоохладитель, 12—паровые щиты, 13—конденсатосборник, 14 —ребра жесткости, 15—трубные доски

Корпус конденсатора сварной из стальных листов, почти прямоугольной формы (с некоторым скруглением лишь в нижней части). Снаружи и внутри корпус имеет ребра жесткости 14, которые обычно выполняются из швеллера. К корпусу приварены горловина 9, трубные доски 15 и водяные камеры 1, 4.

Основной трубный пучок конденсатора 10 выполнен в виде ленты, а трубный пучок воздухоохладителя 11 в виде трех коаксиальных цилиндров. Наличие свободных проходов пара внутри трубного пучка обеспечивает хорошую деаэрацию конденсата и практически полное отсутствие его переохлаждения.

Патрубок отсоса паровоздушной смеси 5 выведен через заднюю (поворотную) водяную камеру 4, что способствует хорошему охлаждению смеси и высокому парциальному давлению воздуха в зоне отсоса.

Организация потоков пара к воздухоохладителю осуществляется паровыми щитами 12, которые, наряду с применяемыми сливными трубками (см. ниже), служат для промежуточного сбора конденсата и его отвода к трубным доскам и промежуточным перегородкам.

Конструкция сливной трубки показана на рис. 2.20. Верхний край сливной трубки срезан, и поэтому трубка наполняется конденсатом, натекающим с вышерасположенных трубок. В нижней части трубок вблизи трубных досок и перегородок, выполнены отверстия для их опорожнения. Применение таких трубок способствует уменьшению переохлаждения конденсата и организации его направленного стока в зонах перегородок и трубных досок.

Рис. 2.20. Конструкция сливной трубки
1 — основные трубные доски, 2—промежуточные перегородки, 3—трубка сливная, В— электросварка в 2—3 точках по периметру

По данным [3], трубный пучок воздухоохладителя обладает повышенным паровым сопротивлением.

Охлаждающая вода подается в конденсатор двумя раздельными потоками (на рис. 2.19 показан один поток), что позволяет производить ревизию, чистку и ремонт конденсатора без останова турбины.

Конденсатор двухходовой—на виде по стрелке А перегородка показана двойной пунктирной линией (крышка водяной камеры закрыта); на разрезе Б–Б в трубном пучке предусмотрен симметричный просвет (зона без трубок) для аналогичной перегородки в правой части конденсатора. Подвод охлаждающей воды организован в каждом потоке снизу (7), а отвод воды сверху (8).

В горловине конденсатора установлено сбросное устройство, обеспечивающее прием пара при пуске и резких сбросах нагрузки турбины. Здесь же проходит трубопровод отбора пара из турбины. Трубные доски конденсатора выполнены двойными, с гидравлическим уплотнением конденсатом.

На рис. 2.21 показана конструкция конденсатора К-15240 турбины К-300-240 ХТЗ.

Рис. 2.21. Конденсатор К-15240 ХТЗ
 1,2 —выход и вход охлаждающей воды, 3 —люк, 4 —сброс отработавшего пара приводной турбины питательного насоса, 5—горловина конденсатора, 6—основной трубный пучок, 7—патрубок отсоса паровоздушной смеси (4 шт.), 8—воздухоохладитель, 9—деаэрационный конденсатосборник, 10 —пружинная опора, 11—патрубок подвода пара для деаэрации, 12,16—передняя и задняя водные камеры, 13, 17, 18, 19—трубопроводы соответственно из 7,6,8 и 9-го отборов турбины, 14—подвод конденсата для охлаждения переходного патрубка, 15—подвод химически очищенной воды, 20 — сброс пара в паросбросное устройство из БРОУ (8 штуцеров), 21 —подвод охлаждающего конденсата, 22—отсос воздуха из водяных камер (циркуляционной системы), 23—паровой щит, 24 —зона установки сливных трубок, 25 —сечение, соответствующее месту установки перегородки, 26—приварная опорная рама

Конденсатор двухходовой двухпоточный, имеет параллельное расположение ходов по воде по отношению к паровому потоку, т. е. пар одновременно поступает в трубные пучки первого и второго ходов воды. Подвод воды осуществляется снизу, отвод сверху.

Трубный пучок выполнен в виде ленты с треугольной разбивкой трубок. Периферийные трубки пучка имеют толщину стенки
2 мм
, остальные—
1 мм
, так как они наиболее подвержены воздействию динамического напора пара.

Поверхность теплообмена конденсатора с центральным проходом для пара и боковыми отсосами паровоздушной смеси 7 состоит из двух симметричных (относительно вертикальной оси конденсатора) трубных пучков 6, скомпонованных вокруг воздухоохладителя 8 и образующих проход для пара в нижнюю часть конденсатора. Такая схема наиболее полно отвечает основным требованиям к рациональной компоновке трубных пучков конденсаторов.

Ленточная компоновка трубного пучка обеспечивает большое живое сечение на стороне входа пара в трубный пучок. В трубных пучках, выполненных в виде сложенных лент, со стороны входа пара образованы внешние сужающиеся каналы для увеличения входного периметра и уменьшенияглубины пучка, а на стороне выхода пара имеются внутренние расширяющиеся каналы для отвода из пучков паровоздушной смеси. Несконденсировавшийся пар и воздух, выходящие из внутренних каналов, поступают к воздухоохладителю 8. Число рядов трубок в ленте по ходу пара составляет 8—12.

Расположенные в нижней части конденсатора горизонтальные участки лент трубного пучка препятствуют попаданию пара из центрального прохода непосредственно к воздухоохладителю 8. В то же время они обеспечивают постоянное протекание пара над зеркалом конденсата, собирающегося на днище конденсатора, способствуя хорошей деаэрации конденсата. Трубный пучок воздухоохладителя 8 отделен от основного трубного пучка 6 наклонным паровым щитом 23, обеспечивающим слив конденсата (с вышерасположенных трубок) в зону трубных досок. Улавливание конденсата на промежуточных уровнях по высоте трубного пучка (например, 24) осуществляется с помощью сливных трубок (см. рис. 2.20) и специальных перегородок.

Трубный пучок конденсатора размещен в стальном корпусе сварной конструкции. В поперечном сечении корпус имеет форму прямоугольника, с наружной стороны боковые плоские стенки укреплены элементами жесткости—швеллерами. Повышенная водяная плотность конденсатора обеспечивается нанесением уплотняющего (битумного) покрытия на основные трубные доски (после развальцовки в них концов охлаждающих трубок) со стороны водяных камер.

С обеих торцевых сторон корпуса к трубным доскам приварены передние 12 и задние 16 водяные камеры, которые заканчиваются фланцами. К этим фланцам на шпильках и болтах крепятся съемные крышки, которые дополнительно укреплены анкерными шпильками. Плотность фланцевых разъемов крышек обеспечивается резиновым жгутом прямоугольного сечения, закладываемым в имеющиеся во фланцах канавки. В ряде модификаций конденсатора крышки задних камер 16 выполнены приварными.

Для организации двух ходов в каждом потоке воды в передней водяной камере имеется горизонтальная перегородка. Сечение, соответствующее месту установки этой перегородки в водяной камере, на рис. 2.21 (разрез Б–Б) обозначено цифрой 25.

Горловина конденсатора 5 имеет прямоугольное, расширяющееся в сторону конденсатора сечение и выполнена из плоских наклонных стальных листов, укрепленных изнутри ребрами и скрещивающимися тягами круглого сечения. Через горловину выведены трубопроводы отборов пара из ЦНД турбины, которые экранированы кожухами. Здесь же установлено приемно-сбросное устройство 20.

Днище конденсатора укреплено приварной опорной рамой 26, которая одновременно придает общую жесткость конденсатору в целом. Опорная рама состоит из сварных балок двутаврового сечения. Передаваемая опорной рамой нагрузка воспринимается четырьмя пружинными опорами 10 (по восемь пружин в каждой). Пружинные опоры расположены по торцам конденсатора со стороны передней и задней водяных камер каждого потока.

На рис. 2.22 показана типовая конструкция конденсатора турбин К-220-44, К-500-240 и К-500-65/3000 ХТЗ. Маркировка различных модификаций конденсаторов этих турбин, отличающихся в основном поверхностью теплообмена и количеством конденсаторов в составе конденсационной установки, приведена в табл. 2.6.

1 — трубный пучок
2 — трубки сливные
3 — тупиковый канал для пара
4 — боковой канал для пара
5 — щиты паровые
6 — воздухоохладитель
7 — правый конденсатор
8 — левый конденсатор
9 — конденсатосборник
10 — задняя (поворотная) водяная камера
11 — пружинная опора
12 — передняя водяная камера
13 — входной патрубок (горловина)
14 — приемно-сбросное устройство
15 — перепускной патрубок
А — выход пара из турбины
Б — вход сбрасываемого в конденсатор пара
В — отсос паровоздушной смеси
Г — подвод охлаждающей воды
Д — слив охлаждающей воды
Е — отвод конденсата

13

А

Б

Д

В

10

11

Г

12

1

2

5

2

3

4

6

7

9

14

15

Ось ЦНД

Д

Г

8

Е

1 — трубный пучок

2 — трубки сливные

3 — тупиковый канал для пара

4 — боковой канал для пара

5 — щиты паровые

6 — воздухоохладитель

7 — правый конденсатор

8 — левый конденсатор

9 — конденсатосборник

10 — задняя (поворотная) водяная камера

11 — пружинная опора

12 — передняя водяная камера

13 — входной патрубок (горловина)

14 — приемно-сбросное устройство

15 — перепускной патрубок

А — выход пара из турбины

Б — вход сбрасываемого в конденсатор пара

В — отсос паровоздушной смеси

Г — подвод охлаждающей воды

Д — слив охлаждающей воды

Е — отвод конденсата

Рис. 2.22.Типовая конструкция конденсатора турбин К-220-44, К-500-240, К-500-65/ 3000 ХТЗ

Конденсатор подвального типа, двухходовой по охлаждающей воде (перегородки в водяной камере расположены горизонтально), однопоточный. Такое решение позволило уменьшить число подводящих и сливных водоводов циркуляционной воды и, как следствие, облегчить компоновку всего турбоагрегата в целом (основная сложность—большие диаметры водоводов).

Применение однопоточных конденсаторов привело к их объединению по паровому пространству (перепускной патрубок 15) для предотвращения полной потери мощности блока при вынужденном отключении одного из конденсаторов. Перепускные патрубки выполнены с системой компенсаторов, которая, с одной стороны, обеспечивает компенсацию температурных удлинений ЦНД от своих фикс-пунктов, а с другой—восприятие усилий от барометрического давления на стенки переходного патрубка в зоне расположения компенсаторов.

Конструкция крышек подвода и слива охлаждающей воды при нижнем расположении обоих водяных патрубков обеспечивает подвод воды в нижнюю половину трубного пучка (I ход), а слива—из верхней половины (II ход).

Трубный пучок 1 выполнен с центральным отсосом воздуха в виде ленты, симметричной для каждой половины конденсатора (относительно вертикальной оси). В центральной части и у боковых стенок конденсатора предусмотрены проходы для пара. Ширина сквозных проходов 4 так же, как и тупиковых проходов 3 в ленте трубного пучка, определялась расчетным путем из условия допустимости скорости пара 120―130 м/с.

Принятая компоновка трубного пучка в виде многократно свернутой ленты и размещения на выступающих участках пучка разреженных зубцов существенно увеличивает общий периметр трубного пучка, тем самым достигается сравнительно невысокая скорость пара в периферийных рядах трубок (50—60 м/с). Хотя входная скорость и невелика, для предотвращения эрозионного износа трубок первого по ходу пара ряда толщина стенки у них увеличена до
2 мм
(у остальных—1 мм
). В зависимости от места расположения ленты по ходам воды (узкая лента в глубине пучка, более широкая—по периферии выступающих частей ленты) число рядов трубок в ленте составляет 12—14. Кроме того, ширина ленты зависит от конкретного расположения трубок по зонам.

Поверхность воздухоохладителя 6 во всех рассматриваемых конденсаторах составляет 8—10 % от всей поверхности охлаждения конденсаторов. Воздухоохладитель 6 расположен во внутренней части трубного пучка. По ходу движения паровоздушной смеси место отсоса выполнено резко суживающимся (отделено паровыми щитами 5), благодаря чему по ходу движения скорость смеси возрастает. Это способствует интенсификации теплообмена, а также снижению температуры и удельного объема отсасываемой смеси.

Конденсатор имеет дополнительные конструктивные элементы, повышающие эффективность трубного пучка и конденсатора в целом—сливные трубки 2, паровые щиты 5, специальная вварка конденсатосборников в корпус и пр. Конструктивное оформление этих элементов показано на рис. 2.23. Назначение этих элементов—предотвратить переохлаждение конденсата и его аэрацию, свести до минимума потери теплоты с охлаждающей водой.

Рис. 2.23. Конструкция отдельных узлов конденсатора
а— установка паровых щитов, б— установка и схема работы деаэрационного конденсатосборника; 1—передняя трубная доска, 2— промежуточная перегородка, 3—задняя трубная доска, 4–паровой щит, 5— вырез в паровом щите, 6—крепление щита к трубной доске, 7—крепление щита к промежуточной перегородке, 8— днище конденсатора, 9— конденсатосборник, 10— перфорированный лист конденсатосборника; А— вход отработавшего пара, Б— на вход в воздухоохладитель

Улавливание конденсата сливными трубками (см. выше) способствует, кроме того, уменьшению общего парового сопротивления конденсатора, так как при этом обеспечивается свободный доступ пара в тупиковые проходы трубного пучка. Этой же цели частично служат установленные во внутренних проходах трубного пучка паровые щиты, по которым попадающий на них конденсат также отводится к трубным доскам и промежуточным перегородкам и через вырезы в щитах (см. рис. 2.23) сливается в нижнюю часть конденсатора. Для выравнивания давления паровоздушной смеси по обе стороны щита предусмотрены вварные втулки, выступающие над щитом с верхней стороны. Через отверстия в этих втулках выравнивается давление в зонах трубного пучка по обе стороны щита, а выступающие части втулок предотвращают перекрытие отверстий конденсатом, стекающим по щитам.

Из условий транспортировки по железной дороге конденсатор не может быть полностью собран на заводе, и поэтому предусмотрено его изготовление в виде отдельных транспортабельных блоков, сборка и сварка которых выполняются на монтажной площадке. Корпус конденсатора (сварной, прямоугольной формы) выполнен из четырех продольных частей, входной патрубок (горловина)—из двух частей, отдельно поставляются водяные камеры (передняя и задняя), специальные опорные рамы конденсатора, блоки опор и другие узлы.

Каждая продольная часть корпуса для обеспечения соосности отверстий в трубных досках и промежуточных перегородках изготавливается на специальных блоках с соответствующей центровкой трубных досок по отверстиям при помощи струны.

Для сохранения в процессе транспортировки геометрических форм и размеров свариваемых на монтаже частей корпуса, входного патрубка (горловины) и водяных камер перечисленные элементы временно укрепляются швеллерами жесткости, которые затем удаляются в процессе сборки узлов.

Входной патрубок (горловина) конденсатора 13 представляет собой коробчатую сварную конструкцию (см. рис. 2.22). Для ужесточения стенок внутри патрубка вварены продольные и поперечные распорные стержни (в несколько ярусов), которые одновременно являются опорами для паропроводов, проходящих от ЦНД через патрубок к подогревателям системы регенерации.

Во входном патрубке также расположены приемно-сбросные устройства 14, приварка которых к стенке патрубка осуществляется при монтаже конденсатора.

Конструктивная схема одного из вариантов приемно-сбросного устройства, применяемого в конденсаторах ХТЗ, показана на рис. 2.24. Впрыском конденсата Б можно регулировать температуру сбрасываемого пара А перед входом в конденсатор. Сбрасываемый в конденсатор пар в отличие от основного потока пара обычно поступает с некоторым перегревом, что обеспечивает испарение впрыскиваемого конденсата.

2 — корпус
1 — увлажнитель пара
3 — кольцевые кожухи
4 — патрубок
5 — конденсатор
А — подвод сбрасываемого пара
Б — подвод охлаждающего конденсата

А

Б

2

3

1

4

5

1 — увлажнитель пара

2 — корпус

3 — кольцевые кожухи

4 — патрубок

5 — конденсатор

А — подвод сбрасываемого пара

Б — подвод охлаждающего конденсата

Рис. 2.24. Конструктивная схема приемно-сбросного устройства, применяемого в конденсаторах ХТЗ

Для придания общей жесткости конденсатору к его днищу приварены две (по одной с каждой стороны) продольные сварные балки Т-образного сечения, через которые нагрузка передается на четыре пружинные опоры 11, расположенные вдоль корпуса конденсатора по две с каждой стороны.

На рис. 2.25 показана конструкция конденсатора К-22550 турбины К-500-60/1500 ХТЗ. Впервые в практике турбостроения применены ЦНД с боковым расположением конденсаторов. Такая схема позволяет решить задачу размещения большой поверхности охлаждения в корпусе конденсатора.

Рис. 2.25. Конденсатор К-22550 ХТЗ
1— трубный пучок, 2—воздухоохладитель, 3— паровые щиты, 4— правый конденсатор, 5—деаэрационное устройство, 6—конденсатосборник, 7—входной патрубок, 8— приемно-сбросное устройство, 9— опора боковая, 10— верхний поток (по охлаждающей воде), 11—нижний поток (по охлаждающей воде) ,12—опора нижняя стержневая однорядная, 13— опора нижняя стержневая двухрядная, 14— левый конденсатор, 15— водяная камера задняя (поворотная), 16— водяная камера передняя; А— вход охлаждающей воды в верхний поток, Б— вход охлаждающей воды в нижний поток, В— выход охлаждающей воды из верхнего потока, Г— выход охлаждающей воды из нижнего потока, Д— вход пара в конденсатор, Ж— отсос паровоздушной смеси, 3— подвод к приемно-сбросному устройству

При проектировании схем с бесподвальным конденсатором практически отсутствуют ограничения, связанные с их размещением в проеме фундамента, которые приходится учитывать при подвальном исполнении конденсаторов.

Несомненным достоинством боковых конденсаторов является снижение высоты отметки расположения турбины и, следовательно, меньшая высота фундамента, что важно для больших габаритов и масс тихоходных турбоагрегатов. Кроме того, более равномерный выход пара из последней ступени ЦНД обеспечивает меньшие потери в выходном патрубке и меньшую окружную неравномерность потока за этой ступенью.

Отработавший пар в турбине из двухпоточного ЦНД поступает в два боковых конденсатора, расположенных по обе стороны ЦНД. Каждый из конденсаторов двухходовой, двухпоточный по воде и соединен с четырьмя выхлопами одной стороны ЦНД патрубком 7, имеющим общий выхлоп на стороне конденсатора.

Потоки 10, 11 одинаковые по конструктивному исполнению, расположены один над другим по вертикали в два яруса. Применение такой двухпоточной конструкции конденсаторов позволяет использовать для нижних потоков 11 циркуляционные насосы с меньшим напором, а для верхних—с бόльшим при подаче в каждый поток половины суммарного расхода охлаждающей воды на все конденсаторы.

В передней водяной камере каждого потока установлена вертикальная перегородка, которая создает условия для двух подводов охлаждающей воды, причем первый подвод А расположен в нижней части камеры у наружной стенки конденсатора в зоне воздухоохладителей 2, а отвод В—в верхней. Подвод Б и отвод Г охлаждающей воды в нижнем потоке осуществляются в нижней части водяной камеры.

Продольные размеры конденсатора ограничены выхлопами ЦНД, а их размеры по высоте (с учетом диффузорности переходных патрубков) являются определяющими при выборе длины и высоты конденсатора. Поскольку высота конденсатора однозначно определяется высотой выхлопных патрубков ЦНД, то ширина его определяется количеством охлаждающих трубок, образующих поверхность охлаждения конденсатора. Следовательно, увеличение поверхности охлаждения конденсатора при боковом выхлопе пара осуществляется за счет увеличения ширины трубного пучка (ширины конденсатора).

Компоновка трубного пучка 1 так же, как и в подвальных конденсаторах, выполнена в виде многократно свернутой ленты, однако с учетом бокового, несколько наклонного к горизонтальной плоскости направления потока пара из ЦНД. По внешнему периметру ленты имеются достаточно глубокие и широкие проходы для пара, что дало возможность снизить среднюю скорость пара на входе в пучок и уменьшить толщину ленты.

Между отдельными частями трубного пучка предусмотрены каналы для прохода пара, направление которых совпадает с направлением движения пара в выхлопном патрубке турбины.

В данном случае фактически применена так называемая горизонтальная модульная компоновка трубного пучка. Главная ее особенность—разделение всего трубного пучка на ряд совершенно идентичных элементов, в каждом из которых имеется зона воздухоохладителя.

В конденсаторе в вертикальном направлении выделены четыре зоны удаления воздуха, расположенные во внутренней части ленты и обслуживающие каждая свою четверть основного трубного пучка 1. Отсос воздуха из вохдухоохладителя 2, отделенного щитами от основного трубного пучка, осуществляется через каналы коробчатого сечения. Далее через вырезы в стенке корпуса конденсатора воздух поступает в коллекторы, расположенные снаружи корпуса, которые одновременно являются его элементами жесткости.

Применение паровых щитов, расположенных во внутренних проходах трубного пучка, а также сливных трубок (см. выше), находящихся под лентой пучка каждого парового прохода, обеспечивает отвод и слив конденсата по промежуточным перегородкам, что предотвращает (снижает) его переохлаждение и аэрацию, а также уменьшает паровое сопротивление конденсатора.

Деаэрация конденсата в трубном пучке осуществляется специальной, постоянно действующей деаэрационной установкой струйного типа. Поскольку конденсаторы могут отключаться попарно по потокам (верхние или нижние половины каждого конденсатора), деаэрационное устройство 5 предусмотрено в каждом потоке—на двух уровнях по высоте конденсатора.

Каждый конденсатор турбины двумя патрубками 7 соединен с четырьмя выходными патрубками турбины через линзовый компенсатор. Высота патрубка 7 соответствует высоте конденсатора, а ширина—половине его длины. Соединения патрубков 7 с конденсатором и с выходными патрубками турбины неразъемные, сварные. При таком соединении ЦНД с конденсатором возникают значительные боковые усилия, действующие на корпус конденсатора в сторону ЦНД и определяемые перепадом в 0,1 МПа и площадью его выходных патрубков.

Усилия на каждый конденсатор составляют примерно 500 т и передаются на фундамент турбины гибкими боковыми опорами из труб, устанавливаемыми по обе стороны трубного пучка между конденсатором и фундаментом турбины (на рис. 2.25 не показаны). Нагрузка от конденсатора с водой воспринимается системой гибких стержней 12, 13, расположенных вдоль конденсатора под каждой трубной доской. С наружной стороны конденсатора опора 12 имеет один ряд стержней, а с внутренней стороны—два ряда 13. Опоры жестко заделываются в элементы конструкции нижней плиты фундамента и привариваются к конденсатору.

Окончательная сборка и сварка конденсатора осуществляются на электростанции. Корпус каждого конденсатора состоит из восьми транспортабельных блоков. Из-за больших габаритов каждый идентичный элемент трубной системы дополнительно разделен на две части по ходам охлаждающей воды. Деление конденсатора на продольные блоки обеспечивает сохранение соосности отверстий под трубки.

Входной (переходной) патрубок 7 состоит из четырех блоков, свариваемых также на электростанции. На боковых вертикальных стенках этих патрубков (по два на каждом конденсаторе) установлены выносные приемно-сбросные устройства 8 (аналогично описанному выше, см. рис. 2.24), Производительность устройства определяется условиями расхолаживания реактора при аварийной ситуации и составляет 60 % полного расхода пара через стопорный клапан турбины D_o.

Наряду с указанными выше достоинствами боковых конденсаторов такое решение имеет и ряд недостатков, основными из которых являются следующие: затруднен доступ к ЦНД при обслуживании, ревизии и ремонтах; большая протяженность соединений, находящихся под разрежением, что может вызывать повышенные присосы воздуха; при гидравлической опрессовке конденсатора необходимо заливать водой и турбину, уплотнения которой требуют при этом герметизации. Кроме того, уровень конденсата в конденсаторе изначально приближен к проточной части турбины, что может привести к его забросу в турбину на отдельных режимах ее работы.

В турбине К-1000-60/1500-1 применены одноходовые боковые конденсаторы, аналогичные вышеописанным, однако с каждой стороны турбины расположено по три последовательно включенных по охлаждающей воде корпуса (из-за недостаточной длины поставляемых трубок). При этом возникают дополнительные эксплуатационные проблемы: затруднена чистка трубок в среднем корпусе; исключена возможность механизации выемки из среднего корпуса конденсатора трубок для их замены и установки новых трубок, которые должны вставляться через проемы в крайних корпусах, что увеличивает трудоемкость и продолжительность проведения ремонтов.

Опыт эксплуатации турбин ХТЗ с боковыми конденсаторами показывает удовлетворительную возможность их эксплуатации [4].

Необходимо иметь в виду, что в более поздней модификации турбины К-1000-60/1500-2 ХТЗ применены подвальные конденсаторы К-33160 с поперечным расположением относительно оси турбины. Длина трубок в конденсаторах составляет 14,1 м. Компоновка трубок—модульная, аналогично изображенной на рис. 2.19.

На рис. 2.26 показан общий вид конденсатора 300-КЦС-1 (3) турбины К-300-240 ЛМЗ. Компоновка трубного пучка данного конденсатора дана ранее (см. рис. 2. 13).

Рис. 2.26. Общий вид конденсатора 300-КЦС-1 (3) ЛМЗ

Трубный пучок имеет ленточную компоновку с вертикальным расположением петель ленты, обеспечивающую широкий фронт натекания пара. Воздухоохладитель выделен в нижней части пучка, отсос боковой. Охлаждающие трубки завальцованы в трубные доски толщиной
28 мм
и уплотнены после этого битумом или специальным резиновым покрытием.

Корпус конденсатора практически прямоугольной формы сваривается при монтаже из шестнадцати отдельных блоков.

Конденсатор выполнен двухходовым с двумя раздельными потоками циркуляционной воды. Для этого каждая из передних водяных камер разделена вертикальной перегородкой. Подвод циркуляционной воды выполнен во внешние части корпуса, в зону, где расположен воздухоохладитель. Крышки водяных камер и трубные доски скреплены анкерными связями.

Конденсатор имеет два деаэрационных конденсатосборника. Для подогрева в них конденсата используется пар из шестого отбора турбины.

Конденсатор оборудован солевыми отсеками для обнаружения и улавливания конденсата, загрязненного присосами циркуляционной воды, отсеки расположены между основными трубными досками и ближайшими к ним промежуточными перегородками. На основе периодически проводимого химического анализа воды из солевых отсеков делается заключение о герметичности вальцовочного соединения трубок конденсатора.

В горловине конденсатора установлен ряд вспомогательных устройств, необходимых для работы ПТУ. Два пускосбросных устройства служат для сброса пара в конденсатор при пусках и остановах турбины. Каждое из устройств представляет собой трубу∅600 мм с большим количеством отверстий, проходя через которые пар снижает свое давление, и внутри трубы помещена вторая труба∅150 мм, из которой через большое количество мелких сверлении распыливается конденсат, подаваемый из напорной линии конденсатных насосов. Этим достигается охлаждение сбрасываемого во внешнюю трубу пара.

По двум трубопроводам, установленным в горловине, подводится обессоленная вода для подпитки водяного контура турбоустановки, деаэрация этого потока воды производится в конденсаторе. Через горловину конденсатора проходят и трубопроводы последних отборов ЦНД, из которых пар поступает в подогреватели регенеративной системы подогрева питательной воды.

Конструкции конденсаторов турбин К-800-240 ЛМЗ различных модификаций претерпели ряд существенных изменений. Первая модификация конденсационной установки одновальной турбины К-800-240-2 ЛМЗ включала в себя три корпуса, расположенные каждый под отдельным ЦНД поперек оси турбины. Каждый конденсатор двухходовой, общая поверхность охлаждения трех корпусов
35025 м²
.

В дальнейшем завод перешел к аксиальному расположению корпусов конденсаторов. Конденсационная установка турбины К-800-240-3 ЛМЗ состоит из двух корпусов, расположенных под турбиной вдоль оси. Общая площадь поверхности охлаждения двух корпусов
41 200 м²
. В конденсаторе применен трубный пучок с углом наклона к горизонту 3°15′.

В этой и последующих модификациях турбин конденсаторы соединены по охлаждающей воде последовательно, т. е. вода проходит через первый (холодный) корпус в один ход (два потока), а затем из промежуточной водяной камеры, соединяющей между собой корпуса, через второй корпус (теплый) тоже в один ход.

Давление пара в обоих корпусах конденсаторов турбины К-800-240-3 одинаковое, т. е. секционирование по давлению не предусмотрено. В верхней части корпусов конденсаторов турбины этой модификации имеется патрубок, соединяющий между собой их паровое пространство. В нижней части корпуса также соединены по пару и конденсату. Конденсаторы двухпоточные, что позволяет отключить для ремонта и чистки одну из половин корпусов конденсаторов без останова турбины (с соответствующей ее разгрузкой). При этом допустимая нагрузка турбины определяется температурой ее выхлопной части, которая не должна превышать 60 °С.

На рис. 2.27 показан общий вид двух конденсаторов 800-КЦС-4 турбины К-800-240-4 ЛМЗ. Принципиальное отличие данных конденсаторов от предыдущей модификации заключается в секционировании каждого конденсатора по давлению пара—корпуса конденсаторов по паровой стороне не сообщаются. Последовательное включение корпусов аксиальных конденсаторов позволило ограничить длину применяемых трубок (весьма существенное преимущество) и достаточно просто осуществить их секционирование. В первом по ходу воды корпусе устанавливается более низкое давление пара, чем во втором. Холодный корпус с более глубоким вакуумом образует первую ступень конденсации пара, а теплый корпус с меньшим вакуумом—вторую ступень. Среднее давление пара при этом оказывается меньше, чем при одинаковом давлении в корпусах, последовательно соединенных по охлаждающей воде. Благодаря этому удается повысить экономичность турбоустановки в целом.

Рис. 2.27. Общий вид конденсаторов 800-КЦС-4 ЛМЗ

Несконденсировавшаяся паровоздушная смесь из корпусов конденсаторов отводится к отсасывающему устройству последовательно. Из корпуса с повышенным давлением паровоздушная смесь отводится по сборным коллекторам, проходящим по всей длине корпуса и через промежуточную водяную камеру, в корпус пониженного давления. Из этого корпуса паровоздушная смесь по двум трубопроводам, выведенным через водяную камеру (иногда через боковую стенку), отсасывается воздушным насосом.

Конденсат в данной конденсационной установке удаляется из корпуса с повышенным давлением.

Каждый корпус конденсатора по условиям перевозки делится на отдельные транспортабельные блоки, которые свариваются при монтаже на электростанции. Установка и развальцовка трубок в трубные доски производится после монтажа конденсатора. В целях противокоррозионной защиты детали, контактирующие с охлаждающей водой, после монтажа покрываются изолирующими материалами на основе эпоксидных или битумных составов. При этом покрытие трубных досок является дополнительным уплотнением мест соединения трубок с трубными досками.

Конденсаторы устанавливаются на пружинных опорах, нагруженных весом полностью собранных конструкций, без воды. Вес конденсата и циркуляционной воды, находящейся в конденсаторе, передается на опоры турбин и нагружает верхний пояс фундамента. Масса конденсаторной группы около 1100 т, масса циркуляционной воды в конденсаторной группе около 430 т, воды, помещающейся в паровом пространстве при гидравлических испытаниях конденсатора, 1700 т.

Компенсация несоответствия тепловых расширений ЦНД и корпусов конденсаторов достигается применением линзовых компенсаторов, установленных на соединительных патрубках среднего ЦНД и на корпусах конденсатора около водяных камер.

В верхних частях корпусов конденсаторов, примыкающих к выхлопным патрубкам турбины (к каждому корпусу присоединяется три выходных патрубка ЦНД), размещаются паропроводы восьмого регенеративного отбора и пароприемные устройства для пара, сбрасываемого из котла через БРОУ и пусковые сепараторы в период его растопки и пуска, останова и аварийного сброса нагрузки турбины. Для охлаждения сбрасываемого пара в приемном устройстве конденсатора предусматривается подвод конденсата от напорной линии конденсатных насосов. Корпус имеет сварную конструкцию. На фланцах закрепляются только крышки водяных камер.

Конденсаторная группа имеет также устройство для отбора проб конденсата из четырех отсеков каждого корпуса с целью определения его засоленности и для приема обессоленной воды. Расширители дренажей, устанавливаемые в нижней части корпуса конденсатора, рассчитаны на прием дренажей как из самой турбины, так и из основных трубопроводов блока при их прогреве.

Конденсаторы теплофикационных турбин УТЗ, наряду с основным, имеют встроенный трубный пучок со своими водяными камерами и независимыми подводом и отводом охлаждающей (нагреваемой) воды. Поверхность теплообмена встроенного пучка обычно составляет 15—25 % от общей поверхности теплообмена конденсатора. Например, у конденсаторов турбин Т-110/120-130—18 %, турбин ПТ-135/165-130/ 15—23 %, турбин Т-250/300-240-2—24 %. Необходимость такого специально выделенного пучка определяется следующими основными соображениями.

В теплофикационных турбинах на режимах работы с тепловой нагрузкой имеется пропуск пара в конденсатор, служащий для охлаждения ступеней ЦНД. Потери теплоты в конденсаторе на этих режимах работы могут быть сведены к минимуму или полностью исключены (в частности, использованием теплоты пара, поступающего в конденсатор, в цикле электростанции, например для подогрева обратной сетевой воды или подпиточной воды тепловых сетей).

К основному трубному пучку конденсатора предусматривается подвод циркуляционной воды, а к встроенному пучку—циркуляционной воды и воды тепловых сетей (обратной сетевой или подпиточной).

На режиме работы турбины с конденсационной выработкой электроэнергии в основной и встроенный трубные пучки (или только в основной пучок) поступает циркуляционная вода, подвод сетевой воды к встроенному пучку на этом режиме работы турбины отключен.

При работе турбины на теплофикационном режиме с ограниченным пропуском пара в конденсатор отключается подвод циркуляционной воды к основному и встроенному пучкам, а встроенный пучок охлаждается сетевой или подпиточной водой. Переход с одного режима на другой производится на ходу, без останова турбины.

На рис. 2.28 в качестве примера показана конструкция конденсатора К-14000 турбины Т-250/300-240-2 УТЗ. Конденсатор расположен поперек оси турбины, приварен к выходному патрубку и дополнительно опирается на пружинные опоры. Основные трубные пучки 1 размещены симметрично относительно оси турбины; компоновка трубок в пучке ленточная с треугольной разбивкой. Воздухоохладитель 3 выделен в самостоятельный пучок (с помощью направляющих щитов по паровой стороне конденсатора). Конденсатор двухпоточный, двухходовой; перегородки 5 передних водяных камер делят трубный пучок на две части таким образом, что трубный пучок воздухоохладителя 3 охлаждается первым ходом воды.

Рис. 2.28. Конденсатор К-14000 УТЗ (вид сбоку со снятыми крышками основной водяной камеры и камеры встроенного пучка у половины конденсатора)
1— основной трубный пучок, 2—встроенный трубный пучок, 3—воздухоохладитель, 4— конденсатосборник, 5—перегородка водяной камеры, делящая ее на два хода, 6―пружинная опора

Встроенный трубный пучок 2 расположен на оси конденсатора, имеет свои водяные камеры и индивидуальный отсос воздуха. Разбивка трубного пучка также треугольная. Основные трубные доски конденсатора общие как для основного трубного пучка, так и для встроенного. Встроенный пучок однопоточный, двух- или четырехходовой по воде (перевод с четырех ходов на два осуществляется переключением арматуры на внешних трубопроводах). Через встроенный пучок предусмотрен пропуск циркуляционной (в два хода) или подпиточной (в четыре хода) воды.

Корпус конденсатора цельносварной с приваренными водяными камерами. Фланцевые соединения предусмотрены только на крышках водяных камер. В горловине конденсатора имеется подвод химически очищенной воды, а также пароприемное устройство, через которое осуществляется сброс редуцированного пара от БРОУ. Конденсатор снабжен деаэрационным конденсатосборником 5. В первых модификациях турбины в горловину конденсатора, кроме пускосбросного устройства и подвода химически очищенной воды, был встроен подогреватель низкого давления (ПНД-1), позже завод вернулся к традиционной компоновке.

Конденсатор К-14000 поставляется к месту монтажа в виде восьми законченных блоков. Соединение блоков и установка трубок поверхности теплообмена производится при монтаже.

Анализ типовых конструкций конденсаторов паровых турбин различных турбинных заводов наглядно показывает, что имеется ряд базовых решений, которые позволяют обеспечить необходимые технико-экономические показатели конденсаторов и турбоустановок в целом. В то же время обращает на себя внимание практически полное отсутствие унификации в элементах конструкций конденсаторов (и конденсационных установок в целом) различных турбинных заводов, что, по-видимому, объясняется различиями в традициях и опыте проектирования этого оборудования паровых турбин.

2.2.4. Конструкции основных узлов конденсаторов¶

Корпуса и водяные камеры конденсаторов современных паровых турбин выполняются сварными из стальных листов (например, из углеродистой стали ВСт3сп5), что обеспечивает простоту, дешевизну и малую массу конструкции.

Форма поперечного сечения корпуса конденсатора определяется принятой компоновкой трубного пучка. При этом необходимо иметь в виду, что прямоугольная форма конденсаторов позволяет более рационально использовать располагаемый проем фундамента турбины.

Корпус конденсатора в условиях эксплуатации подвергается нагрузке, определяемой разностью барометрического давления и давления в конденсаторе. Толщину стенок корпуса oбычнo определяют исходя из расчета устойчивости его формы, при деформации которой возможно нарушение плотности (герметичности) конденсатора. Кроме того, при гидравлическом испытании корпуса конденсатора внутреннее давление обычно составляет 0,15―0,25 МПа, толщина стенок корпусов конденсаторов 10―15 мм. Для обеспечения жесткости и прочности корпус конденсатора усиливается приварными ребрами из листовой или профильной стали (рис. 2.29). Для придания жесткости конденсаторам в целом (особенно конденсаторам прямоугольной формы) к их днищу приваривается рама из основных продольных несущих балок двутаврового сечения и нескольких поперечных. Первая и последняя балки предназначены для размещения под ними пружинных опор конденсатора, а вся рама жесткости одновременно может служить монтажной площадкой, на которой в условиях электростанции производятся сборка и сварка отдельных транспортабельных блоков конденсатора.

Рис. 2.29. Характерные примеры ребер жесткости на корпусе конденсатора

С обоих торцов корпуса конденсатора в него ввариваются трубные доски, а внутри корпуса к нему привариваются (в нескольких точках по периметру) промежуточные перегородки, что также ужесточает корпус конденсатора в целом.

Несмотря на различные конструктивные мероприятия по уплотнению узла крепления трубок в трубных досках, присосы охлаждающей воды в паровое пространство конденсатора все же появляются. Оперативному обнаружению этих присосов может служить организация в корпусе конденсатора солевых отсеков. Такие отсеки (обычно их два, вблизи обеих трубных досок) организуются путем установки на расстоянии 100―250 мм от трубных досок дополнительных перегородок, приваренных по всему периметру в нижней части корпуса. Трубки через отверстия в этих перегородках проходят свободно, аналогично остальным промежуточным перегородкам. Конденсат в солевом отсеке не смешивается с основным потоком конденсата. Постоянный химический контроль конденсата из солевого отсека позволяет оперативному персоналу химической службы электростанции обнаружить присосы охлаждающей воды.

Горловина конденсатора (переходный патрубок) для конденсаторов с подвальным расположением обычно представляет собой коробчатую сварную конструкцию. Для укрепления стенок внутри горловины обычно ввариваются продольные и поперечные распорные стержни в несколько ярусов, которые одновременно являются опорами для паропроводов отборов, проходящих от ЦНД к подогревателям низкого давления.

Форма поперечного сечения водяных камер определяется компоновкой трубного пучка, формой корпуса конденсатора, а также месторасположением патрубков подвода и отвода охлаждающей воды. В современных двухпоточных конденсаторах каждый поток воды имеет свою водяную камеру. Встроенные пучки конденсаторов теплофикационных турбин также имеют отдельные водяные камеры.

В современных конденсаторах паровых турбин обычно применяются цельносварные конструкции, в которых водяные камеры составляют одно целое с корпусом (с вваренными трубными досками), что способствует герметизации конденсатора.

Крышки водяных камер чаще всего выполняются съемными (для обеспечения доступа в водяные камеры и к трубным доскам), уплотняются резиновым прямоугольным жгутом и большим количеством стягивающих болтов (шпилек) по всему периметру водяной камеры (рис. 2.30, а). Крышки обычно имеют ряд люков стандартных размеров для возможности ревизии состояния трубок и водяных камер (в каждом ходе воды).

Рис. 2.30. Уплотнение разъемных соединений конденсатора
а — уплотнение крышек водяных камер, б —уплотнение перегородки в водяной камере, в—уплотнение анкерного болта водяной камеры; 1 —крышка водяной камеры, 2—стенка водяной камеры, 3—уплотнительный резиновый жгут, 4—перегородка водяной камеры, 5—уплотнительная подмотка, 6 —анкерная шпилька, 7—трубная доска

В зависимости от числа ходов воды каждая из водяных камер делится глухими перегородками на необходимое количество отсеков. Форма перегородок внутри водяных камер определяется компоновкой трубного пучка конденсатора. Уплотнение перегородок водяных камер осуществляется аналогично уплотнению крышек (рис. 2.30, б).

На крышки водяных камер (особенно плоских) действуют большие усилия от давления охлаждающей воды, и, чтобы не делать крышки толстыми, в водяных камерах устанавливаются анкерные связи (рис. 2.30, в). Для этого на трубных досках выполнены приливы, в которые ввинчены анкерные шпильки (это исключает попадание охлаждающей воды в паровое пространство конденсатора).

Плоские стенки водяных камер обычно укрепляют аналогично корпусу конденсатора при помощи различных ребер жесткости (см. выше).

Конфигурации водяных камер в перпендикулярном к трубной доске направлении, патрубков для подвода и отвода охлаждающей воды и их расположение оказывают существенное влияние на гидравлическое сопротивление конденсатора. При неудачном выборе формы камер и месторасположения патрубков воды в водяных камерах появляется вихреобразование и большая неравномерность в распределении охлаждающей воды между трубками (особенно по высоте трубного пучка).

Многочисленные модельные и натурные исследования водяных камер конденсаторов показали, что наиболее оптимальны водяные камеры в форме клинового (раздающего и собирающего) коллектора с углом наклона фронтальной стенки от 45° до 75° к горизонту.

В таблице 2.7 в качестве примера представлены конкретные значения этих углов для ряда конденсаторов, приведенные в [11].

Таблица 2.7. Оптимальное значение угла наклона фронтальной стенки водяной камеры

Марка конденсатора турбины	Угол наклона фронтальной стенки водяной камеры, град
входной	выходной
Т-250/300-240 К-500-240-2 ТК-450/500-60 К-800-240-3	71 71 52 54	64 49 50 45

Патрубки подвода охлаждающей воды обычно размещаются в нижней части водяной камеры (в среднем ее сечении), а отводящие—в верхней части (выше верхнего ряда трубок). Последнее связано с тем, что из водяных камер необходимо удалять воздух, выделяющийся из воды при ее нагреве, без подключения эжекторов циркуляционной системы.

В ряде конденсаторов паровых турбин ХТЗ из-за больших расходов охлаждающей воды и соответственно больших диаметров водоводов установка отводящего водовода в верхней части водяной камеры невозможна. В связи с этим разработана и применена специальная конструкция крышек передних водяных камер, у которых патрубки подвода и слива охлаждающей воды расположены в нижней части конденсатора, что обеспечивает отвод охлаждающей воды из верхней части водяной камеры. При этом по воде конденсаторы являются двухходовыми с расположением первого хода в нижней половине конденсатора, а второго—в верхней.

Конструктивное оформление таких крышек водяных камер в качестве примера представлено на рис. 2.22. Форма крышек соответствует гидродинамике потоков воды и способствует снижению общего гидравлического сопротивления конденсаторов.

Подводящие и отводящие патрубки водяных камер конденсаторов в нижней своей части имеют, как правило, круглое сечение, диаметр которого определяется по уравнению неразрывности при заданных значениях расхода и температуры охлаждающей воды. Значение скорости воды в водоводах обычно принимается 2―3 м/с.

[***]

Трубки конденсаторов. В отечественном турбостроении в конденсаторах турбин мощностью свыше 50 МВт обычно применяются цельнотянутые бесшовные трубки с наружным диаметром 24—30 мм, в конденсаторах турбин меньшей мощности—с наружным диаметром 16—19 мм и толщиной стенки трубок
1 мм
.

Длины конденсаторных трубок, выпускаемых отечественными трубными заводами, достигают в настоящее время
12 м
. Актуальным является освоение производства и поставка трубок большей длины (до
25 м
), что позволит упростить ряд конструктивно-технологических решений.

Долговечность трубок зависит от материала и качества их производства, конструкции конденсатора (в частности, от способа крепления трубок в трубных досках), параметров и режимов работы конденсатора (прежде всего—температуры и скорости охлаждающей воды), параметров вибрации и других факторов.

По соображениям предотвращения недопустимых присосов охлаждающей воды материалы, из которых изготовляются конденсаторные трубки, должны быть коррозионно-стойкими одновременно в двух агрессивных средах—охлаждающей воде и паре.

При сохранении общемировой тенденции выбора материала для конденсаторных трубок в отечественной практике наиболее широкое распространение имеют трубки из латуни и медноникелевых сплавов. Титановые трубки пока не получили распространения в отечественном конденсаторостроении. Однако, по мере снижения стоимости и совершенствования технологии изготовления титановых трубок и аппаратов с такими трубками, они могут стать экономически целесообразными для применения в конденсаторах, в первую очередь у турбин большой единичной мощности.

Наиболее широко в конденсаторах турбин используется сплав МНЖ5-1, так как трубки из этого материала хорошо себя зарекомендовали при работе на охлаждающей воде с солесодержанием до 3000 мг/кг при небольшом содержании взвеси и солесодержанием 3000—5000 мг/кг при отсутствии загрязнения стоками и взвесью. Допустимая скорость воды без взвеси составляет 2,5—2,7 м/с, при наличии взвеси 2,0—2,2 м/с.

Ряд отечественных и зарубежных электростанций осуществляют входной контроль трубок на предмет наличия дефектов материала, а трубок из цветных металлов—и на наличие внутренних напряжений. Для этой цели обычно используется аммиачная проба, с помощью которой можно обнаружить остаточные напряжения до 5 Н/мм².

В отдельных, наиболее ответственных случаях для контроля трубок применяют перископный осмотр со стороны внутренней поверхности, однако имеющиеся перископы обеспечивают доступ на глубину не более 3—4 м от конца трубки. В целом отечественная практика располагает необходимым сортаментом трубок и материалов для создания надежных и высокоэффективных конденсаторов.

В конденсаторах современных паровых турбин соединение трубок с трубными досками обычно выполняется за счет развальцовки трубок. Исключение составляют отдельные специальные конденсаторы, в которых для повышения надежности данного соединения используется последующая (после развальцовки) обварка или пайка концов трубок к трубным доскам (со стороны водяных камер).

Как показал опыт эксплуатации конденсаторов, метод развальцовки обоих концов трубок в трубных досках, при условии соблюдения тщательно отработанного технологического процесса, является надежным и удовлетворяет всем требованиям, предъявляемым к креплению и уплотнению трубок. Исключением является требование легкой замены трубок, вышедших из строя, так как при выемке развальцованной трубки в трубных досках всегда происходят повреждения. Обычно смена части или отдельных трубок производится после 7—8 лет эксплуатации.

Несмотря на высокую плотность вальцованных соединений, обеспечиваемую при заводской сборке конденсаторов, в условиях эксплуатации надежность этого соединения со временем ослабевает от действия термических напряжений, вибрации трубок и других факторов. Поэтому в конденсаторах применяются специальные конструктивные меры, уменьшающие присосы охлаждающей воды в паровое пространство, или такие устройства, которые предотвращают попадание в конденсат солей даже при неплотности вальцованного соединения.

Эффективным способом уменьшения присосов является, например, выполнение двойных трубных досок с подачей в полость между ними конденсата с давлением, превышающим давление охлаждающей воды (рис. 2.31, б). В этом случае при недостаточной плотности внутренней трубной доски в паровое пространство конденсатора будет попадать конденсат, а не циркуляционная вода.

Рис. 2.31. Закрепление трубок в одинарной (а) и двойной (б) трубных досках
1 —трубка, 2—трубная доска, 3—уплотняющий слой, 4, 6—внешняя и внутренняя трубные доски, 5 — камера гидравлического уплотнения

Основным недостатком данной конструкции является трудность развальцовки трубок во внутренних трубных досках, а также установление точного места подсоса и устранение неплотности. Применение двойных трубных досок требует тщательного соблюдения технологии развальцовки трубок. В конденсаторах турбин большой единичной мощности этот способ применяется редко.

Другие методы герметизации узла соединения трубок с трубными досками, применяемые в зарубежной практике (в частности приварка концов развальцованных трубок к трубным доскам), пока не получили широкого распространения. Частично это объясняется ограничениями на применение трубок из нержавеющих сталей в отечественных конденсаторах (приварка трубок из цветных сплавов требует изготовления и трубных досок из аналогичных материалов), а также специальной трудоемкой технологии сварки.

Трубные доски и промежуточные перегородки конденсаторов. Трубные доски конденсаторов, охлаждаемых пресной водой, обычно изготавливаются из стали ВСт3сп5 (или аналогичной ей), а охлаждаемых морской водой—из нержавеющей стали 12Х18Н9Т или из цветных сплавов (чаще всего на основе латуни). Из аналогичной нержавеющей стали изготавливаются также трубные доски конденсаторов турбин большой единичной мощности для АЭС (например, турбины К-500-65/ 3000), что определяется повышенными требованиями к надежности всей турбоустановки.

Толщина трубных досок конденсатора обычно составляет 25—40 мм. Применение трубных досок толщиной менее
25 мм
не рекомендуется по условиям их прочности, жесткости и надежности узла вальцованного соединения. Диаметр отверстий в трубных досках под вальцовку трубок должен быть на 0,2—0,4 мм больше наружного диаметра трубок. Края отверстия со стороны парового пространства конденсатора рекомендуется скруглять галтелью для повышения надежности узла вальцованного соединения.

В конденсаторах современных конструкций соединение трубных досок с корпусом обычно осуществляется при помощи сварки, что упрощает изготовление и сборку конденсатора, а также повышает его плотность. В конструкциях конденсаторов турбин малой единичной мощности иногда применяются фланцевые соединения трубных досок с корпусом и водяной камерой.

Во время работы конденсатора, а также при его гидравлических испытаниях в трубных досках возникают напряжения от изгиба. В связи с этим для обеспечения жесткости трубные доски по паровой стороне конденсатора укрепляются дополнительными продольными связями, чаще всего представляющими собой распорные трубы, в оба конца которых ввинчены и вварены хвостовики с резьбой. В месте крепления продольных связей к трубным доскам должна быть обеспечена плотность, исключающая попадание охлаждающей воды в паровое пространство конденсатора. Частично для ужесточения трубных досок служат также анкерные связи, устанавливаемые между крышками водяных камер и трубными досками.

Промежуточные перегородки устанавливаются в паровом пространстве конденсатора, обеспечивая необходимую отстройку параметров колебаний трубок от резонансной частоты (за счет выбора количества и системы их расстановки), а также дополнительную жесткость корпуса конденсатора. Толщина промежуточных перегородок обычно не превышает
25 мм
, материал—низкоуглеродистая сталь. Отверстия, через которые проходят трубки в промежуточных перегородках, должны иметь диаметр на 0,2—0,4 мм больше наружного диаметра трубок. Края отверстий должны раззенковываться или скругляться галтелью.

На основе исследования и обобщения динамических характеристик трубных систем различных теплообменных аппаратов, в том числе конденсаторов, рекомендуется применять промежуточные перегородки толщиной примерно
15 мм
при минимально возможных технологических зазорах между трубкой и отверстием в перегородке (в основном из-за трудоемкости сборки аппаратов).

Форма перегородок определяется в основном компоновкой трубного пучка. В местах, не занятых пучками трубок, в перегородках выполняются окна для выравнивания распределения пара по объему конденсатора.

Разметка отверстий для трубок в промежуточных перегородках должна полностью соответствовать разметке в трубных досках.

Крепление промежуточных перегородок к корпусу конденсатора обычно производится при помощи сварки в нескольких точках по периметру. При этом для повышения вибронадежности трубной системы промежуточные перегородки обычно смещают вверх от соосного с трубкой (с трубной доской) положения на несколько миллиметров. Смещение промежуточных перегородок, установленных в средних пролетах конденсаторов, обычно не превышает
10 мм
. Вследствие этого трубки в средней своей части оказываются изогнутыми вверх.

Деаэрационные устройства и конденсатосборники. Согласно требованиям Правил технической эксплуатации (ПТЭ), в конденсате, поступающем из конденсатора турбины в питательную систему котла (парогенератора), содержание кислорода должно быть не выше 20 мкг/кг, что имеет целью предотвратить вынос в деаэратор при гидразинно-аммиачном водном режиме продуктов коррозии—оксидов железа и меди, образующихся на участке конденсатор—деаэратор. Поступая с водой из деаэратора в котел (парогенератор), эти продукты коррозии способствуют пережогу его экранных и конвективных труб.

Как показали исследования ВТИ, ОРГРЭС и КТЗ, применение в современных конденсаторах трубных пучков регенеративного типа с хорошим доступом отработавшего пара в расположенную под трубным пучком нижнюю часть парового пространства обычно позволяет обеспечить требуемое ПТЭ содержание кислорода в конденсате при работе воздухоудаляющего устройства в режиме, не выходящем за пределы рабочего участка его характеристики. Однако при присосах воздуха, превышающих норму, а также малых паровых нагрузках и низких температурах охлаждающей воды возникает необходимость в дополнительной деаэрации конденсата в конденсаторе. Кроме того, в конденсатор поступают и другие различные потоки воды (дренажи ПНД и охладителей пароструйных эжекторов, добавочная химочищенная вода и др.), которые требуют дегазации. В связи с этим большинство современных конденсаторов оборудуются специальными деаэрационными устройствами, которые размещаются под трубными пучками или в конденсатосборниках.

В зависимости от системы организации потоков деаэрационные устройства подразделяются на пленочные, насадочные, струйные (при движении воды в паре) и барботажные (при движении пара в воде). Наиболее эффективными с точки зрения деаэрационной способности являются два последних типа [11].

Рассмотрим ряд типовых конструктивных решений деаэрационных устройств, применяемых в конденсаторах различных турбинных заводов.

На рис. 2.32 представлена схема барботажного деаэрационного конденсатосборника конденсаторов турбин К-300-240 ЛМЗ.

1 — конденсатор
2 — барботажный лист
3 — подвод конденсата и отвод выпара
4 — корпус конденсатосборника
5 — лаз (люк)
6 — перегородки (порог)
7 — отвод конденсата к насосам
8 — паровая камера
9 — паровой коллектор
10 — зубчатый порог (распределительный водослив)
11 — лист
12 — пояса жесткости

А-Б

А

Б

10

9

8

12

9

4

6

2

10

11

2

1

3

5

7

1 — конденсатор

2 — барботажный лист

3 — подвод конденсата и отвод выпара

4 — корпус конденсатосборника

5 — лаз (люк)

6 — перегородки (порог)

7 — отвод конденсата к насосам

8 — паровая камера

9 — паровой коллектор

10 — зубчатый порог (распределительный водослив)

11 — лист

12 — пояса жесткости

Рис. 2.32. Деаэрационный конденсатосборник конденсатора турбины К-300-240 ЛМЗ

Главным элементом устройства является барботажный перфорированный лист 2 с порогом (перегородкой) 6. Конденсат на него сливается через зубчатый порог (распределительный водослив) 10 с листа 11, на который он поступает из конденсатора 1 через отверстие 3. Пар, барботируемый через воду, поступает в камеру 8 из коллектора 9. Равномерно по всей длине коллектора 9 размещены сопла, рассчитанные на критический расход пара при давлении 1,2⋅10⁵ Па. Перфорация барботажного листа выполнена в виде щелей шириной
3 мм
.

Пар в виде пузырей барботируется через слой конденсата, что препятствует попаданию конденсата через щелевые отверстия в барботажном листе 2 под него. Часть пара конденсируется, остальной пар проходит через слой конденсата, обогащается газами и отводится в конденсатор через слой стекающего конденсата, подогревая его на распределительном водосливе 10.

На рис. 2.33 представлена конструктивная схема струйного деаэрационного конденсатосборника, применяемого в ряде конденсаторов турбин К-220-44, К-500-240, К-500-65/3000 ХТЗ и др.

Рис. 2.33. Деаэрационное устройство конденсатора К-22550 ХТЗ
1 —трубный пучок, 2—воздухоохладитель, 3— водораспределительная тарелка, 4—неохлаждаемые стержни, 5— отверстие отвода паровоздущной смеси, 6— сборная тарелка

Конденсат, стекающий через край конденсатосборника, поступает на перфорированный лист 10. Струи стекающего конденсата под листом 10 омываются поперечным потоком отработавшего пара, поступающего в конденсатосборник из выхлопного патрубка ЦНД за счет перепада давлений на основной части трубного пучка.

Для эффективной поверхностной деаэрации конденсата конденсатосборники ввариваются в корпус конденсатора 8 таким образом, чтобы кромки стенок возвышались над днищем на 15―20 мм. Конденсат, разлитый по днищу конденсатора тонким слоем, до поступления в конденсатосборник омывается поступающим в нижнюю часть трубного пучка паром и, таким образом, дополнительно деаэрируется. Такой принцип работы конденсатосборника является наиболее экономичным, так как осуществляется без затрат с использованием теплоты отработавшего пара.

При делении поверхности охлаждения на модули деаэрационные устройства располагаются в подвальных, конденсаторах под пучком каждого модуля.

В боковых двухпоточных конденсаторах турбин ХТЗ, имеющих компоновку трубных пучков типа показанного на рис. 2.25, деаэрационные устройства устанавливаются на двух уровнях: под верхним и нижним модулями в каждом из корпусов. Это позволяет обеспечить деаэрацию конденсата и при переходе на работу конденсатора с одним (верхним или нижним) потоком охлаждающей воды. В этих конденсаторах применено деаэрационное устройство струйного типа с деаэрирующими стержнями, в котором используется только отработавший пар турбины.

Под охлаждающими трубками 1 в каждом отсеке между опорными перегородками установлены водораспределительные тарелки 3, на которых собирается образующийся конденсат и из тарелок сливается через отверстия диаметром
8 мм
на расположенные строго под ними неохлаждаемые стержни 4.

Стекающий конденсат разбивается на стержнях на мелкие капли и пленки, что способствует образованию большой поверхности контакта между водой и паром.

Пар для деаэрации просасывается между стержнями 4 непосредственно к воздухоохладителю 2 через специальные отверстия 5 в водораспределительных тарелках. Сечение этих отверстий рассчитано на пропуск строго заданного количества пара. Деаэрированный конденсат попадает на сборную тарелку 6 и с нее отводится в конденсатосборник.

Ранее показан ряд преимуществ и особенностей в секционировании конденсаторов по давлению. В частности, установлено, что при секционировании конденсаторов целесообразен каскадный перепуск конденсата в сторону секции с более высоким давлением, что обеспечивает выигрыш в экономичности турбоустановки. Реализация схемы каскадного перепуска конденсата может иметь различное конструктивное оформление.

На рис. 2.34 приведена схема подогрева конденсата в двухсекционном конденсаторе. Конденсат отработавшего пара секции с меньшим давлением 1 собирается на днище этой секции. В нескольких отсеках смонтированы устройства для слива конденсата в нижнее паровое пространство в виде струй. При этом слив конденсата происходит через гидрозатвор и систему отверстий за счет разности его уровней в смежных секциях с разными давлениями.

Для организации направленного движения пара из секции II в секцию I в днище секции I (слева) выполнены отверстия, через которое некоторое количество пара из секции II просасывается в секцию I, подогревая стекающий в виде струй конденсат. Этот конденсат собирается на дне конденсатора и движется в сторону секции II. Такое противоточное движение по отношению к потоку вентиляционного пара создает благоприятные условия для выделения пузырьков газа из объема воды и ее деаэрации.

Б — охлаждающая вода
А — пар
В – конденсат
I – секция с меньшим давлением
II – секция с большим давлением

Б

I

А

Б

II

В

А — пар

Б — охлаждающая вода

В – конденсат

I – секция с меньшим давлением

II – секция с большим давлением

Рис. 2.34. Схема подогрева и деаэрации конденсата при двухступенчатой конденсации пара в конденсаторах турбин ЛМЗ

Известно, что наиболее тяжелые условия для поддержания низкого кислородосодержания конденсата возникают в конденсаторах теплофикационных турбин типов Т и ПТ, особенно в течение отопительного периода, когда малые паровые нагрузки конденсатора сочетаются с низкой температурой охлаждающей воды. Кроме того, теплофикационные турбины имеют более развитую вакуумную систему, включающую в себя помимо конденсационной установки и сетевые подогреватели. Это повышает вероятность возрастания присосов воздуха при работе турбины по тепловому графику. Для конденсаторов турбин типа ПТ положение усугубляется и тем, что для восполнения значительных потерь в цикле в конденсаторы в подается большое количество насыщенной газами химически обессоленной воды. С учетом всех этих соображений УТЗ и УралВТИ разработан деаэрационный конденсатосборник, применяемый в конденсаторах ряда турбин УТЗ (рис 2.35).

Рис. 2.35. Конденсатосборник турбины Т-175/210-130 УТЗ (обозначения см. в тексте)

В этом конденсатосборнике установлено двухступенчатое струйно-барботажное устройство, работающее по противоточно-перекрестной схеме движения воды и пара.

Конденсат с днища конденсатора 1 через гидрозатвор 2 поступает на барботажный лист 3, через отверстия которого снизу подается пар, образующийся при вскипании горячих дренажей, поступающих в камеру 4 из коллектора 5. Затем конденсат попадает на перфорированный водораспределитель 6, с которого сливается струями на разделительную перегородку 7, движется по барботажному листу 8 и отводится через канал 9 из конденсатосборника 10 в трубопровод 11. Под лист 8 через патрубок 12 подается конденсат рециркуляции. Пар, образующийся при его вскипании, проходит через отверстия в барботажном листе, а вода по каналу 13 вытесняется на начальный участок барботажного листа. Парогазовая смесь из конденсатосборника отводится через окно, образованное плоскостью перфорированного листа 14 и уровнем конденсата на поддоне 15.

Назначение такого гидравлического пароперепускного клапана, который подпитывается через патрубки 16, заключается в поддержании оптимального перепада давлений между конденсатосборником и конденсатором.

В настоящее время, в связи с разработкой и внедрением бездеаэраторных схем, требования к деаэрационным устройствам конденсаторов возрастают, что потребует их дальнейшего совершенствования.

2.3.1. Воздушные насосы¶

Воздушные насосы предназначены для удаления воздуха из конденсатора и циркуляционной системы и поддержания необходимого вакуума.

По принципу действия воздушные насосы подразделяются на насосы струйного типа, центробежные и ротационные.

В конденсационных установках энергетических турбин отечественных заводов в настоящее время применяются насосы струйного типа, в которых рабочей (эжектирующей) средой служит пар (пароструйные эжекторы) или вода (водоструйные эжекторы).

В конденсационных устройствах судовых энергоустановок применяются электроприводные вакуумные насосы. В зарубежной практике находят применение водокольцевые вакуум-насосы, принадлежащие к числу ротационных насосов вытеснения.

По назначению эжекторы подразделяются на следующие виды:

• основные эжекторы, предназначенные для удаления воздуха из конденсатора при нормальной работе турбины;
• пусковые эжекторы, создающие при пуске турбоустановки разрежение в паровом пространстве конденсатора (при достижении давления 20―30 кПа пусковые эжекторы отключаются и включаются основные эжекторы);
• пусковые эжекторы циркуляционной системы, создающие разрежение в водяном пространстве конденсатора для заполнения его и сливных циркуляционных водоводов водой, а также удаляющие скапливающийся воздух при работе турбоустановки из верхней точки циркуляционной системы при наличии в ней разрежения.

Схема работы струйного насоса показана на рис. 2.36. Принцип действия пароструйного и водоструйного эжекторов одинаков. Рабочее тело (пар или вода) под давлением подается в приемную камеру 1, откуда через суживающееся сопло 2 (или несколько сопл) с большой скоростью направляется в камеру смешения 3, соединенную с паровым пространством конденсатора.

Рис. 2.36. Принципиальная схема эжектора
А ―паровоздушная смесь из конденсатора, Б— подвод рабочего тела (пар или вода), В―выход смеси

Струя рабочего тела, обладая большой кинетической энергией, увлекает за собой паровоздушную смесь из камеры смешения через проточную часть, состоящую из суживающейся 4 и цилиндрической 5 частей канала, а также диффузора 6, в котором происходит преобразование кинетической энергии потока в потенциальную, и повышение его давления выше барометрического.

В пароструйном эжекторе рабочий пар, поступающий в приемную камеру с давлением р_р , расширяется в сопле до давления насыщения р_н в камере смешения. Поскольку отношение давлений р_н / р_р ниже критического, в эжекторах применяются сопла Лаваля. Применение суживающейся (конфузорной) части 4 канала позволяет увеличить количество отсасываемого воздуха, при котором наступает перегрузка эжектора. Важнейшими показателями работы эжекторов при заданных параметрах рабочей среды и паровоздушной смеси являются следующие характеристики:

массовый коэффициент эжекции u = G_н /G_р;

объемный коэффициент эжекции u_о = V_н /V_р;

степень сжатия ? = р_см /р_н,

где G_н , G_р—массовые расходы инжектируемой и рабочей сред соответственно;

V_н , V_р —объемные расходы инжектируемой и рабочей сред;

р_см, р_н —давления сжатого потока смешанной среды и инжектируемой паровоздушной смеси.

Одна ступень эжектора повышает давление не более чем в 4― 6 раз. Поэтому в паротурбинных установках одноступенчатые эжекторы применяются в качестве пусковых. Для обеспечения степени повышения давления отсасываемого воздуха до 25―30 (от 3―6 кПа до барометрического давления) основные эжекторы выполняются с двумя или тремя последовательно включенными ступенями.

Схема двухступенчатого пароструйного эжектора представлена на рис 2.37. После первой ступени эжектора отсасываемая из конденсатора паровоздушная смесь попадает в охладитель (холодильник), где происходит конденсация части пара. Оставшаяся смесь поступает для дальнейшего сжатия во вторую ступень эжектора с меньшим остаточным содержанием пара, что создает условия для сжатия смеси с меньшей затратой энергии. Расход рабочего пара в трехступенчатом эжекторе может быть на 20―25 % ниже, чем в двухступенчатом. Конденсат из охладителей отводится раздельно или каскадно через холодильники в конденсатор, что позволяет предотвратить потери рабочего тела. Чтобы вместе с конденсатом из охладителей в конденсатор не возвращался воздух, обычно используют гидравлический затвор.

Рис. 2.37. Принципиальная схема двухступенчатого пароструйного эжектора
I, II— первая и вторая ступени эжектора; 1—конденсатор, 2— конденсатный насос, 3— холодильник, 4— вход паровоздушной смеси, 5—подвод рабочего пара, 6— выхлоп эжектора, 7—вход охлаждающей воды, 8— линия рециркуляции, 9—линия конденсата, 10— каскадный сброс дренажа, 11—отвод дренажа в конденсатор

Охладители эжекторов представляют собой теплообменники поверхностного типа, на наружной поверхности трубок которых происходит охлаждение и конденсация паровоздушной смеси, внутри трубок проходит основной конденсат, подаваемый из напорного коллектора конденсатных насосов. Таким образом, теплосодержание рабочего пара в пароструйном эжекторе используется для подогрева основного конденсата. Конструкция охладителей эжекторов рассматривается в гл.3.

Технические характеристики основных пароструйных эжекторов представлены в табл. 2.8 [31], а на рис 2.38 показана конструкция пароструйного эжектора ЭПО-3-135.

Таблица 2.8. Технические характеристики основных пароструйных эжекторов

Тип эжектора	Завод- изготовитель	№ ступени	Производительность на паровоздушной смеси, м3/ч	Производительность на сухом воздухе, кг/ч ***	Расход охлаждающей воды, т/ч	Расход рабочего пара, кг/ч	Давление, МПа/ температура рабочего пара, оС	Поверхность охладителя, м2
ЭПО-3-75 (ЭП-3-25/75)	ХТЗ	I II III	3840	25/75	165,0 165,0 165,0	171 325 516	0,51/160	14,0 9,6 7,5
ЭПО-3-150	I II III	4960	50/150	221,5 166,5 112,0	385 804 945	0,51/160	40,0 30,0 20,0
ЭП-3-100/300	I II III	13750	50/300	149,1 77,9 –	1700 1075 1270	0,51/160	30,0 13,3 –
ЭП-3-55/150	I II III	11200	40/150	283,0 206,0 141,0	1225 1390 932	0,51/160	49,1 35,7 24,5
ЭП-3-100/220	I II III	7675	100/225	283,0 206,0 141,0	840 840 1360	0,82/170	49,1 35,7 24,5
ЭП-2-400	ЛМЗ	I II	1500	60	40,0 40,0	200 200	1,60/400	10,9 5,4
ЭП-3-600	I II III	3000	70	75,0 46,0 29,0	200 200 200	1,33/400	14,3 8,4 5,1
ЭПО-3-135	I II III	4230	135	193,0 133,0 133,0	296 296 258	0,51/155	15,3 17,9 17,9
ЭПО-3-135	УТЗ	I II III	–	85/135	70–200	630	0,39/155 (330)	28,5
ЭПО-3-200*	I II III	–	210	150 75 75	296 296 296	0,51/330	20,0 10,0 10,0
ЭПО-3-200**	I II III	–	210	120,0 60,0 60,0	296 296 296	0,51/330	20,0 10,0 10,0
ЭП-3-2	I II III	–	85/135	70–200	280 280 280	0,49/160 (330)	14,2 8,0 5,1
ЭП-3-3	I II III	–	85/135	70–200	280 280 280	0,49/160 (330)	14,2 8,0 5,1

^*  одноходовой вариант (все охладители соединены параллельно); ^**  двухходовой вариант (последовательное соединение двух групп параллельных охладителей: I+I и II+III); ^*** в числителе указана номинальная производительность, в знаменателе ― перегрузочная; в скобках указана максимальная температура рабочего пара.

Эжектор ЭПО-3-135 конструкции УТЗ―это пароструйный компрессор с тремя ступенями сжатия и промежуточного охлаждения паровоздушной смеси. Каждый из трех охладителей представляет собой поверхностный пароводяной теплообменный аппарат с цельносварным корпусом, выполненным заодно с водяными камерами и камерой всасывания. Одноходовые трубные пучки охладителей образованы прямыми трубками, развальцованными с обеих сторон в трубных досках. Модификации эжектора отличаются материалом трубок поверхности теплообмена―латунь в первой модификации и нержавеющая сталь во второй. В рабочем положении для интенсификации теплообмена трубные пучки охладителей ориентированы наклонно (под углом 10^о к горизонту) благодаря специальной конструкции опор, на которых устанавливается эжектор. Подвод паровоздушной смеси производится тангенциально в кольцевые камеры со смещением относительно раздающих окон во внутренних обечайках корпусов. Конструкция эжектора обеспечивает компенсацию температурных расширений, для чего со стороны выходной водяной камеры выполняется подвижное крепление опоры эжектора к опорным конструкциям, а также возможность осмотра, очистки или подвальцовки трубок без разборки эжектора, поскольку крышки водяных камер выполнены откидными.

Паровоздушная смесь поступает в камеру всасывания I ступени, после сжатия в диффузоре и охлаждения с частичной конденсацией в охладителе I ступени последовательно проходит II и III ступени сжатия и отводится в атмосферу. Образовавшийся конденсат отводится из каждого охладителя отдельным гидрозатвором: из охладителей I и II ступеней―в паровое пространство конденсатора, из охладителя III ступени―в открытую воронку. Основной конденсат подводится к охладителю I ступени, проходит последовательно через трубные пучки охладителей всех ступеней и отводится из эжектора.

Б, В ― подвод и отвод охлаждающего конденсата
А ― подвод рабочего пара

И, К, Л ― отвод конденсата рабочего пара

из I, II и III ступеней

М ― опорожнение водяного пространства
Г ― подвод паровоздушной смеси

А ― подвод рабочего пара

Б, В ― подвод и отвод охлаждающего конденсата

Г ― подвод паровоздушной смеси

И, К, Л ― отвод конденсата рабочего пара

из I, II и III ступеней

М ― опорожнение водяного пространства

Рис. 2.38. Основной эжектор ЭПО-3-135

Водоструйный эжектор осуществляет одноступенчатое сжатие паровоздушной смеси, причем конденсация пара, содержащегося в ней, происходит на струе рабочей воды. Водяная струя, вытекающая из суживающегося сопла, быстро распадается на капли, на поверхности которых конденсируется паровоздушная смесь, отсасываемая из конденсатора. Диспергированная водяная струя и эжектируемый воздух или паровоздушная смесь движутся первоначально раздельно. Затем происходит возмущение двухфазного водовоздушного потока, сопровождающееся его перемешиванием и торможением, приводящим к повышению давления смешанной среды.

Водоструйные эжекторы различаются между собой формой и длиной проточной части. Один тип эжектора имеет канал, состоящий, как и в пароструйном эжекторе, из конфузорного участка, затем относительно короткого цилиндрического участка и диффузора (как правило, эжекторы этого типа используются в качестве пусковых); другой тип―с удлиненной проточной частью, цилиндрической по всей длине и без диффузоpa (используется в качестве основных эжекторов). Из-за меньших потерь при сжатии водовоздушной смеси в удлиненной камере смешения второй тип эжекторов почти в два раза экономичнее эжекторов с короткой камерой.

Включение водоструйного эжектора по рабочей воде возможно по двум схемам—разомкнутой и замкнутой. При разомкнутой схеме рабочая вода для эжектора подается подъемными насосами, как правило, из напорного циркуляционного водовода. Водовоздушная смесь обычно сбрасывается из эжектора в сливной циркуляционный водовод либо в сливной канал. При оборотном водоснабжении с градирнями иногда применяются низконапорные водоструйные эжекторы, не требующие установки подземного насоса для подачи рабочей воды в эжектор.

Недостатками разомкнутой схемы являются потери пара, отсасываемого из конденсатора вместе с воздухом, а также потребление значительного количества охлаждающей воды (до 10% полного ее расхода). Эти недостатки удается скомпенсировать применением замкнутой схемы (рис 2.39), при которой рабочая вода (основной конденсат) циркулирует в контуре «эжектор—сливной бак—насос—эжектор». В баке за счет брызгального устройства происходит выделение из воды воздуха, после чего она вновь забирается насосом и подается на эжектор.

Рис. 2.39. Замкнутая схема водоструйной эжекторной установки
1— водоструйный эжектор, 2— сливной бак, 3— насос,4– поверхностный охладитель, 5—трубопровод в бак низких точек, 6—отсос из конденсатора, 7—брызгальное устройство

На рис. 2.40, а приведена конструкция водоструйного эжектора ЭВ-4-1400, разработанного ЛМЗ.

Рис. 2.40. Водоструйный эжектор
а— ЭВ-4-1400, б— ЭВ-7-1000; А— подвод воды, Б— подвод паровоздушной смеси, В— отвод паровоздушной смеси

Эжектор состоит из четырех параллельно включенных проточных частей с общими приемной и сбросной камерами. Водяные сопла выполнены цилиндрическими и установлены против диффузоров, в которые направляются струи воды и увлекаемая ими паровоздушная смесь.

В состав турбоустановки К-300-240 ЛМЗ входят два водоструйных эжектора ЭВ-4-1400 и два подъемных насоса 32-Д-19. Основные эжекторы установлены на отметке 7,1 м машинного зала. Слив воды из эжекторов производится в сливной циркуляционный водовод конденсатора.

На рис. 2.40, б показан общий вид семиканального водоструйного эжектора ЭВ-7-1000, разработанного ВТИ. По сравнению с эжектором ЭВ-4-1400 этот эжектор при меньшем расходе воды имеет объемный расход в 1,5―2,0 раза выше, что позволяет работать с высокой экономичностью при значительных присосах воздуха.

Эжектор состоит из семи параллельных цилиндрических камер смешения без диффузоров. В каждую камеру смешения 1 из своего сопла 2 поступает рабочая вода. Эжектор имеет общую водяную камеру, из которой вода поступает к рабочим соплам, и общую приемную камеру 3, в которую поступает паровоздушная смесь из конденсатора, общую сливную трубу.

Аналогичную конструкцию имеет эжектор ЭВ-7-1700, несколько отличающийся диаметрами камер смешения и сопел.

Техническая характеристика применяемых на отечественных турбоустановках водоструйных эжекторов представлена в табл. 2.9.

Таблица 2.9. Технические характеристики водоструйных эжекторов

Характеристика	Марка эжектора
С короткой камерой смешения	С длинной камерой смешения
ЭВ-4-1100	ЭВ-4-1400	ЭВ-7-1000	ЭВ-7-1700	ЭВ-1-230
Диаметр рабочего сопла, мм	64,5	75,0	46,0	56,0	56,0
Количество рабочих сопел	4	4	7	7	1
Диаметр камеры смешения и количество, мм	115×4	115×4	100×7	125×7	125×1
Длина камеры смешения, мм	320	320	2500	3500	2500
Расчетная температура рабочей воды, оС	26,5	10	20	12	26,5
Номинальное давление рабочей воды, кПа	441,0	343,2	343,2	343,2	441
Расчетный расход рабочей воды, м3/ч	1260	1545	1000	1700	226 243
Объемная производительность на сухом воздухе, м3/ч	2000	2160	3500	5950	610 650
Давление всасывания, кПа	6,77	3,42	3,42	3,92	29,5 83,4
Массовый расход воздуха, кг/ч	65	70	90	167	220 630
Давление за эжектором, кПа	88,2	93,2	93,2	93,2	93,2
Объемный коэффициент эжекции	1,59	1,48	3,48	3,20	2,70

Рассмотрим показатели и характеристики эжекторов, режимы их работы и взаимосвязь с работой конденсатора.

При выборе расчетного давления рабочего пара пароструйного эжектора определяющим является обеспечение устойчивой работы эжектора при изменениях давления пара, связанных с переменным режимом работы турбоустановки. Если на турбоустановках с начальным давлением пара 2,9 и 9,0 МПа принималось давление рабочего пара на эжектор 1,3 МПа, то в современных установках используется давление 0,5 МПа (см. табл. 2.8). Применение относительно невысокого давления позволяет отказаться от сопел с малыми диаметрами узкого сечения, вероятность засорения которых больше.

Расход рабочего пара на пароструйный эжектор определяется в результате детального расчета эжектора. Для ступени эжектора ориентировочное значение расхода пара можно оценить по формуле

(2.19)

D
р

=
347

D

с
м

H
a

⋅

p
с

p
н

,

где D_см— количество паровоздушной смеси, кг/ч;

H_a —адиабатный перепад теплоты между давлениями р_c, р_н ;

р_с, р_н —давления за диффузором и в приемной камере соответствующей ступени эжектора.

Расход пара на трехступенчатый эжектор равен 10―20-кратному расходу удаляемой эжектором паровоздушной смеси и составляет 0,1 % от расхода пара на турбину.

Давление рабочей воды в водоструйном эжекторе определяется схемой его включения. По данным ВТИ, максимальный объемный коэффициент эжекции U_р, кПа, достигается при давлении рабочей воды

(2.20)

p
p

=
330
⋅

(

F
f

−
1

)

,

где F, f — площади наименьших сечений диффузора и сопла рабочей воды.

Для основных водоструйных эжекторов соотношение площадей составляет 2―3 и давление рабочей воды 0,342―0,735 МПа (см. табл. 2.9).

Расход рабочей воды на водоструйный эжектор, м³/ч, ориентировочно можно определить (для одной струи) по зависимости

(2.21)

V
p

=

V

с
м

0,85
 

p
о

−

p
н

p
с

−

p
н

−
1

.

Расход рабочей воды на один эжектор составляет от 1 до 3,5 % расхода циркуляционной воды, на всю группу эжекторов от 4 до 10%.

Степень сжатия эжектора при неизменном давлении на выходе из него определяется давлением всасывания. В условиях эксплуатации основными причинами, вызывающими изменение давления всасывания эжектора, являются изменения расхода отсасываемого воздуха и температуры паровоздушной смеси.

Давление всасывания эжектора (на входе в его первую ступень) при отсасывании паровоздушной смеси составляет

(2.22)

р
н

=

р
п

+

р

в
о
з
д

=

р
п

+
0,287

T

в
о
з
д

V

в
о
з
д

⋅

D

в
о
з
д

=

p
п

+
a

D

в
о
з
д

,

где T_возд, V_возд, D_возд—соответственно температура, К, объем, м³/кг, и количество воздуха, кг/с.

Для обеспечения давления р_к в конденсаторе необходимо, чтобы абсолютное давление всасывания р_н в приемной камере эжектора первой ступени составляло

[p_{н} = p_{к} – Delta p_{к} Delta – p_{тр} ,tag{2.23}]

где Δр_к , Δр_тр —паровое сопротивление конденсатора и сопротивление трубопровода от места отсоса паровоздушной смеси до приемной камеры эжектора соответственно.

Общее количество паровоздушной смеси D_см , кг/ч , удаляемой из конденсатора, равно сумме количества воздуха D_возд и пара D_п.см в этой смеси

(2.24)

D

с
м

=

D

в
о
з
д

+

D

п
.
с
м

=

(

1
+
0,622

p
п

p

в
о
з
д

)

⋅

D

в
о
з
д

,

где р_п, р_возд—парциальное давление пара и воздуха в удаляемой смеси.

Объем удаляемой из конденсатора паровоздушной смеси V_см, м³/ч, равный объему удаляемого воздуха V_возд, определяется из уравнения

(2.25)

V

с
м

=

V

в
о
з
д

=

R

в
о
з
д

T

в
о
з
д

D

в
о
з
д

p

в
о
з
д

=

0,287

(

 
273
+

t

с
м

)

р

в
о
з
д

⋅

D

в
о
з
д

.

Объем пара, удаляемого вместе с воздухом из конденсатора, считаем равным общему объему смеси, поэтому количество пара в смеси равно

(2.26)

D

п
.
с
м

=

V

с
м

v
п

,

где v_п —удельный объем, м³/кг, насыщенного пара при температуре t_см.

Практикум. Определить количество и состав удаляемой эжектором из конденсатора паровоздушной смеси при t_см = 20°С; D_возд = 10 кг/ч; р_к = 5,6 кПа, Δр_к = 0,5 кПа; Δр_тр = 0,1 кПа.

Давление паровоздушной смеси в приемной камере эжектора определим по формуле (2.23)

р_н = р_к – Δр_к – Δр_тр = 5,6–0,5–0,1 = 5,0 кПа.

Парциальное давление пара в смеси при t_см = 20°С р_п = 2,337 кПа. Соответствующий удельный объем v_п = 57,84 м³/кг. Парциальное давление воздуха в смеси из выражения (2.23)

р_возд = р_н – р_п = 5,0– 2,337 = 2,663 кПа.

Объем паровоздушной смеси, удаляемой из конденсатора, определим по формуле (2.25)

V

с
м

=

0,287

(

273
+

t

с
м

)

р

в
о
з
д

⋅

D

в
о
з
д

=

0
,287( 
 
273
+
20)

2
,663

⋅
10

= 315,8 м³/кг.

Количество несконденсировавшегося пара, удаляемого с воздухом,

D

п
.
с
м

=

V

с
м

v
п

=

3
1
5
,
8

5
7
,
8
4

= 5,5 кг/ч.

Общее количество паровоздушной смеси, удаляемой из конденсатора, определим по выражению (2.24)

D

с
м

=

D

в
о
з
д

+

D

п
.
с
м

= 10 + 5,5 = 15,5 кг/ч.

Характеристику пароструйного эжектора обычно представляют в форме зависимости давления всасывания р_н перед ступенью эжектора от расхода сухого воздуха D_возд. Аналогичный характер имеют характеристики эжектора при отсасывании паровоздушной смеси определенной температуры. Характеристика пароструйного эжектора при отсасывании им сухого воздуха или паровоздушной смеси определенной температуры состоит из двух различных участков (рис. 2.41).

Рис. 2.41. Характеристики пароструйного эжектора ЭП- 3-75
————————- паровоздушная смесь, – – – – -–сухой воздух

На первом участке, отвечающем изменению расхода воздуха от нуля до некоторого значения

D

в
о
з
д

*

и называемом рабочим участком (участок ab, рис. 2.41), характеристики сравнительно пологие, на втором участке, отвечающем D_возд >

D

в
о
з
д

*

и называемом перегрузочным (участок bс), они значительно более крутые. Два участка характеристики эжектора соответствуют двум различным режимам работы первой ступени: предельному (рабочий участок) и допредельному (перегрузочный участок).

Предельный режим работы наступает, когда скорость инжектируемого или смешанного потока достигает критического значения и производительность эжектора становится максимальной (предельной) для заданных параметров рабочего и отсасываемого потоков. Переход от предельного к допредельному режиму зависит от того, является ли действительное противодавление первой ступени бόльшим или меньшим, чем ее предельное противодавление.

Предельное противодавление—это значение давления парогазовой смеси на выходе из эжектора, ниже которого при фиксированных значениях р_р и р_н изменение давления р_с не влияет на расход эжектируемой среды и зависит от размеров проточной части эжектора, параметров рабочего пара и количества отсасываемой смеси. Его значение можно ориентировочно оценить из выражения

(2.27)

р

п
р

=

f
F

p

(

1
+
u

)

,

где f, F —соответственно площадь минимального сечения сопла рабочего пара и площадь горла диффузора;

р—абсолютное давление рабочего пара;

u —коэффициент эжекции.

При неизменном давлении всасывания противодавление определяется степенью сжатия смеси в ступени.

Предельному режиму соответствует условие, что действительное противодавление не превышает предельного, а при допредельном режиме оно выше предельного.

Противодавление первой ступени в двухступенчатом эжекторе, а также первой и второй—в трехступенчатом, определяется давлением всасывания следующей за ней ступени и сопротивлением расположенного перед ней промежуточного охладителя и растет с увеличением расхода воздуха D_возд, содержащегося в отсасываемой из конденсатора паровоздушной смеси. Режим работы каждой последовательно включенной ступени эжектора зависит от фактического противодавления, которое устанавливается после ее диффузора и зависит от режима работы эжектора в целом.

Рабочий участок характеристики пароструйного эжектора определяется работой первой ступени эжектора на предельном режиме, а перегрузочная часть—переходом первой ступени на допредельный режим. На рабочем участке объемный расход отсасываемой эжектором среды постоянен и не зависит от противодавления и температуры отсасываемой паровоздушной смеси. Рабочие участки характеристик эжектора представляют собой семейство параллельных прямых линий, отвечающих каждая определенному значению температуры всасываемой смеси, и описываются уравнением (2.22).

Чем выше температура, тем выше давление всасывания эжектора при данном расходе воздуха и тем выше расположен рабочий участок характеристики эжектора. Каждая характеристика пересекает ось ординат р_н в точке, соответствующей давлению насыщения водяного пара при температуре t_см (рис. 2.41).

Поскольку объемный расход пара, содержащегося в отсасываемой смеси, равен объемной производительности эжектора V_н, то рабочему участку характеристики, на котором V_н = const, отвечает при неизменной температуре насыщенной смеси практически постоянный массовый расход пара.

При повышении температуры смеси содержание пара в ней значительно возрастает, однако увеличивающийся при этом суммарный расход отсасываемой среды, см. выражение (2.24), приводит к перегрузке эжектора, так как большая часть пара конденсируется в промежуточном холодильнике.

При переходе на перегрузочный участок (D_возд =

D

в
о
з
д

*

) объемный расход отсасываемой среды понижается с увеличением расхода воздуха, что приводит к резкому росту давления всасывания. Работа эжектора на этом участке не должна допускаться во избежание повышения давления в конденсаторе сверх допустимых значений. Поэтому рабочей производительностью эжектора при данных условиях его работы называется максимальный расход сухого воздуха

D

в
о
з
д

*

, отсасываемый в пределах рабочего участка, т. е. до наступления перегрузки эжектора.

Одноступенчатые эжекторы работают при практически постоянном противодавлении, и их характеристики не имеют перегрузочного участка.

Характеристику эжектора при отсосе сухого (атмосферного) воздуха, получаемую при испытаниях эжектора в условиях завода-изготовителя, можно пересчитать на паровоздушную смесь. Давление всасывания определяется в этом случае по формуле

(2.28)

р
н

=

р
п

+

D

в
о
з
д

р
*

−
0,45

0,95

D

в
о
з
д

*

,

где р^* —давление всасывания, кПа;

D

в
о
з
д

*

—весовое количество отсасываемого сухого воздуха в точке перехода на перегрузочный режим (точка b на рис. 2.41), кг/ч.

Весовой расход отсасываемой паровоздушной смеси определяется на основании уравнений Клапейрона-Менделеева

p
н

V

в
о
з
д

=

D

в
о
з
д

*

R

в
о
з
д

T

в
о
з
д

;

p
н

V

с
м

=

D

с
м

R

с
м

T

с
м

.

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGceaqabeaacaWGWb WaaSbaaSqaaGqabiaa=1dbaeqaaOGaamOvamaaBaaaleaacaWFYqGa a8Npeiaa=DdbcaWF0qaabeaakiabg2da9iaadseadaqhaaWcbaGaa8 Nmeiaa=5dbcaWF3qGaa8hneaqaaiaadQcaaaGccaWGsbWaaSbaaSqa aiaa=jdbcaWF+qGaa83neiaa=rdbaeqaaOGaamivamaaBaaaleaaca WFYqGaa8Npeiaa=DdbcaWF0qaabeaakiaabUdaaeaacaWGWbWaaSba aSqaaiaa=1dbaeqaaOGaamOvamaaBaaaleaacaWFbrGaa8hpeaqaba GccqGH9aqpcaWGebWaa0baaSqaaiaa=febcaWF8qaabaaaaOGaamOu amaaBaaaleaacaWFbrGaa8hpeaqabaGccaWGubWaaSbaaSqaaiaa=f ebcaWF8qaabeaakiaab6caaaaa@5830@

Поскольку объемы равны (V_см = V_возд), то справедливо выражение

(2.29)

D

с
м

=

D

в
о
з
д

R

в
о
з
д

R

с
м

⋅

T

в
о
з
д

T

с
м

=

D

в
о
з
д

*

T

в
о
з
д

T

с
м

(

1
−
0,378

p
п

p

с
м

)

.

Объемная производительность эжектора (м³/ч) при отсасывании паровоздушной смеси приближенно оценивается по формуле

(2.30)

V
н

=

85

D

в
о
з
д

*

p
*

−
0,45

.

Конденсационная установка оснащается не менее чем двумя пароструйными эжекторами, присоединенными по рабочему пару и отсасываемой смеси к общим коллекторам. Удаление расчетного количества воздуха и поддержание давления в конденсаторе должно обеспечиваться, как правило, одним эжектором. Максимальный расход воздуха

D

в
о
з
д

*

, отвечающий переходу эжектора на перегрузочную ветвь его характеристики, принимается в 3 раза превосходящим допускаемый по ПТЭ присос воздуха в вакуумную систему. При повышении присосов воздуха выше

D

в
о
з
д

*

работа турбоустановки с номинальной нагрузкой должна обеспечиваться дополнительным включением эжекторов.

При параллельной работе двух эжекторов их объемные производительности суммируются и угловой коэффициент а совмещенной характеристики в формуле (2.22) определяется по их суммарной производительности.

Показатели работы пароструйного эжектора зависят также от параметров рабочего пара и эффективности работы промежуточных холодильников.

Характеристику водоструйного эжектора представляют в виде зависимости давления всасывания р_н от расхода эжектируемого сухого воздуха, чистого или находящегося в смеси с паром, при конкретных значениях давления рабочей воды р_р и ее температуры t_p (рис. 2.42). С ростом расхода воздуха давление всасывания увеличивается, а при D_возд = 0 давление всасывания близко к давлению насыщенного пара при температуре рабочей воды.

Рис. 2.42. Характеристики водоструйного эжектора ЭВ-4-1400 при отсасывании сухого воздуха

При отсасывании сухого воздуха водоструйные эжекторы имеют практически линейную характеристику во всем рабочем диапазоне давлений всасывания, причем эжекторы с удлиненной цилиндрической камерой смешения сохраняют линейную характеристику до значений давления всасывания, приближающихся к барометрическому давлению.

С увеличением давления рабочей воды (до определенных значений) давление всасывания уменьшается (рис. 2.42, а), и характеристика протекает более полого. При этом увеличиваются объемная производительность эжектора и объемный расход рабочей воды. Характеристики эжектора при постоянном давлении рабочей воды и различной ее температуре эквидистантны (рис. 2.42, б), их ординаты различаются на величину, равную разности давлений насыщения, соответствующих температурам рабочей воды. Объемная производительность эжектора практически не зависит от температуры рабочей воды.

Рабочая характеристика водоструйного эжектора при отсасывании сухого воздуха описывается уравнением, аналогичным (2.22)

(2.31)

р
н

=

р

t
p

+

D

в
о
з
д

R

в
о
з
д

(

 
273
+

t
p

)

V

в
о
з
д

,

где

p

t
p

—абсолютное давление насыщенного водяного пара при температуре рабочей воды t_p , равной температуре смеси в камере смешения.

При отсасывании из конденсаторов паровоздушной смеси пар полностью конденсируется на струе рабочей воды и не требует затраты энергии на его сжатие. При отсасывании из конденсатора чистого пара (D_возд = 0) начальная точка характеристики эжектора должна соответствовать давлению пара при температуре отсасываемого из конденсатора чистого пара (t_см при D_возд = 0). По мере увеличения содержания воздуха в паре (t_см = const) давление всасывания водоструйного эжектора растет и определяется выражением (2.15)

p
н

=

р
н
*

(

1
+
0,622

D

в
о
з
д

D
п

)

.

Объемная и массовая производительность водоструйного эжектора при отсасывании чистого пара (или паровоздушной смеси с большим содержанием в ней пара) значительно выше, чем при отсасывании сухого воздуха. Это объясняется интенсивным теплообменом между паром и водяной струей, что приводит к полной конденсации пара в камере смешения эжектора. По мере увеличения расхода воздуха массовый расход пара, содержащегося в отсасываемой смеси, и объемная производительность эжектора уменьшаются, а давление всасывания эжектора (при прочих равных условиях) приближается к его значению при работе на сухом воздухе. При некотором значении D_возд =

D

в
о
з
д

*

обе характеристики практически совпадают.

С увеличением расхода воздуха количество пара, захватываемого из конденсатора вместе с воздухом, несколько уменьшается, поскольку уменьшается интенсивность теплообмена между паровоздушной смесью и струёй жидкости, а также сказывается присутствие неконденсирующихся газов (воздуха), которые должны быть сжаты в проточной части эжектора.

На рис. 2.43 представлена характеристика эжектора при отсасывании паровоздушной смеси. Переход кривых объемной производительности эжектора на горизонтальную ветвь соответствует переходу характеристики эжектора р_н = f(D_возд) в область перегрузки. Объемная производительность эжектора в этом случае приближается к его производительности на сухом воздухе (на рисунке V_возд = 100 м³/ч).

Рис. 2.43. Зависимости давления (а) и расхода паровоздушной смеси (б) от расхода воздуха водоструйного эжектора ЭВ-4-1400

При режиме работы конденсационной установки, отвечающем наклонной ветви характеристики с―b (рис 2.43, а), давление в конденсаторе растет с увеличением расхода воздуха, что приводит к снижению экономичности работы турбины. В отличие от пароструйного эжектора, не допускающего работу при его перегрузке, водоструйный эжектор обеспечивает и в этих условиях устойчивое удержание давления в конденсаторе в соответствии со своей характеристикой на сухом воздухе.

Характеристику водоструйного эжектора при отсасывании паровоздушной смеси можно построить следующим приближенным способом:

• по уравнению (2.31) для заданной температуры рабочей воды построить характеристику а―b при отсасывании сухого воздуха, определяя объемную производительность эжектора по уравнению состояния для воздуха;
• для любой заданной температуры паровоздушной смеси t_см по таблицам водяного пара определяется соответствующее давление насыщения при D_возд =0. Эта точка располагается на оси ординат характеристики эжектора (точка d для t_см =
  40 °C
  , рис 2.43, б). При увеличении содержания воздуха в смеси р_н слабо растет, и в первом приближении можно полагать, что р_н = const. Переход на перегрузочную ветвь совершается по кривой d―с―b, асимптотически приближающейся к характеристике а―b для сухого воздуха.

Таким же образом можно построить семейство характеристик для нескольких температур отсасываемой смеси при различных температурах рабочей воды.

Сжатие воздуха в водоструйном эжекторе происходит до противодавления р_с, устанавливающегося на выходе из эжектора в сливной трубе. Противодавление определяется высотой установки эжектора над уровнем воды в сливном баке h, м, средней плотностью водовоздушной смеси ρ_см, кг/м³, в сливной трубе и гидравлическим сопротивлением сливной трубы Δp_тр,кПа:

p
c

=
B
−
h

ρ

с
м

g
⋅

10

−
3

+
Δ

p

т
р

.

В рабочем диапазоне противодавлений наблюдаются два различных режима работы водоструйного эжектора: допредельный, при котором понижение противодавления вызывает понижение давления всасывания (или рост объемной производительности), и предельный, когда давление всасывания и объемная производительность не зависят от противодавления. Допредельный режим наблюдается при более низких противодавлениях, а предельный—при более высоких. Уменьшение противодавления может быть достигнуто увеличением высоты установки эжектора при соблюдении условия обеспечения устойчивой работы сифона в сливной трубе за эжектором.

Рабочие процессы в конденсаторе и эжекторе взаимосвязаны. Так, например, изменение давления всасывания эжектора приводит к изменению давления пара в конденсаторе, соответственно изменятся температура насыщения пара и условия теплообмена в конденсаторе. Изменение давления пара вызовет изменение удельного объема пара и, соответственно, скоростей потока, а, следовательно, и парового сопротивления конденсатора, что также окажет влияние на давление всасывания, см. уравнение (2.23). Изменение количества засасываемого в конденсатор воздуха в соответствии с характеристикой эжектора влияет на давление всасывания и, соответственно, давление в конденсаторе. При этом влияние на работу конденсатора зависит не только от величины присосов, но и от технической характеристики эжектора—его объемной производительности, которая определяет угол наклона рабочей характеристики. Изменение температуры или расхода охлаждающей воды, загрязнение трубок конденсатора вызывают изменение температуры отсасываемой смеси, а, следовательно, и парциального давления пара в ней, что определяет изменение как давления в конденсаторе, так и давления всасывания.

При нормальном эксплуатационном состоянии конденсатора давление в нем, определяемое рабочими характеристиками конденсатора, поддерживается только в том случае, если эжектор создает необходимое разрежение, удаляя весь поступающий в конденсатор воздух.

При чрезмерно больших присосах воздуха или неудовлетворительной работе эжектора баланс между поступлением и отсосом воздуха нарушается. В конденсаторе постепенно накапливается воздух, теплоотдача ухудшается, давление растет, массовая производительность эжектора с ростом давления всасывания увеличивается. Установившийся режим наступит на таком уровне давления в конденсаторе, когда производительность эжектора станет равной новому значению присосов воздуха.

На рис. 2.44 показана качественная характеристика системы конденсатор—эжектор в виде зависимости давления в конденсаторе р_к от расхода пара в конденсатор D_к (расход и температура охлаждающей воды постоянны).

2 — характеристика эжектора

при расходе воздуха D
возд2
1 — характеристика эжектора

при расходе воздуха D
возд1
3 — характеристика конденсатора

3

2

1

D

к1

D

к

Р

к

1 — характеристика эжектора

при расходе воздуха D
возд1

2 — характеристика эжектора

при расходе воздуха D
возд2

3 — характеристика конденсатора

Рис. 2.44. Характеристика системы конденсатор—эжектор

При присосе воздуха D_возд1, когда давление всасывания эжектора (линия 1, рис. 2.44) ниже давления в конденсаторе, вакуум системы определяется только конденсатором. При этом эжектор ухудшает свой вакуум из-за отсоса лишнего пара.

При присосе воздуха D_возд2 >D_возд1 (линия 2, рис. 2.44) до расхода пара D_к1 вакуум системы определяется эжектором, который не в состоянии поддержать вакуум, определяемый конденсатором. Для углубления вакуума необходимо уменьшить присосы воздуха или подключить дополнительный эжектор (уменьшив тем самым D_возд  и соответственно уменьшив давление всасывания). При расходе D_к > D_к1 вакуум системы будет определяться конденсатором.

На рис. 2.45 показаны характеристики водоструйного эжектора на сухом воздухе и зависимость давления в конденсаторе от расхода воздуха при работе с водоструйным эжектором. В области малых расходов воздуха давление в конденсаторе практически не зависит от расхода воздуха, несмотря на понижение давления всасывания в приемной камере эжектора. Это объясняется повышенным паровым сопротивлением конденсатора и тракта отсоса паровоздушной смеси при резко увеличивающемся количестве отсасываемого пара.

2 — характеристика двух работающих эжекторов

на сухом воздухе

1 — давление в конденсаторе

t = 18°С

t = 2°С

1

2

6

4

2

0

50

100

150

D ,кг/ч

возд

Р , Р ,

к

н

1в

1в

кПа

1 — давление в конденсаторе

2 — характеристика двух работающих эжекторов

на сухом воздухе

Рис. 2.45. Зависимость давления в конденсаторе 300 КЦС-1 и в приемной камере эжектора ЭВ-4-1400 от расхода воздуха

При значительных присосах воздуха давление в конденсаторе определяется работой эжектора, и характеристика конденсатора практически совпадает с характеристикой эжектора на сухом воздухе. При увеличении расхода воздуха расход отсасываемого из конденсатора пара и объемный расход смеси уменьшаются, что влечет за собой уменьшение парового сопротивления конденсатора и тракта отсоса смеси. При больших расходах воздуха эти сопротивления уменьшаются до минимума и характеристики эжектора и конденсатора практически совпадают.

При выборе расчетной производительности эжектора необходимо также учитывать характеристики конденсатора. Углубление вакуума в конденсаторе (и связанный с ним прирост мощности турбины) за счет увеличения производительности эжектора необходимо сопоставлять с расходами пара на пароструйный или воды на водоструйный эжектор.

В качестве основных эжекторов на отечественных турбоустановках наибольшее распространение нашли пароструйные эжекторы.

Водоструйные эжекторы, распространенные в 20—30-е годы для паровых турбин небольшой мощности, а затем замененные пароструйными эжекторами, снова нашли применение в качестве основных эжекторов в блочных турбоустановках на сверхкритические параметры пара ЛМЗ и в качестве пусковых на турбоустановках К-300-240 ХТЗ.

Пароструйные эжекторы требуют автоматического регулирования давления пара перед соплами эжектора. При пуске турбины и сбросе нагрузки необходимо предусматривать резервную линию питания эжектора дросселированным свежим паром.

Использование деаэратора для питания эжектора упрощает схему, но также требует резервной линии свежего дросселированного пара и отпадает при бездеаэраторной схеме станции.

При пусках блоков на скользящих параметрах подачу пара к эжектору необходимо осуществлять от независимого источника, что также усложняет схему.

Основными преимуществами водоструйного эжектора перед пароструйным являются простота конструкции, отсутствие охладителей конденсата, возможность набора вакуума независимо от параметров пара и его расхода на турбоустановку. При значительных присосах воздуха в вакуумную систему водоструйные эжекторы более надежны, чем пароструйные, поскольку в этих условиях водоструйный эжектор работает с постоянным объемным расходом и имеет более пологую зависимость давления всасывания от расхода воздуха в области перегрузочных режимов, чем пароструйный эжектор, который в этой области резко уменьшает объемный расход.

При достаточно высоком объемном расходе водоструйного эжектора и умеренных присосах воздуха в вакуумную часть турбоустановки он способен создать более низкое давление в своей приемной камере, чем пароструйный эжектор. При этом в конденсаторе также создается более глубокое разрежение, хотя увеличение сопротивления тракта отсоса паровоздушной смеси уменьшает этот эффект.

K недостаткам водоструйного эжектора следует отнести то, что этот эжектор потребляет значительно больше воды, чем пароструйный; его применение увеличивает потери конденсата вследствие конденсации большого количества пара, отсасываемого из конденсатора. Для работы водоструйного эжектора необходима установка подъемного насоса, что снижает общую надежность турбоустановки. Имеются случаи интенсивной коррозии сливной трубы, по которой перемещается водовоздушная смесь.

Выбор типа эжектора осуществляется на основе технико-экономического анализа и традиций, принятых на заводе, проектирующем конденсационную установку.

2.3.2. Выбор конденсатных насосов¶

Конденсатные насосы предназначены для откачки из конденсатора и подачи в деаэратор конденсата отработавшего в турбине пара, конденсата греющего пара теплообменных аппаратов системы регенеративного подогрева питательной воды, химобессоленной воды и других потоков, поступающих в конденсатор. Энергоблоки, оборудованные блочными обессоливающими установками (БОУ), имеют двухступенчатую систему откачки конденсата из конденсатора и подачи его в деаэратор. Первую ступень составляют конденсатные насосы обессоливающей установки, подающие конденсат из конденсатора в БОУ. Конденсатные насосы второй ступени подают конденсат через систему регенерации низкого давления в деаэратор. В системах регенерации со смешивающими подогревателями насосы второй ступени откачивают конденсат из этих подогревателей.

Особенность работы конденсатного насоса заключается в том, что насос откачивает жидкость, температура которой близка к температуре насыщения. Это создает условия для срыва работы насоса и возникновения кавитационных явлений. Кавитация начинается при падении давления жидкости до значения, бόльшего или равного давлению упругости ее насыщенного пара, и сопровождается нарушением сплошности потока и образованием пузырей или полостей (каверн), заполненных паром. Работа насоса в условиях кавитации приводит к разрушению как движущихся, так и неподвижных его частей. Снижение абсолютного давления в проточной части насоса до давления упругости пара перекачиваемой жидкости, приводящее к кавитации, может быть вызвано уменьшением подпора на всасе, снижением абсолютного давления в системе, ростом температуры перекачиваемой жидкости.

Для предотвращения кавитационных явлений необходимо обеспечить во всасывающей воронке насоса избыточное давление сверх давления насыщенного пара, называемое кавитационным запасом (или минимальной величиной подпора). Конденсатный насос должен располагаться ниже уровня воды в конденсаторе и работать при минимально возможных подпорах. Снижение уровня в конденсаторе приводит к уменьшению подпора и может привести к срыву насоса, если подпор упадет ниже значения, соответствующего первому критическому режиму кавитации. Поэтому должна обеспечиваться надежная работа регулятора уровня в конденсаторе и регулирующего клапана на линии конденсата.

Изменить условия всасывания можно двумя способами: увеличением высоты подпорного столба жидкости на всасе насоса и переходом на пониженную частоту вращения. Первый способ связан с заглублением насосного агрегата относительно уровня конденсата в конденсаторе, отметка которого практически совпадает с уровнем земли. Поэтому требуется заглубление насосов и соответствующее увеличение капитальных затрат по сооружению установки. Выполнение второго способа приводит к увеличению массы и габаритных размеров самого насоса и его электропривода. Минимальные значения кавитационного запаса вызывают необходимость выполнения конденсатных насосов с низкими частотами вращения (обычно 1000―1500 об/мин).

Применение в конденсатных насосах относительно низкой частоты вращения, использование материалов, стойких к кавитационным разрушениям, установка для первой ступени насоса рабочих колес специальной конструкции с высокой всасывающей способностью приводят к тому, что конденсатные насосы обладают более низкой экономичностью, большей металлоемкостью и более высокой стоимостью по сравнению с другими насосами на аналогичные подачи и напоры.

В турбоустановках необходимое количество конденсатных насосов выбирают с резервом. Как правило, группа насосов, перекачивающих основной конденсат, состоит из трех агрегатов с подачей, равной 50―60 % максимального расхода конденсата, а остальные группы конденсатных насосов—из двух агрегатов со 100 %-ной подачей каждый. Общую подачу определяют по наибольшему пропуску пара в конденсатор с учетом регенеративных отборов турбины. Конденсатные насосы теплофикационных турбин выбираются по конденсационному режиму их работы с выключенными теплофикационными отборами для внешнего потребителя.

В качестве конденсатных насосов на электростанциях применяются центробежные насосы горизонтального и вертикального типов. Конденсатные насосы с подачей до 200 м³/ч изготавливаются в горизонтальном исполнении, а с подачей более 200 м³/ч—в вертикальном.

Расчетная производительность (подача) конденсатного насоса, кг/ч,

[ G_{кн} = (1,1 – 1,2) + D_{к}.tag{2.32}]

Давление насосов определяют с учетом давления и гидравлических сопротивлений в элементах оборудования и системе трубопроводов. При включении в тракт конденсата установки химического обессоливания насосы первого подъема (ступени) выбирают с небольшим напором, а второго подъема—с напором, необходимым для подачи конденсата через поверхностные регенеративные подогреватели низкого давления в деаэратор питательной воды.

Полный напор конденсатного насоса (м вод.ст.)

[ N_{кн} = h_{г} + 0,1(p_{д} – p_{к}) + h_{пот} ,tag{2.36}]

где h_г—геометрическая высота подъема конденсата (разность уровней в конденсаторе и деаэраторе), м;

p_д , p_к —давление в деаэраторе и конденсаторе соответственно, кПа;

h_пот—сумма потерь напора в трубопроводах и регенеративных подогревателях низкого давления, м вод.ст.

При применении бездеаэраторных схем требуется некоторое увеличение давления воды за последней ступенью конденсатных насосов для создание необходимого кавитационного запаса на всасе питательных насосов.

Мощность, потребляемая конденсатным насосом, кВт,

[ N_{кн} = 2,722 cdot 10_{-6} G_{кн} cdot H_{кн} eta_{кн} ,tag{2.34}]

где ?_кн—КПД конденсатного насоса.

Мощность электродвигателя с учетом возможных перегрузок принимается на 15—20% больше мощности насоса.

Приведем примеры условного обозначения насосов. Центробежный конденсатный насос горизонтального исполнения с подачей 50 м³/ч и напором 55 м—насос Кс 50-55 (ГОСТ 6000―88); то же, но вертикального исполнения с подачей 1000 м³/ч и напором
95 м—насос КсВ 1000-95. Центробежный конденсатный насос в горизонтальном исполнении для АЭС с подачей 1500 м³/ч и напором
240 м—КсА 1500-240 (ГОСТ 24465―88) и в вертикальном исполнении с подачей 500 м³/ч и напором
220 м—КсВА 500-220.

Типоразмеры и основные параметры насосов представлены в табл. 2.10 [32], напорная характеристика H―Q и общий вид конденсатного насоса приведены на рис. 2.46.

Таблица 2.10. Технические характеристики конденсатных насосов

Турбоустановка	Конденсатор	Конденсатный насос
1-го подъема	2-го подъема
Марка насоса	Кол-во	Марка насоса	Кол-во
К-210-130 (6) ЛМЗ	200 КЦС-2	КсВ 500-85	2	КсВ 320-160	3
К-300-240 ЛМЗ	300 КЦС-3	КсВ 500-85	3	КсВ 500-150	3
К-800-240 ЛМЗ	800 КЦС-2	КсВ 1000-95 КсВ 1600-100	3 3	ЦН 1500-240 КсВ 1600-220	3 3
К-1000-60/50 ЛМЗ	1000 КЦС-1	КсВА-1500-120	3	КсВА 1000-220	5
К-1200-240 ЛМЗ	1200 КЦС	КсВ 1600-100	3	ЦН 1600-220	3
Т-110/120-130 УТЗ	КГ2-6200-2	КсВ 320-160	2	–	–
Т-180/210-130 ЛМЗ	180 КЦС-1	КсВ 500-85	2	КсВ 320-160	3
Т-175/210-130 УТЗ	КГ2-12000-1	КсВ 320-160	2	–	–
Т-250/300-240 УТЗ	К2-14000-1	КсВ 500-85	3	КсВ 500-220	2
К-220-44 ХТЗ	К-10120 (К-1870, К-1250)*	КсВА 500-220	3	–	–
К-300-24 ХТЗ	К-15240	КсВ-500-85	3	КсВ-500-220	3
К-500-65/3000-2 ХТЗ	К-10120 (4 корпуса)	КсВА 1500-120	3	ЦН 1500-240	3
К-500-240-2 ХТЗ	К-11520	КсВ 1600-90	2	ЦН 1600-220 (КсВ-1500-140)	2 (2)
К-1100-60/1500-2	К-33160	КсВ 1850-95	3	ЦН 1850-170	3

* Модификация конденсатора выбирается в зависимости от начальной температуры охлаждающей воды и ее состава.

Рис. 2.46. Характеристика (а) и общий вид (б) насоса КсА 1500-240-2

Для расширения диапазона экономичного использования насосов допускается изменение подачи и напора насосов в пределах указанного поля за счет обточки регулирующего колеса по наружному диаметру на 10 % от первоначального его значения, при этом снижение КПД от указанного в таблице не должно превышать 3 %.

2.3.3. Выбор циркуляционных насосов¶

Циркуляционные насосы предназначены для снабжения электростанции охлаждающей и технической водой. Удельный расход воды, циркулирующей в системе технического водоснабжения ТЭС, в среднем составляет 130 кг/(кВт⋅ч), на АЭС—200 кг/(кВт⋅ч). Основная часть подаваемой воды направляется в конденсаторы турбин (90―97 %), а остальная часть используется на охлаждение масла, воздуха, водорода, в качестве рабочей среды в водоструйных эжекторах, подпитку теплосети, химводоочистку и другие нужды. Количество воды, подаваемой в конденсаторы, приведено в табл. 2.5.

Производительность насосов выбирается по летнему режиму, когда при высокой температуре воды требуется ее наибольшее количество. При этом увеличение расхода охлаждающей воды в конденсаторы турбин в летнее время допускается не более чем на 10 %, а снижение зимой—не более чем на 50 % номинального расхода.

Расчетная производительность (подача) циркуляционного насоса, кг/ч,

[ G_{цн} = k G_{в} ,tag{2.35}]

где k —коэффициент, учитывающий расход воды на маслоохладители, водородо- и воздухоохладители; для турбин большой мощности с двухходовыми конденсаторами величина k составляет 1,03—1,07, для малых турбин с двухходовыми конденсаторами k = 1,06—1,15 [32].

Общее давление, создаваемое насосом, определяется давлением, необходимым для подъема воды на геодезическую высоту, гидравлическим сопротивлением всасывающих и напорных водоводов с арматурой и самого конденсатора.

Полный напор циркуляционного насоса, м вод.ст.,

[ N_{цн} = h_{г} + h_{k} + h_{пот} ,tag{2.36}]

где h_г—геометрический напор, h_г = h_п–h_с;

h_п—высота подъема воды;

h_с —высота сифона;

h_пот—сумма потерь напора в водоводах;

h_к —гидравлическое сопротивление конденсатора.

Мощность, потребляемая конденсатным насосом, кВт,

[ N_{цн} = 2,722 cdot 10_{-6} G_{цн} cdot H_{цн} eta_{цн} ,tag{2.37}] (eta_{цн}) – КПД циркуляционного насоса.

Количество насосов обусловлено, прежде всего, принятой схемой водоснабжения.

В настоящее время применяются две основные схемы водоснабжения конденсаторов турбин: блочная схема и схема водоснабжения с магистральными водоводами.

Блочная схема водоснабжения применяется, как правило, для конденсационных ТЭС при прямоточном водоснабжении и при использовании в качестве охладителей воды водохранилищ-охладителей. Эта схема используется при незначительном удалении береговой насосной от главного корпуса электростанций, так как требует отдельных водоводов на каждую турбоустановку (два водовода на турбину). На конденсатор блока устанавливаются два циркуляционных насоса, каждый по своему водоводу на половину конденсатора или, если турбоустановка имеет два конденсатора, на один из двух конденсаторов турбоустановки. Данная схема проста в эксплуатации, требует минимального количества запорной арматуры. Отсутствие возможности маневрирования и резервирования насосного оборудования предъявляет повышенные требования к надежности насосов, так как выход из строя одного из них приводит к снижению мощности энергоблока.

В схеме с магистральными водоводами насосы на береговой насосной работают параллельно на два и более магистральных водовода большого диаметра, по которым вода подается на все конденсаторы электростанции. К каждому магистральному водоводу подключается два–три и более насосов, работающих параллельно. Надежность снабжения конденсаторов охлаждающей водой обеспечивается подключением к каждому магистральному водоводу одной из половин конденсаторов турбин, установленных на ТЭС. Схема применяется при прямоточном водоснабжении, при оборотном водоснабжении с водохранилищами-охладителями или градирнями. В этом случае циркуляционные насосы укрупняют, принимая по одному на турбину. Схемы с магистральными водоводами позволяют регулировать расход охлаждающей воды отключением насосов, допускают резервирование насосов, что повышает надежность функционирования системы. Вследствие усложнения коммутаций, увеличения потерь напора на ТЭС и АЭС с крупным энергоблоками эти схемы применяются редко и наиболее распространены на ТЭЦ с турбинами малой и средней мощности.

К циркуляционным насосам резерв не устанавливают. В зимнее время, когда при низкой температуре воды расход ее существенно снижается, часть насосов фактически является резервом.

Для подачи охлаждающей воды в конденсаторы применяются центробежные горизонтальные (типа Д) и вертикальные (типа В) насосы, а также вертикальные осевые (ОПВ) и диагональные (ДПВ).

Выбор насоса определяется способом и схемой водоснабжения станции, типом турбоустановки и характеристиками гидравлического тракта и насоса.

Напорная характеристика центробежного насоса Н— Q представляет собой плавно ниспадающую кривую (рис. 2.47); мощность, потребляемая насосным агрегатом, кВт, растет с увеличением подачи и имеет тенденцию к уменьшению в зоне крутого спада напорной характеристики (линия 2). КПД насоса достигает максимума при номинальной подаче, после чего происходит падение КПД (линия 3). Насос может забирать воду из-под уровня, расположенного ниже или выше его оси. Поскольку допускаемый подпор (линия 4) обычно указывается в виде абсолютного значения давления, то допускаемый кавитационный запас Δh > 0,1 МПа обозначает подпор, а Δh < 0,1 МПа—всасывание, причем допустимая высота всасывания равна H_{вс. доп} = ( Δh –0,1) МПа. Регулирование подачи центробежных насосов осуществляется дросселированием задвижкой на сливном водоводе (частота вращения электродвигателей у этих насосов постоянна).

Рис. 2.47. Характеристика центробежного циркуляционного насоса (обозначения см. в тексте)

Циркуляционный насос подбирается таким образом, чтобы гидравлическая характеристика тракта (линия 5) и характеристика насоса пересекались в точке номинальной подачи насоса (точка А, рис. 2.47), при которой КПД насоса максимален. Снижение напорной характеристики вследствие износа лопаток насоса практически не влияет на напор насоса. Причиной уменьшения подачи может быть изменение гидравлического сопротивления тракта или геодезического подъема. При повышении напора рабочая точка смещается по характеристике влево с соответствующим уменьшением подачи.

Циркуляционные насосы центробежного типа не вызывают трудностей при включении и эксплуатации в случае параллельной работы на общий водовод. Пуск центробежного насоса производится на закрытую задвижку, после достижения насосом номинальной частоты вращения открывается напорная задвижка и насос включается в работу.

Достоинства центробежных насосов заключаются в их высоких кавитационных качествах, надежности, отсутствии на характеристике насоса зоны неустойчивой работы и возможности пуска и остановки насоса на закрытую задвижку. Недостатком являются повышенные металлоемкость и радиальные габариты по сравнению с осевыми и диагональными насосами.

Насосы центробежного типа вертикального исполнения типа В используются преимущественно в оборотных системах водоснабжения с охлаждением воды в градирнях.

Горизонтальные центробежные насосы типа Д применяются на турбоустановках небольшой мощности. Характеристики этих насосов варьируются изготовлением их на различную частоту вращения при разных диаметрах рабочего колеса.

Напорная характеристика осевого насоса представлена на рис. 2.48 (аналогичную характеристику имеют диагональные насосы). При фиксированном угле поворота лопастей и неизменной частоте вращения насоса характеристика имеет три участка: рабочий (отрезок AВ), переходный (ВС) и нерабочий (СД).

Рис. 2.48. Характеристика осевого циркуляционного насоса (обозначения см. в тексте)

Если характеристика сети (линия 4) пересекает характеристику насоса в пределах ее рабочего участка, насос работает устойчиво. Если точка пересечения оказывается на верхней точке рабочего участка (точка В), система становится неустойчивой и насос скачкообразно переходит при том же напоре на нерабочий участок характеристики (в точку К), резко уменьшая подачу. При этом появляются гидравлические удары, вибрация, кавитационные явления, что вызывает повреждение насоса. Зона неустойчивой работы составляет значительный диапазон подачи насосов (до 40―60 % максимальной). Для надежной и экономичной эксплуатации насосов ограничивается рабочая зона режимов (на рисунке граница зоны показана жирной линией).

На характеристику наносятся также линии допустимого кавитационного запаса (3) и линии постоянного КПД насоса (1). Если на характеристике не приводят нерабочие участки, то жирной горизонтальной чертой (линия 5) задают линию максимально допустимого статического напора при заполненном напорном трубопроводе во время пуска насоса.

Поворотно-лопастные насосы типов ОПВ и ДПВ имеют механизм для разворачивания от руки (на остановленном насосе) или при помощи электрического или гидравлического привода лопастей рабочего колеса (на работающем насосе) от минимального угла до максимального, что приводит к практически эквидистантному смещению рабочего участка (линия 2) напорной характеристики вверх. Поворотом рабочих лопастей можно достичь изменения подачи насоса от 100 до 70 % максимального значения (на характеристике переход от точки М до точки N). Применение в этих насосных установках двухскоростных электродвигателей позволяет расширить диапазон регулирования.

Особенности характеристик осевых насосов создают определенные затруднения при работе их на общую магистраль.

При параллельной работе осевых насосов увеличение гидравлического сопротивления сети может привести к тому, что один из параллельно включенных насосов, характеристика которого может отличаться от напорных характеристик даже аналогичных насосов одного типа, перейдет на недопустимый режим работы, отвечающий нерабочей ветви характеристики.

Оптимальным условиям включения насосов типа ОПВ и ДПВ отвечает блочная система водоснабжения, когда один насос работает на свой конденсатор или на одну половину конденсатора. В этом случае исключается взаимное воздействие насосов друг на друга.

В отличие от центробежных насосов, у которых потребляемая мощность повышается с ростом подачи, достигая наибольшего значения при максимальном расходе, у осевых и диагональных насосов потребляемая мощность растет с уменьшением расхода. Пуск осевых насосов должен проводиться с открытой задвижкой, причем давление в напорном водоводе должно быть ниже указанного на характеристике допустимого статического напора. При пуске с закрытой напорной задвижкой происходит резкое увеличение напора, что может привести к поломке насоса или выходу из строя электродвигателя.

Диагональные насосы типа ДПВ занимают по расположению лопастей рабочего колеса как бы промежуточное положение между центробежным и осевым насосами, имеют более высокий напор и применяются в основном на электростанциях с оборотной системой водоснабжения с градирнями, а также для турбоустановок с боковым расположением конденсаторов.

В табл. 2.11 приведены основные технические характеристики применяемых циркуляционных насосов.

Таблица 2.11. Технические характеристики циркуляционных насосов

Марка насоса	Подача, м3/ч	Напор, м	Допустимый кавитационный запас, м	Потребляемая мощность, кВт	Частота вращения, об/мин	КПД насоса, %	Угол установки лопастей, град
Д-3000-20 ОПВ 2-110 ОПВ 3-110 ОПВ 5-110 ОПВ 2-145 ОПВ 10-145 96-ДПВ 130-ДПВ 170-ДПВ 220-ДПВ	3200 18000 18700 19200 30500 33500 16200 28800 43200 68400	20,0 15,0 22,0 10,5 14,7 17,0 23,0 23,0 22,0 23,0	― 12 13 11 12 12 12 13 12 14	250 1000 1600 1000 1600 2500 1160 2000 3500 4930	730 485 585 485 365 365 485 365 300 250	― 86 86 85 86 86 88 88 88 88	― +2–10 +1,5–4 +2,5―6,5 +2–10 +3–10 ― ― ― ―

2.4.1. Основы процесса теплопередачи в поверхностном конденсаторе¶

Перенос теплоты от конденсирующегося пара к охлаждающей воде через поверхность теплообмена (стенку трубки), разделяющую теплоносители, относится к сложному виду теплообмена. Интенсивность этого процесса характеризуется коэффициентом теплопередачи K, численно равным количеству теплоты, переданной за единицу времени от одного теплоносителя к другому через единицу поверхности при средней разности температур теплоносителей в 1 °К. Рассматривая коэффициент теплопередачи [1] как величину, обратную сумме термических сопротивлений на пути передачи теплоты от пара к воде, запишем

K
=

1
R

=

1

R
в

+

R

с
т

+

R
п

=

(

1

α
в

+

δ

с
т

λ

с
т

+

1

α
п

)

−
1

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaam4saiabg2 da9maalaaabaGaaGymaaqaaiaadkfaaaGaeyypa0ZaaSaaaeaacaaI XaaabaGaamOuamaaBaaaleaaieqacaWFYqaabeaakiabgUcaRiaadk fadaWgaaWcbaGaa8xqeiaa=jebaeqaaOGaey4kaSIaamOuamaaBaaa leaacaWF=qaabeaaaaGccqGH9aqpdaqadaqaamaalaaabaGaaGymaa qaaiabeg7aHnaaBaaaleaacaWFYqaabeaaaaGccqGHRaWkdaWcaaqa aiabes7aKnaaBaaaleaacaWFbrGaa8NqeaqabaaakeaacqaH7oaBda WgaaWcbaGaa8xqeiaa=jebaeqaaaaakiabgUcaRmaalaaabaGaaGym aaqaaiabeg7aHnaaBaaaleaacaWF=qaabeaaaaaakiaawIcacaGLPa aadaahaaWcbeqaaiabgkHiTiaaigdaaaaaaa@5701@

.

Данное выражение для расчета тонкостенных трубчатых поверхностей конденсатора имеет вид

(2.38)

K
=

(

1

α
в

⋅

d
н

d

в
н

+
1,15

d
н

λ

с
т

l
g

d
н

d

в
н

+

1

α
п

)

−
1

,

где

R
в

=

1

α
в

⋅

d
н

d

в
н

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamOuamaaBa aaleaaieqacaWFYqaabeaakiabg2da9maalaaabaGaaGymaaqaaiaa cg7adaWgaaWcbaGaa8NmeaqabaaaaOGaeyyXIC9aaSaaaeaacaWGKb WaaSbaaSqaaiaa=1dbaeqaaaGcbaGaamizamaaBaaaleaacaWFYqGa a8xpeaqabaaaaaaa@4276@

—термическое сопротивление со стороны воды, м²⋅К/Вт;

R

с
т

=
1,15

d
н

λ

с
т

l
g

d
н

d

в
н

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamOuamaaBa aaleaaieqacaWFbrGaa8NqeaqabaGccqGH9aqpcaaIXaGaaeilaiaa igdacaaI1aWaaSaaaeaacaWGKbWaaSbaaSqaaiaa=1dbaeqaaaGcba Gaeq4UdW2aaSbaaSqaaiaa=febcaWFcraabeaaaaGccaWFSbGaa83z amaalaaabaGaamizamaaBaaaleaacaWF9qaabeaaaOqaaiaadsgada WgaaWcbaGaa8Nmeiaa=1dbaeqaaaaaaaa@4833@

—термическое сопротивление стенки трубки, м²⋅К/Вт;

α_п— коэффициент теплоотдачи от пара к стенке трубки, Вт/(м²⋅К);

α_в— коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к воде, Вт/(м²⋅К);

d_н, d_вн—диаметры трубки наружный и внутренний соответственно, м;

λ_ст—коэффициент теплопроводности материала стенки трубки, Вт/(м⋅К).

Необходимо иметь в виду, что формула (2.38) не учитывает влияния на коэффициент теплопередачи отложений (загрязнений) с обеих сторон трубок, которые появляются в процессе эксплуатации конденсаторов и оказывают существенное влияние на интенсивность процесса теплопередачи.

Определение коэффициента теплоотдачи с водяной стороны конденсатора (от стенки трубки к воде) обычно производится по известному уравнению (1.64), причем за определяющую температуру принимается средняя температура воды, а определяющий диаметр—внутренний диаметр трубки. Формула (1.64) пригодна для гладких технически чистых трубок в диапазонах чисел Рейнольдса Re_в = 1⋅10⁴—5⋅10⁶ и Прандтля Рr = 0,6—2500.

Как указывалось ранее, определение коэффициента теплоотдачи с паровой стороны конденсатора сильно затруднено совместным влиянием многих факторов, важнейшими из которых являются натекание конденсата на нижерасположенные трубки (явление заливания), скорость и направление течения пара в трубном пучке, а также его компоновка, наличие в паре воздуха и др. При этом необходимо иметь в виду, что основные параметры процесса (скорость пара, количество натекающего конденсата, относительное содержание воздуха в паре и др.) по пути движения пара в трубном пучке существенно изменяются.

На рис. 2.49—2.51 представлены результаты моделирования трубных пучков конденсаторов в части линий тока пара, а также распределения концентраций воздуха и тепловой нагрузки [3, 11].

— номера сечений
по высоте трубного пучка

3

2

1

4

X

K

H

O

4

3

2

1

У

A

D

E

N

B

C

F

G

L

M

P

U

T

Q

V

S

R

1

2

3

4

— номера сечений
по высоте трубного пучка

Рис. 2.49. Распределение линий тока паровоздушной смеси в поверхностном конденсаторе

1,8

5,0

1,3

1,6

0,9

1,8

0,9

0,8

1,5

0,9

1,1

1,2

1,1

0,7

Рис. 2.50. Поля концентраций воздуха (%) в трубном пучке конденсатора турбины К-200-130

2 — отвод паровоздушной смеси
1 — подвод пара в конденсатор
4 — поверхность охлаждения первого хода воды
5 — трубный пучок воздухоохладителя
6 — поверхность охлаждения второго хода

7 — заградительные (направляющие) щиты

в паровом пространстве

3 — отвод конденсата

2,1

1,6

1,3

8,0

1,3

1,8

2,0

1,0

2,1

1,3

1,8

1,8

0,4

1,5

0,3

0,5

0,5

1,2

0,9

1,4

1,2

1,8

1,8

0,4

0,8

1,0

0,5

0,4

0,8

1,1

0,7

0,6

1,8

1,3

1,3

1,8

1,1

0,9

1,0

0,6

0,7

1,0

0,9

0,9

1,1

1,1

1,0

0,75

0,2

0,06

0,15

1,1

1,6

1,8

1,2

1,3

1,8

1,6

1,8

1,2

1,0

0,8

0,4

0,4

0,4

0,8

0,8

1,0

1,0

1,2

1,2

6

6

6

1

7

7

7

7

4

4

4

3

5

7

2

1 — подвод пара в конденсатор

2 — отвод паровоздушной смеси

3 — отвод конденсата

4 — поверхность охлаждения первого хода воды

5 — трубный пучок воздухоохладителя

6 — поверхность охлаждения второго хода

7 — заградительные (направляющие) щиты

в паровом пространстве

Рис. 2.51. Распределение тепловых нагрузок

Q

т
р

/

Q

т
р

с
р

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamyuamaaBa aaleaaieqacaWFcrGaa8hqeaqabaGccaGGVaGaamyuamaaDaaaleaa caWFcrGaa8hqeaqaaiaa=febcaWFaraaaaaa@3D58@

по зонам охлаждающей поверхности конденсатора турбины К-300-240 ХТЗ
D_к = 583т/ч; G_в = 29700м³/ч; t_1в =13 °С; p_к = 4,1 кПа; D_возд =64кг/ч;

Q

т
р

/

Q

т
р

с
р

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamyuamaaBa aaleaaieqacaWFcrGaa8hqeaqabaGccaGGVaGaamyuamaaDaaaleaa caWFcrGaa8hqeaqaaiaa=febcaWFaraaaaaa@3D58@

= 18,9⋅10³ Вт;

Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого медленно движущегося пара на одиночной горизонтальной трубке обычно используется полученная Нуссельтом теоретическая зависимость (1.71).

Формула (1.71) может быть представлена также в безразмерном виде:

(2.39)

N
u
=

α

N
u

d
н

λ
к

=
0,725
 

(

G

a
к

Pr

к

K

)

0,25

,

где Nu, Ga _к, Pr_к, K —числа Нуссельта, Галилея, Прандтля и фазового перехода.

При расчете по формулам (1.71) и (2.39) значения λ_к, ρ _к, μ_к и Pr_к выбираются по средней температуре пленки t_пл = (t_н + t_ст) / 2, а r —по температуре насыщения пара.

Практикум. Определить коэффициент теплоотдачи при конденсации чистого неподвижного пара на одиночной горизонтальной трубке при следующих исходных данных: р_к = 5 кПа; t_ст =27,1 ^оС; d_н =
26 мм
.

По таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара на линии насыщения при р_к = 5 кПа находим t_н =32,9 °С; r =2423,4 кДж/кг. Средняя температура пленки конденсата t_пл = 0,5 (27,1+32,9) = 30 ^оС. По этой температуре находим λ_к =61,8⋅10^-2 Вт/(м⋅К); с_р =4,174 кДж/кг; ν_к =0,805⋅10^–6 м²/с; Рr_к =5,42.

Определяем безразмерные числа

G

a
к

=

g

d
н
3

ν
к
2

=

9
,
8
⋅
0
,
0
2

6

3

(
 
0
,
8
0
5
⋅
1

0

−
6

 
)

 
2

=

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaacbeqcLbuaca WFhbGaa8xyaOWaaSbaaSqaaKqzaeGaa8NoeaWcbeaajugqbiabg2da 9OWaaSaaaeaajugqbiaadEgacaWGKbqcfa4aa0baaSqaaKqzaeGaa8 xpeaWcbaqcLbqacaaIZaaaaaGcbaqcLbuacaWG9oqcfa4aa0baaSqa aKqzaeGaa8NoeaWcbaqcLbqacaaIYaaaaaaajugqbiabg2da9OWaaS aaaeaaieaajugqbiaa+LdacaGFSaGaa4hoaiabgwSixlaa+bdacaGF SaGaa4hmaiaa+jdacaGF2aGcdaqhaaWcbaaabaqcLbqacaGFZaaaaa GcbaqcLbuacaqGOaGaaGPaVlaa+bdacaGFSaGaa4hoaiaa+bdacaGF 1aGaeyyXICTaa4xmaiaa+bdajuaGdaahaaWcbeqaaKqzaeGaeyOeI0 Iaa4NnaaaacaaMc8EcLbuacaqGPaGcdaqhaaWcbaaabaqcLbqacaaM c8Uaa4NmaaaaaaGccqGH9aqpaaa@65C2@

265,8⋅10⁶;

K
=

r

c
p

Δ

t

п
–
с

=

2
 
4
2
3
,
4

4
,
1
7
4
⋅
(
 
3
2
,
9
−
2
7
,
1
 
)

=

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaacbeqcLbuaca WFlbGaeyypa0JcdaWcaaqaaKqzafGaamOCaaGcbaqcLbuacaWGJbGc daWgaaWcbaqcLbqacaWGWbaaleqaaKqzafGaeuiLdqKaamiDaOWaaS baaSqaaKqzaeGaa83peiaa=1cacaWFbraaleqaaaaajugqbiabg2da 9OWaaSaaaeaaieaajugqbiaa+jdacaaMc8Uaa4hnaiaa+jdacaGFZa Gaa4hlaiaa+rdaaOqaaKqzafGaa4hnaiaa+XcacaGFXaGaa43naiaa +rdacqGHflY1caqGOaGaaGPaVlaa+ndacaGFYaGaa4hlaiaa+Ldacq GHsislcaGFYaGaa43naiaa+XcacaGFXaGaaGPaVlaa+LcaaaGccqGH 9aqpaaa@5E23@

100,1.

Коэффициент теплоотдачи согласно формуле (2.39)

α

N
u

=
0
,
7
2
5
⋅

6
1
,
8
⋅
1

0

−
2

0
,
0
2
6

⋅

(
 
2
6
5
,
8
⋅
1

0
6

⋅
5
,
4
2
⋅
1
0
0
,
1
 
)

 
0
,
2
5

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaqcLbuacaGGXo GcdaWgaaWcbaacbeqcLbqacaWFobGaa8xDaaWcbeaajugqbiabg2da 9Gqaaiaa+bdacaGFSaGaa43naiaa+jdacaGF1aGaeyyXICTcdaWcaa qaaKqzafGaa4Nnaiaa+fdacaGFSaGaa4hoaiabgwSixlaa+fdacaGF WaGcdaahaaWcbeqaaKqzaeGaeyOeI0Iaa4NmaaaaaOqaaKqzafGaa4 hmaiaa+XcacaGFWaGaa4Nmaiaa+zdaaaGaeyyXICTaaeikaiaaykW7 caGFYaGaa4Nnaiaa+vdacaGFSaGaa4hoaiabgwSixlaa+fdacaGFWa GcdaahaaWcbeqaaKqzaeGaa4NnaaaajugqbiabgwSixlaa+vdacaGF SaGaa4hnaiaa+jdacqGHflY1caGFXaGaa4hmaiaa+bdacaGFSaGaa4 xmaiaaykW7caGFPaGcdaahaaWcbeqaaiaaykW7caGFWaGaa4hlaiaa +jdacaGF1aaaaaaa@6EBB@

= 10 616,75 Вт/(м²⋅К).

На практике при тепловом расчете конденсатора часто применяются методики, в которых зависимость Нуссельта используется в качестве некоторой базовой величины, к которой вводятся поправки, учитывающие влияние других факторов. Опыт показал правомерность этого приема, а также его научную и практическую ценность [11].

По данным различных авторов, скорость пара в трубных пучках конденсаторов достигает 150—200 м/с. По мере движения пара через пучок скорость пара уменьшается, что определяется конденсацией части пара на трубках пучка, соответственно уменьшается и теплоотдача от пара к стенке трубки.

По опытным данным ВТИ в области давлений пара p_п = 4,5―105 кПа, температурных напорах пар-стенка Δt_п-с = 2,5―15,0 °С и числах Рейнольдса пара перед первым рядом трубок пучка Re_п =350―6000 получена обобщенная зависимость

(2.40)

α
п

α

N
u

=
28,3

П

0,08

N

u

−
 
0,58

,

где

П
=

ρ
п

w
п
2

ρ
к

g

d
н

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaai4heiabg2 da9maalaaabaGaeqyWdi3aaSbaaSqaaGqabiaa=9dbaeqaaOGaam4D amaaDaaaleaacaWF=qaabaGaaGOmaaaaaOqaaiabeg8aYnaaBaaale aacaWF6qaabeaakiaadEgacaWGKbWaaSbaaSqaaiaa=1dbaeqaaaaa aaa@4295@

безразмерное число;

w_п–скорость набегающего потока пара в трубном пучке, м/с;

ρ_п, ρ_к— плотность пара и конденсата, кг/м³;

g = 9,81 м/с²—ускорение свободного падения;

d_н — наружный диаметр трубки, м;

N
u
=

α

N
u

d
н

λ
к

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaacbeGaa8Ntai aa=vhacqGH9aqpdaWcaaqaaiaacg7adaWgaaWcbaGaa8Ntaiaa=vha aeqaaOGaamizamaaBaaaleaacaWF9qaabeaaaOqaaiaacU7adaWgaa WcbaGaa8Noeaqabaaaaaaa@400F@

—число Нуссельта для случая конденсации неподвижного пара;

λ_к—коэффициент теплопроводности конденсата, Вт/(м⋅К);

α_Nu —см. формулу (1.71).

Данная зависимость получена для нисходящего направления движения пара в трубном пучке и подтверждена для бокового подвода пара во всем вышеуказанном диапазоне изменения параметров пара.

ВТИ при малых скоростях набегающего потока пара (Re_п = 45—845) рекомендует зависимость

(2.41)

α
п

α

N
u

=
1
+
9,5
⋅

10

3

R

e
п

⋅
11,8

N
u

.

Практикум. Определить влияние скорости набегающего потока пара на теплообмен при конденсации пара в трубном пучке конденсатора при следующих исходных данных:

p_к = 5 кПа; w_п = 80 м/с; d_н =
26 мм
; α_Nu = 5000 Вт/(м²⋅К).

По таблицам теплофизических свойств пара на линии насыщения при p_к = 5 кПа находим: t_н =32,90 °С; ν_п = 28,20 м³/кг; ν_к = 0,0010 м³/кг. Определяем безразмерные числа

П
=

ρ
п

w
п
2

ρ
к

g

d
н

=

v
к

w
п
2

v
п

g

d
н

=

0
,
0
0
1
0
⋅
8

0
2

2
8
,
2
0
⋅
9
,
8
⋅
0
,
0
2
6

=

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaqcLbuacaGGFq Gaeyypa0JcdaWcaaqaaKqzafGaaiyWdOWaaSbaaSqaaGqabKqzaeGa a83peaWcbeaajugqbiaadEhajuaGdaqhaaWcbaqcLbqacaWF=qaale aajugabiaaikdaaaaakeaajugqbiaacg8akmaaBaaaleaajugabiaa =PdbaSqabaqcLbuacaWGNbGaamizaOWaaSbaaSqaaKqzaeGaa8xpea WcbeaaaaqcLbuacqGH9aqpkmaalaaabaqcLbuacaWG2bGcdaWgaaWc baqcLbqacaWF6qaaleqaaKqzafGaam4DaKqbaoaaDaaaleaajugabi aa=9dbaSqaaKqzaeGaaGOmaaaaaOqaaKqzafGaamODaOWaaSbaaSqa aKqzaeGaa83peaWcbeaajugqbiaadEgacaWGKbGcdaWgaaWcbaqcLb qacaWF9qaaleqaaaaajugqbiabg2da9OWaaSaaaeaaieaajugqbiaa +bdacaGFSaGaa4hmaiaa+bdacaGFXaGaa4hmaiabgwSixlaa+Hdaca GFWaGcdaahaaWcbeqaaKqzaeGaa4NmaaaaaOqaaKqzafGaa4Nmaiaa +HdacaGFSaGaa4Nmaiaa+bdacqGHflY1caGF5aGaa4hlaiaa+Hdacq GHflY1caGFWaGaa4hlaiaa+bdacaGFYaGaa4NnaaaacqGH9aqpaaa@73E8@

0,89;

N
u
=

α

N
u

d
н

λ
к

=

5
 
0
0
0
⋅
0
,
0
2
6

6
1
,
8
⋅
1

0

−
2

=

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaacbeqcLbuaca WFobGaa8xDaiabg2da9OWaaSaaaeaajugqbiaacg7akmaaBaaaleaa jugabiaa=5eacaWF1baaleqaaKqzafGaamizaOWaaSbaaSqaaKqzae Gaa8xpeaWcbeaaaOqaaKqzafGaai4UdOWaaSbaaSqaaKqzaeGaa8No eaWcbeaaaaqcLbqacqGH9aqpkmaalaaabaacbaqcLbuacaGF1aGaaG PaVlaa+bdacaGFWaGaa4hmaiabgwSixlaa+bdacaGFSaGaa4hmaiaa +jdacaGF2aaakeaajugqbiaa+zdacaGFXaGaa4hlaiaa+HdacqGHfl Y1caGFXaGaa4hmaOWaaWbaaSqabeaajugabiabgkHiTiaa+jdaaaaa aiabg2da9aaa@5B26@

210,36.

Влияние скорости набегающего потока согласно формуле (2.40)

α
п

α

N
u

=
28,3

П

0,08

N

u

−
0,58

=
2
8
,
3
⋅
0
,
8

9

0
,
0
8

⋅
2
1
0
,
3

6

−
0
,
5
8

=

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaWaaSaaaeaaju gqbiaacg7akmaaBaaaleaaieqajugabiaa=9dbaSqabaaakeaajugq biaacg7akmaaBaaaleaajugabiaa=5eacaWF1baaleqaaaaajugqbi abg2da9iaaikdacaaI4aGaamilaiaaiodacaGGFqGcdaahaaWcbeqa aKqzaeGaaGimaiaadYcacaaIWaGaaGioaaaajugqbiaa=5eacaWF1b GcdaahaaWcbeqaaKqzaeGaeyOeI0IaaGimaiaadYcacaaI1aGaaGio aaaajugqbiabg2da9Gqaaiaa+jdacaGF4aGaa4hlaiaa+ndacqGHfl Y1caGFWaGaa4hlaiaa+HdacaGF5aGcdaahaaWcbeqaaKqzaeGaa4hm aiaa+XcacaGFWaGaa4hoaaaajugqbiabgwSixlaa+jdacaGFXaGaa4 hmaiaa+XcacaGFZaGaa4NnaOWaaWbaaSqabeaajugabiabgkHiTiaa +bdacaGFSaGaa4xnaiaa+HdaaaGaeyypa0daaa@6717@

1,26.

При конденсации пара в трубных пучках средний коэффициент теплоотдачи помимо других факторов зависит от средней скорости пара в пучке, которая в общем случае определяется выражением

w
¯

п

=

1
F

∫
F

w
п

d
F

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGabm4Dayaara WaaSbaaSqaaGqabiaa=9dbaeqaaOGaeyypa0ZaaSaaaeaacaaIXaaa baGaamOraaaadaWdrbqaaiaadEhadaWgaaWcbaGaa83peaqabaGcca WGKbGaamOraaWcbaGaamOraaqab0Gaey4kIipaaaa@415C@

.

Определение локальных значений w_п в трубном пучке конденсатора практически невозможно, исключение составляют приближенные методы физико-математического моделирования [11, 29], поэтому целесообразно учитывать влияние на средний коэффициент теплоотдачи известной скорости пара на входе в трубных пучок w_по (по горловине конденсатора). В этом случае при w_по = const средний коэффициент теплоотдачи

α
¯

п

будет зависеть от компоновки трубного пучка конденсатора.

В [29] в качестве параметра, характеризующего компоновку трубного пучка, предложен симплекс

(2.42)

s
¯

=

f
F

=

s

у
з
к

L

π

d
н

N
L

=

s

у
з
к

π

d
н

N

,

где f — площадь проходного сечения для пара в узком сечении между трубками по периметру трубного пучка;

F— площадь поверхности теплообмена трубного пучка;

s_узк— периметр набегания пара в сечении между трубками по периферии трубного пучка (обычно s_узк = 6,5—12,0 м);

N—  количество трубок в пучке;

L —длина трубок;

s
¯

— относительный периметр набегания пара на трубный пучок.

Таким образом, геометрической характеристикой трубных пучков с различной компоновкой в определенной мере является относительный периметр набегания пара на трубный пучок

s
¯

, представляющий собой отношение гидравлического периметра s_узк к суммарному периметру поверхности трубок в поперечном сечении пучка (πd_нN).

По [29] величина

s
¯

 в общем виде учитывает не только изменение скорости пара в трубном пучке при известной скорости пара на входе w_по но и косвенно — влияние стекающего конденсата на теплоотдачу, так как

s
¯

характеризует и глубину трубного пучка конденсатора.

В многоходовом трубном пучке из-за меньшего температурного напора пар-стенка в верхних ходах конденсатора конденсируется меньшее количество пара по сравнению с одноходовым пучком. В связи с этим в нижней части пучка поддерживается более высокая скорость пара, происходит менее резкое падение локальных

α
¯

п

, соответственно возрастает и значение среднего для всего пучка коэффициента теплоотдачи. Учесть перераспределение температурного напора пар-стенка по ходам при известном значении среднего для всего конденсатора температурного напора затруднительно. В связи с этим в [29] в уравнение для теплоотдачи

α
¯

п

введена дополнительная поправка на число ходов воды, фактически учитывающая изменение температурного напора в отдельных зонах конденсатора.

КТЗ по результатам обобщения промышленных испытаний натурных конденсаторов при давлении пара p_п = 4—400 кПа, температурах охлаждающей воды t_1в = 0,4—34,0 ^оС, кратности охлаждения m = 15—300 кг/кг, средней скорости пара в узком сечении на периферии трубного пучка w_п = 8—70 м/с, содержании воздуха в паре на входе в трубный пучок ε = 2⋅10^-4—5⋅10^-5 кг/кг получена зависимость

(2.43)

α
¯

п

α

N
u

=
19

П

0,1

⋅
N

u

−
 
0,5

 

(

1
+

z
2

)

0,33

⋅

(

s
¯

)

 
0,15

,

где

П
=

ρ
п

w

п
о

2

ρ
к

g

d
н

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaai4heiabg2 da9maalaaabaGaeqyWdi3aaSbaaSqaaGqabiaa=9dbaeqaaOGaam4D amaaDaaaleaacaWF=qGaaiOpeaqaaiaaikdaaaaakeaacqaHbpGCda WgaaWcbaGaa8NoeaqabaGccaWGNbGaamizamaaBaaaleaacaWF9qaa beaaaaaaaa@435B@

;

w_по—скорость пара на входе в трубный пучок( по периметру узкого сечения);

z —число ходов воды;

s
¯

=

f
F

—значение симплекса изменяется в диапазоне от 0,004 до 0,020.

Как показано выше, компоновка трубного пучка конденсатора является важным фактором, во многом определяющим пространственную неоднородность распределения скоростей и основных параметров конденсирующегося в пучке пара. Следует отметить, что понятие компоновки включает в себя как собственно конфигурацию трубного пучка, так и компактность, плотность и глубину пучка, а также месторасположение воздухоохладителя.

В УГТУ—УПИ на основе анализа расчетного исследования и обобщения результатов испытаний большой группы конденсаторов паровых турбин мощностью 100—800 МВт выявлено, что с точки зрения компоновки трубного пучка наиболее сильное влияние на коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара оказывают параметры

(2.44)

P
=

P

т
р
.
п

P

т
р
.
д

;

K
*

=

A

(

t
1

⋅

t
2

)

 
0,5

,

где P —относительный периметр трубного пучка;

P_тр.п.—периметр трубного пучка;

P_тр.д—периметр трубной доски;

K
*

— коэффициент компактности трубного пучка;

A —средняя ширина ленты компоновки трубного пучка;

t₁, t₂—шаги разбивки трубок.

Установлено также, что в сочетании с фактором компоновки на интенсивность теплообмена в трубном пучке конденсатора влияют также скорость пара и начальная температура охлаждающей воды. Влияние этих величин предложено учитывать комплексами

(2.45)

П
*

=

ρ
п

w

п
о

2

4

ρ
к

g

d
н

;                  
Т
=

t
н

−

t

1
в

t
н

,

где w_по—средняя скорость пара на входе в конденсатор (рассчитывается по площади горловины конденсатора на высоте 1м над трубным пучком);

t_н—температура насыщения пара;

t_1в—температура воды на входе в конденсатор.

Появление в знаменателе комплекса П_* числа 4 вызвано тем, что в качестве определяющей скорости пара в трубном пучке конденсатора принята половина скорости w_по (линейный характер изменения скорости от горловины до патрубка отсоса паровоздушной смеси).

Зависимость, описывающая влияние компоновки на теплообмен при конденсации пара в пучке, имеет вид

(2.46)

α
п

α

N
u

=

Π
*

0,64

Т

0,64

⋅

К
*

0,15

⋅

(

1,068
−
0,622
⋅
P
+
0,161
⋅

P
2

−
0,012
⋅

P
3

)

×

×

1

(

8,184
⋅

Π
*

+
0,331

)

.

Данная зависимость получена для практически чистых конденсаторов при допустимых нормами ПТЭ содержаниях в паре воздуха.

Наличие в паре воздуха существенно влияет на интенсивность теплообмена при конденсации. Коэффициент теплоотдачи при этом зависит, по крайней мере, от двух термических сопротивлений—сопротивления пленки конденсата и диффузного сопротивления воздуха. Эти два термических сопротивления взаимосвязаны, что не позволяет решить задачу аналитически.

Наиболее удобную зависимость, непосредственно учитывающую содержание воздуха в паре, предложил С. С. Кутателадзе, обобщив опытные данные по конденсации неподвижного пара. Аппроксимация этих данных с погрешностью ±5 % позволила получить зависимость

(2.47)

α

с
м

α

N
u

=
1
−
4,716
⋅

ε

0,477

,

где

ε
=

D

в
о
з
д

D
к

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaeqyTduMaey ypa0ZaaSaaaeaacaWGebWaaSbaaSqaaGqabiaa=jdbcaWF+qGaa83n eiaa=rdbaeqaaaGcbaGaamiramaaBaaaleaacaWF6qaabeaaaaaaaa@3E52@

—относительное содержание воздуха в паре, кг/кг.

Известно, что трубки в теплообменных аппаратах, в честности в конденсаторах, в потоке теплоносителя колеблются в режиме автоколебаний с частотой собственных колебаний [11]. Это не может не отражаться на характере течения пленки конденсата, а следовательно, и на теплоотдаче от конденсирующегося пара.

Анализ экспериментальных данных показал, что в зависимости от удельной паровой нагрузки и параметров вибрации коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на вибрирующей трубке может увеличиваться или уменьшаться по сравнению с коэффициентом теплоотдачи при конденсации пара на неподвижной трубке. Результаты опытов обобщены уравнением (1.74), причем определение всех чисел и параметров в этом уравнении производится по температуре насыщения пара.

Анализ процесса теплопередачи в поверхностном конденсаторе осложняется тем, что любое изменение одного из многочисленных режимных факторов (параметров) вызывает перераспределение локальных параметров процесса и интенсивности теплообмена в трубном пучке.

Детальный и строгий учет влияния различных факторов на теплообмен в трубных пучках конденсаторов затруднен также из-за сложности определения и математического описания образующихся в объеме конденсатора трехмерных полей скоростей и других параметров парового потока (паровоздушной смеси). В связи с этим, по мнению большинства специалистов в области исследования, расчета, проектирования и испытаний конденсаторов, наиболее целесообразно проводить тепловые расчеты конденсаторов паровых турбин по апробированным в промышленных условиях эмпирическим зависимостям для среднего по всей поверхности теплообмена коэффициента теплопередачи. Естественно, что эти зависимости должны соответствовать физическим представлениям о процессах, происходящих в конденсаторе, а также учитывать все факторы, влияющие на эффективность его работы.

2.4.2. Методики теплового расчета¶

Основной проблемой при расчете конденсатора является, как правило, определение значения среднего для всей поверхности теплообмена коэффициента теплопередачи. Известен достаточно большой ряд эмпирических зависимостей [11] для расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторах паровых турбин, которые, однако, не лишены недостатков. Это в определенной степени естественно и объясняется сложностью процессов, происходящих в конденсаторах.

Критерием оценки совершенства существующих методик может служить только сопоставление полученных по ним результатов с данными промышленных испытаний натурных конденсаторов в условиях эксплуатации. Анализ десяти отечественных и зарубежных методик расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторах паровых турбин, а также сопоставление полученных по ним значений с опытными данными по конденсаторам турбин мощностью 100―800 МВт показали, что для инженерных расчетов конденсаторов с достаточной для практических целей точностью могут быть рекомендованы методики ВТИ, Института теплообмена США, КТЗ и УГТУ―УПИ. Рассмотрим эти методики.

Методика ВТИ при t_1в ≤ 35 °С:

(2.48)

K
=
4
0
7
0
⋅
а

(

1
,
1
⋅

w
в

d

в
н

0,25

)

х

(

1
−

(
0
,
5
2
−
0
,
0
0
7
2
⋅

d
к

)

a

1
 
0
0
0

(

3
5
−

t

1
в

)

 
2

)

×

×

(

1
+

z
−
2

1
0

(

1
−

t

1
в

3
5

)

)

Φ
d

 
.

Методика ВТИ при t_1в = 35—45 °С:

(2.49)

K
=
4
1
4
0
⋅
a

(

1
,
1
⋅

w
в

d

в
н

0,25

)

0,6
a

[

1
+
0
,
0
0
2

(

 

t

1
в

−
3
5
 

)

]

 

(

1
+

z
−
2

1
5

(

1
−

t

1
в

4
5

)

)

 

Φ
d

.

Здесь a — коэффициент состояния поверхности теплообмена конденсатора (учитывает загрязнение трубок, а также косвенно отражает плотность вакуумной системы);

w_в— скорость охлаждающей воды в трубках, м/с;

d_вн— внутренний диаметр трубок, мм;

х = 0,12a (1 + 0,15 t_1в);

t_1в— температура охлаждающей воды на входе в конденсатор, ^оС;

z— число ходов воды в конденсаторе;

d
к

=

D
к

F

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeqaceGabiqabeqabmaabaabaaGcbaacbmGaa8hzam aaBaaaleaacaWG6qaabeaakiabg2da9maalaaabaGaa8hramaaBaaa leaacaWG6qaabeaaaOqaaiaa=zeaaaaaaa@3B6D@

— удельная паровая нагрузка конденсатора, г/(м² ⋅с);

F— поверхность охлаждения конденсатора, м²;

Φ_d— коэффициент, учитывающий влияние паровой нагрузки конденсатора (d_к). При нагрузке от

d
к

н
о
м

до

 

d
к

г
р

=

(

0
,
9
−
0
,
0
1
2
⋅

t

1
в

)

d
к

н
о
м

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeqaceGabiqabeqabmaabaabaaGcbaGaaeiiaGqadK qzGfGaa8hzaOWaa0baaSqaaiaadQdbaeaacaWGZqGaamiqeaaakiab g2da9maabmaabaacbaGaa4hmaiaa+XcacaGF5aGaeyOeI0Iaa4hmai aa+XcacaGFWaGaa4xmaiaa+jdacqGHflY1caWF0bWaaSbaaSqaaiaa igdacaWGYqaabeaaaOGaayjkaiaawMcaaKqzGfGaa8hzaOWaa0baaS qaaiaadQdbaeaacaWG9qGaamOpeiaadYdbaaaaaa@4DC8@

значение

Φ
d

=
1;

при нагрузке

d
к

<

d
к

г
р

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeqaceGabiqabeqabmaabaabaaGcbaacbmqcLbwaca WFKbGcdaWgaaWcbaGaamOoeaqabaGccqGH8aapjugybiaa=rgakmaa DaaaleaacaWG6qaabaGaam4meiaadcebaaaaaa@3DE2@

значение

Φ
d

=
 
δ
(
2
−
δ
)
,

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiVu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeqaceGabiqabeqabmaabaabaaGcbaGaeuOPdy0aaS baaSqaaGqadiaa=rgaaeqaaOGaaeypaiaaysW7cqaH0oazcaqGOaac baGaa4NmaiabgkHiTiabes7aKjaabMcacaqGSaaaaa@41DE@

где

δ
 
=
 

d
к

/

d
к

г
р

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeqaceGabiqabeqabmaabaabaaGcbaGaeqiTdqMaaG PaVlaab2dacaaMc8ocbmGaa8hzamaaBaaaleaacaWG6qaabeaakiaa c+cacaWFKbWaa0baaSqaaiaadQdbaeaacaWGZqGaamiqeaaaaaa@415A@

.

Коэффициент состояния a принимает следующие значения: при прямоточном водоснабжении и слабо минерализованной воде 0,85―0,90; при оборотном водоснабжении с прудом-охладителем 0,80―0,85; при оборотном водоснабжении и повышенной карбонатной жесткости 0,75―0,80; при непрерывной очистке трубок и любом качестве воды 0,85―0,90; при расчете новых конденсаторов 0,80―0,85.

Для учета влияния материала трубок при расчете по приведенной методике рекомендуется вводить к коэффициенту состояния поверхности теплообмена a поправочный множитель: для медно-никелевых сплавов— 0,95; мельхиора— 0,92; нержавеющих сталей— 0,85; титана— 0,90.

Методика Института теплообмена США:

(2.50)

K
=
 

K

01

⋅
β

 
t

⋅

b
м

,

где K₀₁=

C

w
в

— коэффициент теплопередачи при температуре воды на входе в конденсатор;

t_1в = 21^оС, Вт/(м²⋅К);

С = 2 747 при d_н = 16―19 мм;

С = 2 706 при d_н = 22―25 мм;

С = 2 665 при d_н = 28―32 мм;

w_в — скорость охлаждающей воды в трубках, м/с;

β_t — поправка на температуру воды на входе (рис. 2.52);

b_м— коэффициент, учитывающий влияние материала и толщины стенки трубок конденсатора (табл. 2.12).

Таблица 2.12. Поправочный коэффициент b_м, учитывающий влияние толщины стенки и материала трубки

Материал	Толщина стенки трубки, мм
£1,24	1,47	1,65
Латунь ЛО70-1 или Л68	1,00	0,98	0,96
Мельхиор МН90-10	0,90	0,87	0,84
Мельхиор МН70-30	0,83	0,80	0,76
Нержавеющая сталь	0,58	0,56	0,54

Рис. 2.52. Поправочный коэффициент β_t, учитывающий изменение температуры воды на входе в конденсатор

Методика Института теплообмена США может быть рекомендована для расчета конденсаторов отечественных паровых турбин только с введением коэффициента, учитывающего загрязнение трубок конденсаторов, β_з = 0,75―0,85. Тогда формула (2.50) примет вид

(2.51)

K=K

0
1

⋅

β
t

⋅

b
м

⋅

β
з

.

Обе приведенные методики расчета коэффициента теплопередачи базируются на параметрах, характеризующих теплоотдачу, прежде всего, с водяной стороны конденсатора, и удобны при интегральном расчете характеристик конденсатора. Однако в связи с возможностью использования в конденсаторах паровых турбин трубок из материалов, отличных от латуни, различных профильных трубок, а также новых данных, касающихся непосредственно процесса конденсации пара, более соответствующими физике процесса, по нашему мнению, являются методики расчета коэффициента теплопередачи, основывающиеся на раздельном определении коэффициентов теплоотдачи с паровой и водяной сторон.

Определение коэффициента теплоотдачи с водяной стороны конденсатора от стенки трубки к воде в этих методиках производится по уравнению (1.64), где физические параметры и число Прандтля определяются по средней температуре охлаждающей воды. Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого медленно движущегося пара на одиночной горизонтальной трубке используется теоретическая зависимость Нуссельта (1.53, 2.39). Физические параметры здесь определяются по температуре пленки конденсата t_пл, а скрытая теплота фазового перехода— по температуре насыщения t_н.

Методика Калужского турбинного завода (КТЗ) базируется на определении коэффициента теплоотдачи со стороны паровоздушной смеси (конденсирующегося пара) по зависимости, учитывающей ухудшение коэффициента теплопередачи вследствие наличия в конденсирующемся паре присосов воздуха,

(2.52)

α

с
м

=
0,56
⋅

α
¯

п

⋅

ε

−
 
0,05

  

,

где

α
¯

п

— среднее значение коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого водяного пара в горизонтальном трубном пучке, которое рекомендуется определять по зависимости (2.43);

ε — относительное содержание воздуха в паре (при конструкторском расчете конденсатора принимается равным максимальному согласно ПТЭ), кг/кг.

При проведении конструкторского расчета конденсатора для определения коэффициента теплопередачи по зависимости КТЗ необходимо применять итерационный метод, предварительно задавая и уточняя ряд конструктивных характеристик трубного пучка (s_узк, s и др.), а также либо температурный напор пар-стенка, либо удельную паровую нагрузку конденсатора (последнее необходимо для расчета α_Nu). Необходимо также иметь в виду, что чистота поверхности теплообмена методикой КТЗ в явном виде не учитывается.

Методика УГТУ―УПИ, аналогично методике КТЗ, базируется на определении коэффициента теплопередачи в конденсаторе по формуле (2.38). Отличие заключается в методике определения коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке трубки α_п (в методике КТЗ— α_см).

Структура выражения для определения коэффициента теплоотдачи с паровой стороны имеет вид

(2.53)

α
п

=
 
 

α

N
u

⋅

Φ
w

⋅

Φ
i

⋅

Φ
ε

⋅

Φ
f

⋅

Φ
к

,

где α_Nu— коэффициент теплоотдачи по Нуссельту (1.71);

Φ_w ,Φ_i ,Φ_ε ,Φ_f ,Φ_к— факторы, учитывающие соответственно скорость пара, натекание конденсата, содержание воздуха в паре, параметры вибрации трубок, компоновку трубного пучка.

Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи скорости течения пара, определяется согласно зависимости (2.40) с той разницей, что скорость пара рассчитывается по площади горловины конденсатора.

Согласно современным представлениям и опытным данным ВТИ, КТЗ и ИТФ СО РАН, фактор натекания конденсата для регенеративных конденсаторов с развитой поверхностью теплообмена из рассмотрения исключен (Φ_i = 1).

Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи содержания в паре воздуха, определяется по зависимости (2.47).

Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи параметров вибрации трубок конденсатора, определяется согласно зависимости (1.74).

Фактор, учитывающий компоновку трубного пучка конденсатора, определяется согласно обобщенной зависимости (2.46).

При проведении конструкторского расчета конденсатора для определения коэффициента теплопередачи по методике УГТУ-УПИ необходимо применять итерационный метод расчета, предварительно задавая и уточняя ряд конструктивных характеристик трубного пучка (P, K_*, конструкцию и систему расстановки промежуточных перегородок или параметры колебаний трубок и др.), а также либо температурный напор пар-стенка, либо удельную паровую нагрузку конденсатора. Необходимо также иметь в виду, что методика УГТУ—УПИ получена для практически чистых конденсаторов.

В таблице 2.13 представлены характеристики серийных конденсаторов, необходимые для расчета по методикам УГТУ и КТЗ.

Таблица 2.13. Исходные данные для расчета конденсаторов по методикам УГТУ-УПИ и КТЗ

Марка конденсатора	Периметр узкого сечения Sузк ,м	Площадь горловины конденсатора Sгорл , м2	Относительный периметр трубного пучка, Р	Компактность трубного пучка К*	Амплитуда колебаний трубок А,  мм	Частота колебаний  трубок f, Гц
К-100-3685	7,510	43,36	3,930	9,830	0,098	26
100-КЦС-4	10,480	47,52	2,000	7,040	0,440	14
К-160-9115	10,000	64,16	4,733	13,160	0,119	27
200-КЦС-2	11,620	68,76	3,403	7,960	0,142	23
К-15240	9,036	84,25	4,498	10,570	0,121	27
300-КЦС-1	7,020	77,24	1,734	16,980	0,053	36
К-11520х2	10,000	119,10	4,078	10,710	0,145	26
800-КЦС-3	14,700	180,80	6,920	14,700	0,052	36
КГ2-6200	7,800	27,17	3,896	7,983	0,234	19
К2-14000-I	5,736	27,17	6,234	7,983	0,021	21

На рисунке 2.53 в качестве примера приводятся результаты расчетов ряда конденсаторов паровых турбин по вышеприведенным методикам. Как видно из рисунка, можно считать, что согласование опытных и расчетных данных вполне удовлетворительное.

Рис. 2.53. Сопоставление опытных и расчетных значений коэффициента теплопередачи в конденсаторах на номинальном режиме работы (D_к = D_к^ном; G_в = G_в^ном; t_1в = 12^оС)

1—методика ВТИ (a = 0,8), 2—методика ИТО США (β_з = 0,6), 3—методика КТЗ (ε взято по максимально допустимому ПТЭ), 4—методика УГТУ; конденсаторы турбин: I—К-200-130, II—К-500-240, III—К-800-240, IV—Т-110/120-130; ––––—опытные значения

Однако тепловой расчет конденсатора не сводится только к определению коэффициента теплопередачи в нем. Основной характеристикой работы конденсатора является величина создаваемого им разрежения или абсолютного давления в конденсаторе. Кроме того, при вычислении коэффициента теплопередачи в конденсаторе по двум последним методикам необходимо знать среднюю температуру охлаждающей воды, по которой вычисляется коэффициент теплоотдачи с водяной стороны, а также разницу температур между паром и водой для определения коэффициента теплоотдачи с паровой стороны. Все эти температуры также должны определяться в результате теплового расчета, поэтому полный тепловой расчет конденсатора требует применения итерационных методов, когда предварительно задаются, а затем уточняются некоторые необходимые для расчета величины (например, конечная температура охлаждающей воды).

Рассмотрим последовательность поверочного теплового расчета конденсатора. В результате расчета необходимо определить давление в конденсаторе, нагрев охлаждающей воды и недогрев воды до температуры насыщения пара при давлении в конденсаторе.

Исходные данные

D
к

— расход пара в конденсатор, т/ч

G_в— расход охлаждающей воды, т/ч

t_1в—температура воды на входе в конденсатор, ^оС

F— поверхность охлаждения, м²

d_н , d_вн— наружный и внутренний диаметр трубок, м

N— количество трубок

z— число ходов воды

Очевидно, что приведенный перечень исходных данных является неполным, и к нему необходимо добавить ряд величин в зависимости от выбранной методики расчета конденсатора.

Для расчета по интегральным методикам (ВТИ и ИТО США) необходимо принять значение коэффициента состояния а. Для расчета по методике КТЗ необходимо знать содержание воздуха в паре, величину периметра узкого сечения s_узк , а также скорость пара в горловине конденсатора. Величина s_узк вычисляется по чертежу разбивки отверстий трубной доски конденсатора, для чего по чертежу подсчитывается количество просветов между трубками по периферии трубного пучка и затем умножается на величину шага «в свету», т.е. на разность между величиной шага разбивки и наружным диаметром трубки. Обычно величина s_узк находится в пределах 6,5—12,0 м. Скорость пара в горловине конденсатора можно определить, если предварительно задаться величиной давления пара в конденсаторе. Тогда скорость пара определится по зависимости

w
п

=

D
к

⋅

10

3

3
 
600
 

ρ
п

f

г
о
р
л

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaam4DamaaBa aaleaaieqacaWF=qaabeaakiabg2da9maalaaabaGaamiramaaBaaa leaacaWF6qaabeaakiabgwSixlaaigdacaaIWaWaaWbaaSqabeaaca aIZaaaaaGcbaGaaG4maiaaykW7caaI2aGaaGimaiaaicdacaaMc8Ua eqyWdi3aaSbaaSqaaiaa=9dbaeqaaOGaamOzamaaBaaaleaacaWFZq Gaa8Npeiaa=bebcaWF7qaabeaaaaaaaa@4C48@

,

где ρ_п— плотность насыщенного пара, определяемая по давлению в конденсаторе, кг/м³;

f_горл — площадь горловины выхлопного патрубка турбины, м².

Для расчета по методике УГТУ кроме содержания воздуха в паре и скорости пара в горловине конденсатора необходимо знать параметры вибрации трубок в пучке (амплитуду и частоту колебаний), а также параметры компоновки трубного пучка: коэффициент компактности K_* и относительный периметр Р, которые вычисляются по чертежу трубной доски.

Давление в конденсаторе определяется по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара как функция температуры насыщения пара t_н. Температура насыщения, в свою очередь, равна сумме выходной температуры воды и недогрева:

t_н = t_2в +δt .

Недогрев воды до температуры насыщения можно вычислить по формуле (1.27), если известна температура t_2в и вычислен коэффициент теплопередачи K.

Если для расчета коэффициента теплопередачи выбираются методики ВТИ или ИТО США, то значение K можно вычислить по имеющимся исходным данным с помощью формул (2.48)― (2.49) или (2.50). Для расчета коэффициента теплопередачи по методикам КТЗ или УГТУ необходимо знать величину t_2в, через которую затем можно вычислить и среднюю температуру воды

t
в

с
р

, и температуру стенки трубок поверхности теплообмена t_ст, и температуру пленки конденсата t_пл, необходимые для расчета коэффициентов теплоотдачи с водяной и паровой стороны.

Таким образом, все неопределенности в расчете замыкаются на определении температуры воды на выходе из конденсатора. В практике турбостроительных заводов для предварительных расчетов, а также при построении нормативных характеристик конденсаторов принято задавать разность теплосодержаний пара и конденсата Δh_к, величина которой согласно [30] принимается следующей:

для турбин ТЭС с начальными давлениями пара 9,0―16,0 МПа, не имеющих промежуточного перегрева	2200―2250 кДж/кг;
для турбин ТЭС с начальными давлениями пара 23,5 МПа с промежуточным перегревом	2300―2350 кДж/кг;
для турбин АЭС с давлением насыщенного пара 6,0―7,0 МПа и с промежуточным перегревом	2200―2250 кДж/кг.

Имея значение Δh_к, по уравнению теплового баланса для конденсатора можно подсчитать температуру воды на выходе:

(2.54)

t

2
в

=

t

1
в

+

D
к

Δ

h
к

η

п
о
т

G
в

c

p
в

,

где η_пот = 0,97―0,99— потери теплоты в окружающую среду.

Далее, если расчет конденсатора производится по методикам ВТИ или ИТО США, остается только подсчитать значение температуры насыщения t_н и по полученной температуре определить давление в конденсаторе p_к. Если же расчет производится по методикам КТЗ или УГТУ, в качестве следующего шага необходимо задаться величиной температуры насыщения t_н и дальше вести расчет итерационным методом по следующему алгоритму.

1. Вычисляется среднелогарифмическая разность температур

Δ
t

¯

по формуле (1.60).

2.  Определяется средняя температура воды по зависимости

t
в

с
р

=

t
н

−

Δ
t

¯

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamiDamaaDa aaleaaieqacaWFYqaabaGaa8xqeiaa=bebaaGccqGH9aqpcaWG0bWa aSbaaSqaaiaa=1dbaeqaaOGaeyOeI0Yaa0aaaeaacqqHuoarcaWG0b aaaaaa@3FB9@

.

3.  По формуле (1.64) рассчитывается коэффициент теплоотдачи с водяной стороны α_в.

4.  Температура стенки трубок поверхности охлаждения конденсатора определится из соотношения

(2.55)

t

с
т

=

t
в

с
р

+

Q

F

в
н

(

1

α
в

+

(

 

d
н

−

d

в
н

 

)

 
⋅

d

в
н

 
2

2

λ

с
т

d

с
р

 
2

)

.

5.  По формулам (2.52) или (2.53) рассчитывается коэффициент теплоотдачи с паровой стороны α_п .

6.  По зависимости (2.38) рассчитывается значение коэффициента теплопередачи K.

7. Рассчитывается величина недогрева воды до температуры насыщения по формуле (1.27).

8.  Находится новое значение температуры насыщения

t
н
‘

  = 

t

2
в

 +
δ
t

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamiDamaaDa aaleaaieqacaWF9qaabaqcLbuacaWGNaaaaOGaaeiiaiaabccacaqG 9aGaaeiiaiaadshadaWgaaWcbaGaa8Nmaiaa=jdbaeqaaOGaaeiiai aabUcacqaH0oazcaWG0baaaa@4271@

и проверяется условие

|

t
н

−

t
н
‘

t
н

|

≤
ε

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaWaaqWaaeaada WcaaqaaiaadshadaWgaaWcbaacbeGaa8xpeaqabaGccqGHsislcaWG 0bWaa0baaSqaaiaa=1dbaeaajugqbiaadEcaaaaakeaacaWG0bWaaS baaSqaaiaa=1dbaeqaaaaaaOGaay5bSlaawIa7aiabgsMiJkabew7a Lbaa@449D@

, где ε — заданная точность расчета, обычно 0,5―1,0 %. Если условие выполняется, расчет переходит к п.9, если нет— расчет повторяется с п.2 с новым значением температуры насыщения до достижения требуемой точности.

9.  По величине температуры насыщения определяется давление в конденсаторе p_к.

Важнейшим вопросом конструкторского расчета конденсатора является определение площади поверхности теплообмена. Для определения требуемой поверхности охлаждения, количества и длины трубок конденсатора должны быть заданы следующие величины:

номинальный расход пара в конденсатор, т/ч	D к н о м ;
номинальный расход охлаждающей воды, т/ч	Gвном;
температура воды на входе в конденсатор, оС	t1в;
давление в конденсаторе, кПа	pк;
разность теплосодержаний пара и конденсата, кДж/кг	Δhк;
наружный и внутренний диаметры трубок, м	dн , dвн;
число ходов воды	z;
материал трубок.	―

Расчет величины поверхности охлаждения необходимо вести в такой последовательности:

1.  Найти температуру насыщения пара t_н (по заданному давлению p_к ).

2.  По формуле (2.54) подсчитать значение температуры воды на выходе из конденсатора t_{2в .}

3.  Вычислить среднелогарифмическую разность температур

Δ
t

¯

по формуле (1.60).

4. Рассчитать коэффициент теплопередачи K по любой из рассмотренных методик его расчета.

F
=

D
к

Δ

h
к

⋅

10

3

3,6
K

Δ
t

¯

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamOraiabg2 da9maalaaabaGaamiramaaBaaaleaaieqacaWF6qaabeaakiabfs5a ejaadIgadaWgaaWcbaGaa8NoeaqabaGccqGHflY1caqGXaGaaeimam aaCaaaleqabaGaae4maaaaaOqaaiaaiodacaqGSaGaaGOnaiaadUea daqdaaqaaiabfs5aejaadshaaaaaaaaa@46E4@

.

6. Принять соответствующую условиям водоснабжения и материалу трубок величину скорости воды w_в.

7.  По формуле (1.10) рассчитать количество трубок поверхности охлаждения конденсатора в одном ходе, а затем полное число трубок N.

8.  Длину трубок определить по известным площади поверхности и количеству трубок:

l
=

F

π

d
н

N

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamiBaiabg2 da9maalaaabaGaamOraaqaaiabec8aWjaadsgadaWgaaWcbaacbeGa a8xpeaqabaGccaWGobaaaaaa@3D36@

.

Полученные расчетные величины l и F требуют дальнейшего уточнения с учетом размеров трубной доски, компоновочных факторов, гидравлических характеристик и т.д.

Выбор методики расчета конденсатора определяется имеющимся набором исходных данных и целью расчета. Методика ВТИ дает возможность рассчитать характеристики работы конденсатора по его интегральным режимным параметрам, что весьма удобно, особенно на этапе предварительных оценок и при проектных расчетах. Если же при расчете необходимо учесть влияние отдельных факторов (содержание воздуха в паре, скорость пара, вибрацию трубок или компоновочные соотношения), для этой цели более удобны методики КТЗ или УГТУ―УПИ. Именно эти методики наилучшим образом согласуются с обобщенными результатами многочисленных испытаний натурных конденсаторов ПТУ в условиях эксплуатации.

Известны также и другие методики расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторах паровых турбин, используемые на турбинных заводах.

Методика ЛМЗ, например, базируется на зависимости, предложенной фирмой «Метро-Виккерс»

(2.56)

K
o

=
1
 
096

w
в

⋅

t

1
в

+

t

2
в

2

+
17,8

4

,

где w_в— скорость охлаждающей воды в трубках, м/с;

t_1в, t_2в — температура охлаждающей воды на входе в конденсатор и на выходе из него, °С.

Формула (2.56) не учитывает влияния удельной паровой нагрузки конденсатора, диаметра трубок и термического сопротивления стенки трубки, а также чистоты поверхности теплообмена. Удовлетворительная сходимость опытных и расчетных по формуле (2.56) данных для ряда конденсаторов наблюдается при введении в эту формулу коэффициента загрязнения, равного 0,7―0,8. При проведении расчетов по зависимости (2.56) необходимо применять итерационный метод, задавая и уточняя температуру воды на выходе из конденсатора.

Методика УТЗ используется при расчете коэффициента теплопередачи в конденсаторе с дополнительным введением термического сопротивления слоя загрязнений (

R
з

=

δ
з

λ
з

MathType@MTEF@5@5@+= feaagKart1ev2aaatCvAUfeBSjuyZL2yd9gzLbvyNv2CaerbuLwBLn hiov2DGi1BTfMBaeXatLxBI9gBaerbd9wDYLwzYbItLDharqqtubsr 4rNCHbGeaGqiFu0Je9sqqrpepC0xbbL8F4rqqrFfpeea0xe9Lq=Jc9 vqaqpepm0xbba9pwe9Q8fs0=yqaqpepae9pg0FirpepeKkFr0xfr=x fr=xb9adbaqabeWaceGabiqabeqaamaabaabaaGcbaGaamOuamaaBa aaleaaieqacaWF3qaabeaakiabg2da9maalaaabaGaeqiTdq2aaSba aSqaaiaa=DdbaeqaaaGcbaGaeq4UdW2aaSbaaSqaaiaa=Ddbaeqaaa aaaaa@3E05@

), определяемого расчетным путем по методике ВТИ (формулы (2.48) и (2.49))— для номинального режима работы конденсатора при значении коэффициента состояния поверхности теплообмена а = 0,75 и 0,90. При этом учет материала трубок конденсатора производится также введением дополнительного термического сопротивления, точнее— разницы термических сопротивлений любого материала с латунью Л68 (полагается, что базовая формула ВТИ получена именно для трубок, выполненных из латуни Л68).

Первоначально при G_в = G_в^ном; D_к = D_к^ном; а =1,0; t_1в =20 °С по формулам (2.48) или (2.49) определяется парадный коэффициент теплопередачи чистого конденсатора K_чист. Значение коэффициента теплопередачи для чистого конденсатора с трубками, материал которых отличается от латуни Л68, и соответствующая ему сумма термических сопротивлений определяется зависимостями

(2.57)

K
=

[

1

K

ч
и
с
т

+

(

R

c
т

−

R

c
т

Л68

)

]

−
1

; 

∑

R

ч
и
с
т

=

1
K

.

Здесь

R

с
т

Л68

— термическое сопротивление стенки трубки из латуни Л68.

3атем расчетным путем определяется условное термическое сопротивление слоя загрязнения, соответствующее в формуле (2.48) или (2.49) значению а = 0,75 или 0,90:

(2.58)

R
з

=

1

a
K

−

∑

R

ч
и
с
т

.

Окончательно значение коэффициента теплопередачи с учетом расчетного термического сопротивления загрязнений рассчитывается по формуле

(2.59)

K
з

=

[

1
K

+

R
з

]

 
−
1

.

С учетом полученной поправки на загрязнение уточнение коэффициента теплопередачи производится как на номинальном, так и на переменном режимах работы конденсатора. При этом фактически принимается, что полученная расчетным путем величина R_з = const на всех режимах работы конденсатора, а ее значение при a = 0,90 соответствует технически чистому, а при a = 0,75 максимально загрязненному конденсатору.

Методика расчета встроенного пучка конденсаторов производится на УТЗ аналогичным образом, однако, базируется на данных вышеприведенной методики «Метро-Виккерс» (2.56) с введением ряда поправок

(2.60)

K

в
.
п

=

[

1

K

ч
и
с
т

+

(

R

c
т

−

R

c
т

Л68

)

]

−
1

⋅

β

з
а
п

⋅

β
d

⋅

β

в
.
о
х
л

,

где K_чист— коэффициент теплопередачи, рассчитанный по формуле (2.56);

R

с
т

Л68

— термическое сопротивление стенки трубки наружным диаметром
19 мм
с толщиной
0,75 мм
, выполненной из латуни Л68;

β_зап = 0,85— коэффициент запаса;

β_d = 0,974 (0,970)— коэффициент, учитывающий отличный от
19 мм
наружный диаметр трубок для диаметров 24 и
25 мм
соответственно;

β_{в. охл} = 1–0,225 (F_{в. охл} /F_в.п)—поправка на долю площади воздухоохладителя (F_{в. охл}) в общей поверхности встроенного пучка конденсатора (F_в.п). Значение β_{в. охл} для конденсаторов турбин Т-110/120-130 и Т-250/300-240, например, составляет 0,94.

В остальном расчет для встроенного пучка аналогичен расчету основного трубного пучка конденсатора (см. вышеприведенную методику).

По данным УТЗ результаты расчетов по вышеприведенной методике хорошо согласуются с результатами промышленных испытаний конденсаторов турбин.

Как показывает анализ известных методик расчета расхождение опытных и расчетных значений коэффициентов теплопередачи на отдельных режимах работы конденсационных установок достигает 30 %, что позволяет ставить вопрос о необходимости совершенствования существующих методик расчета конденсаторов в части учета и уточнения ряда факторов, влияющих на эффективность его работы, таких как скорость и траектория движения пара в трубном пучке, содержание воздуха в паре в различных зонах конденсатора, реальный уровень загрязнения аппарата и др. Для этого необходимо дальнейшее накопление и обобщение данных как физических исследований процессов, происходящих в конденсаторах, так и опытных данных по их испытаниям. При проведении испытаний желательно получение данных о локальных параметрах теплоносителей в отдельных зонах трубного пучка, что необходимо для разработки и уточнения позонных методик теплового расчета конденсаторов.