Бродов - КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН. Энергетика и энергомашиностроение и специальности Турбостроение москва энергоатомиздат 1994 ббк 31. 363 Б
 Скачать 1.86 Mb.
|
|
44 одинакового энергетического эффекта сравниваемых вариантов, руб. год. Вариант выбора оптимального давления в конденсаторе на основе оптимизации низкопотенциального комплекса несомненно более представителен. Однако такая многоплановость постановки задачи, особенно в части формулировки различных математических моделей, делает ее очень трудоемкой. Кроме того, заводы-изготовители турбин не обладают полной информацией для решения такой задачи, поэтому оптимизацией низкопотен¬ циального комплекса должны заниматься организации, проектирующие электростанцию в целом. Более подробно с методикой оптимизации низкотемпературного комплекса можно познакомиться в [58, 59, 62]. Контрольные вопросы и задачи 1. Каково назначение конденсационной установки 2. Почету при изменении давления за турбиной на 1 кПа изменение экономичности паротурбинных установок АЭС больше, чем ТЭС? 3. Почему наличие в паре воздуха является отрицательным фактором 4. Почему содержание воздуха в конденсаторах большинства турбин АЭС выше, чем в конденсаторах турбин перегретого паратой же мощности 5. Назовите основные элементы, входящие в состав конденсационной установки, укажите, где они размещаются по отношению к турбине. 6. Что такое ход воды в конденсаторе Как число ходов воды связано с количеством перегородок в водяных камерах конденсатора 7. Как входной патрубок конденсатора соединен с выхлопным патрубком турбины 8. В каком ходе охлаждающей воды конденсатора и почему размещается воздухоохладитель? 9. Почему конденсаторы выполняются двухпоточными? 10. Для чего в паровом пространстве устанавливаются промежуточные перегородки. Назовите основные схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде. 12. В чем состоит термодинамическое преимущество секционирования конденсаторов. Назовите основные параметры, определяющие эффективность работы конденсатора. 14. Почему давление в конденсаторе меньше барометрического 15. Почему по мере движения паровоздушной смеси от входного патрубка к патрубку отсоса из конденсатора относительное содержание воздуха растет 16. Определить парциальное давление пара при общем давлении в конденсаторе р к =6,0 кПа и относительном содержании воздуха в паре ε =0,005. 17. В чем основные отличия зоны массовой конденсации пара в конденсаторе от зоны охлаждения паровоздушной смеси 18. Что такое переохлаждение конденсата, отчего зависит и почему наличие переохлаждения является отрицательным фактором 45 19. Определить переохлаждение конденсата при давлении смеси р к '=5 кПа и относительном содержании воздуха в паре ε=0,6. 20. Что такое кратность охлаждения конденсатора, каков диапазон значений кратности охлаждения конденсаторов современных паровых турбин ТЭС и АЭС 21. Что такое недогрев воды до температуры насыщения, каковы физический смысл этого параметра и диапазон изменения его в современных конденсаторах Отчего зависит недогрев? 22. Определить давление в конденсаторе при следующих исходных данных t lB =5 °C; т = 60 кг/кг; d K =40 кг/(м 2 *ч); к =2534 Вт/(м 2 *К); с =4,19 кДж (кг*К). 23. В чем состоят принципиальные различия прямоточной и оборотной системы водоснабжения станций Какая из систем более эффективна и почему 24. Всегда ли давление в конденсаторе строго равняется давлению пара за последней ступенью турбины Чем это определяется, отчего зависит 25. Как изменение давления в конденсаторе влияет на режим работы последних ступеней турбины 26. Назовите основные факторы, определяющие оптимальное давление в конденсаторе. 27. Что такое предельный и экономический вакуум 28. Определить, как изменится мощность турбины К, если давление в конденсаторе изменится с p к кПа док кПа при расходе пара в конденсатор к т/ч. 29. Что такое низкопотенциальный комплекс турбоустановки и каков критерий его оптимизации 30. Нарисуйте и поясните качественные зависимости, показывающие взаимосвязь основных параметров, характеризующих работу конденсатора . В качестве определяющего параметра используйте удельную паровую нагрузку конденсатора (d K ). Глава вторая ТЕПЛОВОЙ И ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ КОНДЕНСАТОРА 2.1. Тепловой расчет конденсатора Тепловой расчет конденсатора паровой турбины, как любого теплообменного аппарата, может быть КОНСТРУКТОРСКИМ ИЛИ ПОВЕРОЧНЫМ. КОНСТРУКТОРСКИЙ РАСЧЕТ имеет целью определение поверхности теплообмена и основных размеров проектируемого конденсатора. Расчет проводится на заводе-изготовителе турбины. ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ имеет целью определение параметров теплоносителей спроектированного или действующего конденсатора. Расчет проводится на заводе-изготовителе турбины при расчете переменного режима работы конденсационной установки и ПТУ в целом, а также сотрудниками электростанций для уточнения эксплуатационных характеристик конденсатора. Текущий поверочный расчет осуществляется также на электростанциях, имеющих АСУ. В основе методики как конструкторского, таки поверочного теплового расчета конденсатора лежат- два основных уравнения УРАВНЕНИЕ ТЕПЛОВОГО БАЛАНСА И УРАВНЕНИЕ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ. Потери теплоты от корпуса конденсатора в окружающую среду обычно не превышают 1%, поэтому можно считать, что практически вся теплота, выделяющаяся при конденсации пара, передается охлаждающей воде. Тогда УРАВНЕНИЕ ТЕПЛОВОГО БАЛАНСА для конденсатора может быть представлено в виде 47 где Q — количество теплоты, передаваемой от пара к охлаждающей воде в единицу времени (тепловая мощность конденсатора. УРАВНЕНИЕ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ ДЛЯ конденсатора имеет вид где к — средний для всей поверхности теплообмена коэффициент теплопередачи конденсатора F — площадь поверхности теплообмена конденсатора — средняя разность температур между паром и водой [35] для всей поверхности теплообмена конденсатора (среднелогарифмический температурный напор Учитывая, что система уравнений (2.1) и (2.2) незамкнута, для теплового расчета конденсатора необходимо задаваться рядом параметров теплоносителей и геометрических размеров элементов конденсатора. Методика и расчетная схема зависят оттого, какие величины заданы, и от общей постановки задачи. Как показано в §1.4—1.7, выбор ряда параметров, определяющих эффективность работы конденсационной установки, должен осуществляться на основе технико-экономического анализа для низкотемпературного комплекса турбины или ПТУ в целом. Основная сложность теплового расчета конденсатора сводится к определению значения среднего для всей поверхности теплообмена коэффициента теплопередачи. Задачей конструкторского расчета конденсатора, как правило, является определение поверхности теплообмена, необходимой для обеспечения заданного давления за турбиной, что осуществляется на основе уравнений (2.1) и (2.2). Согласно уравнению (2.2) В качестве исходных данных обычно задаются давление пара в конденсаторе и его расход , температура охлаждающей воды на входе в конденсатор и ее расход При этом часто оговаривается ряд параметров и размеров, превышать которые не разрешается. Например, скорость охлаждающей воды в трубках, размеры трубок и др. Могут накладываться отдельные ограничения, связанные с техническими возможностями поставляемого оборудования (например, насосов) и отдельных элементов конденсатора (например, материала и длины трубок. При проведении конструкторского расчета конденсато- 48 pa, при наличии ограничений, чаще всего приходится рассматривать следующие варианты [39]. 1. Тепловой расчет конденсатора по предельной длине трубок и заданному гидравлическому сопротивлению Сортамент выпускаемых промышленностью трубок, условия их транспортировки, ряд соображений по компоновке турбины и конденсатора позволяют считать длину трубок заданным параметром. Например, в конденсаторах турбин К, К, К, К использовались трубки длиной 9 м. Вовремя проектирования этих конденсаторов такая длина была предельной. Нормативное гидравлическое сопротивление аппарата принималось равным 40 кПа (не более. В последнее время получили широкое распространение трубки длиной 12— 14 м. Изменились и ограничения по гидравлическому сопротивлению конденсатора. 2. Тепловой расчет конденсатора по предельной длине и заданному количеству трубок Такая постановка вопроса диктуется обычно размерами проема в фундаменте турбины. Это ограничение наиболее часто возникает при проектировании конденсаторов влажно-паровых турбин АЭС, у которых размеры конденсаторов существенно больше, чему турбин ТЭС той же мощности. При проведении расчета с такими ограничениями используется зависимость для коэффициента заполнения фундаментного проема где t — шаг между трубками конденсатора n z — число трубок водном ходе охлаждающей воды z — число ходов воды F n — площадь проема в фундаменте. Тепловой расчет в рассматриваемом варианте проводится для контроля скорости воды в трубках, кратности охлаждения, гидравлического сопротивления аппарата, поскольку поверхность теплообмена при заданных ограничениях (длина, количество трубок) фактически задана. 3. Тепловой расчет по минимуму годовых расчетных затрат. Такой вариант расчета проводится при заданных значениях давления в конденсаторе и расхода в нем пара. Составляется так называемая функция цели в виде разности годовых расчетных затрат между рассматриваемыми исходным вариантами. Оптимальные параметры конденсатора определяются по минимуму годовых расчетных затрат с учетом ограничений допустимая скорость воды, длина трубок и др. Данный вариант расчета аналогичен оптимизации низкотемпературного комплекса турбины (см. §17) и требует большого объема исходных данных по конкретной электростанции. Подробно с методикой данного варианта расчета можно ознакомиться в [39]. После определения поверхности теплообмена (охлаждения) конденсатора F определяются его основные размеры. Обычно это делается в следующей последовательности. Общее число трубок в конденсаторе где п — количество трубок водном ходе охлаждающей воды z — число ходов охлаждающей воды G B — секундный расход охлаждающей воды, мс d вн — внутренний диаметр трубки, м W B — скорость движения воды в трубках, мс. В практике отечественного конденсаторостроения обычно применяются трубки с внутренним диаметром 22—28 мм, в конденсаторах турбин малой мощности — 14—17 мм. Скорость воды в трубках в большинстве современных конденсаторов на номинальном режиме работы составляет 1,6—2,0 мс. Допустимые значения скорости составляют 2,5—2,7 мс для воды без взвеси и 2,0—2,2 мс при наличии вводе взвеси [75]. Более подробно вопросы выбора и обоснования диаметров трубок и скорости движения в них воды изложены в §3.1 и 3.4. Полезная длина трубок конденсатора (без учета толщины трубных досок) определяется зависимостью В инженерной практике, особенно на этапах эскизного проектирования конденсаторов, используется понятие условного диаметра трубной доски конденсатора D y , который можно определить исходя из зависимости 50 где u тр =0,24-0,32 — коэффициент использования трубной доски, см. §3.2. При проведении поверочного расчета конденсатора обычно задаются следующие параметры поверхность теплообмена F, температура воды на входе t 1B , расходы воды Св и пара D K , число ходов конденсатора поводе общее число трубок в конденсаторе N, диаметры трубок указываются также материал трубок и условный коэффициент чистоты конденсатора. По результатам поверочного расчета обычно строятся зависимости давления (или недогрева воды от температуры насыщения) в конденсаторе от удельной паровой нагрузки аппарата (d K ) при различных значениях температуры воды на входе t 1B . Примеры конструкторского и поверочного расчетов конденсаторов приводятся в §2.6. 2.2. Основы процесса теплопередачи в поверхностном конденсаторе Перенос теплоты от конденсирующего пара к охлаждающей воде через поверхность теплообмена (стенку трубки, разделяющую теплоносители, относится к сложному виду теплообмена. Интенсивность этого процесса характеризуется коэффициентом теплопередачи к численно равным количеству теплоты, переданной за единицу времени от одного теплоносителя к другому через единицу поверхности при средней разности температур теплоносителей в 1 С. Рассматривая коэффициент теплопередачи [35] как величину, обратную сумме термических сопротивлений на пути передачи теплоты от пара к воде, запишем 51 Данное выражение для расчета тонкостенных трубчатых поверхностей конденсатора имеет вид где — термическое сопротивление со стороны воды, — термическое сопротивление стенки трубки, м • КВт а п — коэффициент теплоотдачи от пара к стенке трубки, ВтДм 2 -К — коэффициент теплоотдачи от стенки трубки к воде, Вт/(м 2 • К нар , d вн — диаметры трубы наружный и внутренний соответственном коэффициент теплопроводности материала стенки трубки, Вт/(м•К). Необходимо иметь ввиду, что формула (2.9) 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. Учитывая, что процессы теплопередачи как со стороны конденсирующегося пара, таки со стороны однофазного теплоносителя применительно к конденсирующим теплообменным аппаратам подробно рассмотрены как в учебной литературе [33, 34, 55], таки в ряде монографий и периодических изданий [8—13, 33, 36, 48, 54, 75]. В настоящем разделе остановимся только на особенностях, определящих основы процесса теплопередачи в поверхностном конденсаторе паровой турбины, а также на отдельных зависимостях, положенных в основу методик его теплового расчета. Определение коэффициента теплоотдачи с водяной стороны конденсатора (от стенки трубки к воде) обычно производится [35, 55] по известному уравнению где число Рейнольдса по водяной стороне конденсатора Рг в — число Прандтля; W B — средняя скорость течения воды в трубках конденсаторам с d BH — внутренний диаметр трубок, м v B — коэффициент кинематической вязкости воды, мс в коэффициент теплопроводности воды, Вт/(м • К. 52 Здесь за определящую температуру принята средняя температура воды, а определяющий диаметр — внутренний диаметр трубки. Формула (2.10) пригодна для гладких технически чистых трубок в диапазонах чисел Рейнольдса Re=l • 10 4 - 5 • 10 6 и Прандтля Рг =0,6-2500. 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 ввиду, 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. В [2, 20] представлены результаты разработок физико-мате¬ матических моделей конденсаторов. Авторы указывают, что наиболее существенным препятствием на пути создания таких моделей является сложность процессов в паровом пространстве конденсатора. Это в определенной степени естественно, так как компоновка трубных пучков конденсаторов, как правило, осуществляется эвристически, те. на основе обобщения предшествующего опыта, позволяющего сформулировать ряд общих принципов. Целью вышеуказанных работ являлось изучение картины потока паровоздушной смеси, обтекающей трубный пучок конденсатора. Без правильных представлений о направлении и скоростях течения смеси и, как следствие, о распределении ее расхода в трубном пучке невозможно определить состав паровоздушной смеси, локальные тепловые нагрузки и другие параметры в различных зонах трубного пучка, а также выявить 53 недостатки и наметить пути усовершенствования конструкции всего конденсатора в целом. На рис. 2.1—2.4 представлены результаты моделирования трубных пучков конденсаторов в части линий тока и полей скоростей паровоздушной смеси, а также распределения паровой нагрузки и концентраций воздуха [2, 20]. На рис. 2.5 представлены [44, 75] опытные данные по распределению тепловых нагрузок в различных зонах трубного пучка конденсатора турбины К ХТЗ. Эти данные до- Рис. 2.1. Распределение линий тока паровоздушной смеси в поверхностном конденсаторе номера сечений A—V— узловые точки трубного пучка 54 Рис. 2.2. Распределение паровой нагрузки вдоль границ различных зон трубного пучка (обозначения см. на рис. 2.1) Рис. 2.3. Распределение массовой концентрации воздуха по сечениям конденсатора обозначения сечений см. рис. 2.1) 55 Рис. 2 4 Линии тока (аи поля концентраций воздуха (б в трубном пучке конденсатора турбины К статочно наглядно иллюстрируют и подчеркивают сложность и взаимовлияние различных факторов и параметров на процесс конденсации в трубном пучке конденсатора. Представленные в [2, 20] результаты позволяют сделать вывод, что предложенные физико-математические модели несомненно перспективны для определения параметров паровоздушной смеси в поверхностных конденсаторах и, как следствие, для уточнения методик позонного расчета конденсаторов. Работы в данном направлении проводятся МЭИ, НПО ЦКТИ, Институтом проблем машиностроения АН Украины, ЛКИ (в настоящее врем Санкт-Петербургский Государственный морской технический университет. Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого медленно движущегося пара на одиночной горизонтальной трубке обычно используется полученная Нуссельтом теоретическая зависимость где — теплопроводность, плотность и коэффициент динамической вязкости пленки конденсата соответственно, 56 Рис. 2.5. Распределение тепловых нагрузок по зонам охлаждающей поверхности конденсатора турбины К ХТЗ: 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 заградительные направляющие) щиты в паровом пространстве 8— перегородки в водяной камере Вт/(м*К), кг/м 3 , Н*с/м 2 ; r — скрытая теплота парообразования (конденсации, Дж/кг; g — ускорение силы тяжести, мс — температурный напор пар—стенка, К нар наружный диаметр трубки, м. Формула (2.11) может быть представлена также в безразмерном виде где — числа Нуссельта, Галилея, Прандтля и фазового перехода (см. обозначения. 57 При расчете по формулами) значения выбираются по средней температуре пленки а г — по температуре насыщения пара. Коэффициент теплоотдачи согласно формуле (2.12) Необходимо иметь ввиду, что зависимость (2.11) получена с рядом допущений течение пленки конденсата ламинарное конденсируется насыщенный пар температура стенки постоянна в пленке отсутствует конвективный перенос теплоты, а вся теплота передается только теплопроводностью силы инерции по сравнению с силами вязкости и гравитации малы на внешней поверхности пленки отсутствует касательное напряжение (пар неподвижен температура внешней поверхности пленки постоянна и равна температуре насыщения пара силы поверхностного натяжения пленки не влияют на характер ее течения [34]. Действительные условия конденсации пара в конденсаторах существенно отличаются от принятых Нуссультом, поэтому формула (2.11) не может быть непосредственно использована для расчета конденсатора. На практике при тепловом расчете конденсатора часто применяются методики, в которых зависимость Нуссельта используется в качестве некоторой базовой величины, на которую вводятся поправки, учитывающие влияние других факторов. 58 Опыт показал правомерность этого приема, а также его научную и практическую ценность [75]. Процесс конденсации неподвижного пара на пучке горизонтальных трубок существенно отличается от конденсации на одиночной трубке. Впервые этот вопрос был также исследован Нуссельтом. В основу расчетной модели было положено предположение о том, что последовательное стекание конденсата с трубки на трубку влечет за собой увеличение толщины пленки конденсата и соответствующее понижение коэффициента теплоотдачи от пара к нижележащим трубкам. Согласно теории Нуссельта, относительный коэффициент теплоотдачи (по отношению к первой трубке ряда) изменяется по высоте вертикального ряда горизонтально расположенных трубок от 0,7 для второго ряда пучка до 0,4 для двенадцатого. Авторы, исследовавшие теплообмен при пленочной конденсации пара на пучке горизонтальных трубок, не подтверждают данные Нуссельта о таком сильном падении коэффициента теплоотдачи. Визуальные наблюдения за течением конденсат- ной пленки показывают, что стекание конденсата с трубок происходит дискретно, в виде периодически образующихся отдельных капель, отрыв которых вызывает пульсации (и, следовательно, турбулизацию) конденсатной пленки на трубках. Дискретное стекание конденсата приводит к неоднородности распределения гидравлической нагрузки по длине трубок. Конденсат, падающий сверху на трубку в виде капель и струек, не успевает равномерно распределиться по всей ее длине, а обтекает трубку на сравнительно узких участках (рис. 2.6). Расстояние между отрывным сечением капель на нижней образующей трубки составляет от 50 мм (Re пл - 5,0) до 20 мм (Re пл - l2,5). Капля в процессе своего формирования стягивает к месту отрыва две-три соседние капли. При Re пл > 14 расстояние между отрывными сечениями становится практически постоянными составляет примерно 25 мм. При дальнейшем увеличении удельной паровой нагрузки (Re пл) увеличивается частота отрыва капель, превращающихся при Re пл в прерывистые струйки конденсата. Это позволяет считать, что в зонах трубки, незанятых стекающим сверху конденсатом, процесс конденсации протекает идентично процессу на одиночной трубке и поэтому теплоотдачу в этих зонах можно рассчитывать по формуле Нуссельта [75]. Кроме того, в [34] показано, что при натекании конденсата на нижележащую трубку вместе с ним передается и определенное количество движения, в результате чего негативный эффект заливания конденсатом нижележащей трубки ослабляется ввиду ускорения пленки и ее тур- булизации. В ряде работ показано существенное влияние расстояния между соседними горизонтальными трубками в вертикальном ряду на теплообмен при конденсации неподвижного пара. В зависимости от этого расстояния теплообмен может либо ухудшаться, либо интенсифицироваться. Поданным влияние натекания конденсата на теплообмен в пучке горизонтальных трубок может проявиться только тогда, когда вертикальное расстояние между трубками близко к значению капиллярной постоянной (для конденсаторов паровых турбин эти величины различаются на порядок. Анализ экспериментальных исследований [10] по влиянию заливания нижераспо¬ ложенных трубок горизонтального пучка стекающим сверху конденсатом выявил их различие, что определяется различными условиями проведения исследований. Влияние намекания конденсата на теплообмен в многорядном горизонтальном пучке трубок имеет существенное значе- Рис. 2.6. Схема течения капель конденсата по трубкам горизонтального пучка Расстояние между соседними трубками (шаг в свету h составляет а мм б — 16 мм в - 4 мм 60 ние лишь при неподвижном или медленно движущемся паре. При достаточно большой скорости пара влияние воздействия парового потока является определяющим. Взаимосвязанное влияние на теплоотдачу при конденсации пара на пучке горизонтальных трубок большого числа факторов не позволяет получить однозначную зависимость относительного коэффициента теплоотдачи от номера трубки, относительного расхода натекающего конденсата и числа рядов по высоте пучка. Подобные зависимости, предложенные в [10, 13, 36, 75], являются, как правило, справедливыми лишь для конкретных условий проведения данных исследований. При конденсации движущегося пара сильно возрастает роль механического взаимодействия паровой и жидкой фаз. В отличие от случая конденсации неподвижного пара, когда касательное напряжение на границе раздела фаз направлено всегда против течения пленки конденсата (оказывает на пленку тормозящее действие, при конденсации движущегося пара касательное напряжение в зависимости от направления парового потока может или подтормаживать, или ускорять течение пленки конденсата и оказывать на теплоотдачу от пара к стенке трубки тем большее влияние, чем выше скорость пара. Поданным различных авторов, скорость пара в трубных пучках конденсаторов достигает 150—200 мс. 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. При прохождении пара через пучок поле его скорости деформируется не только отряда кряду трубок, но и по сечению, что определяется совместным влиянием ряда сопутствующих факторов локальными значениями температурного напора пар—стенка, влиянием стекающего или срываемого паровым потоком конденсата и др. Учитывая эти неопределенности, практически единственным способом определения теплоотдачи движущегося пара в трубных пучках является эксперимент. По опытным данным ВТИ в области давлений пара =4,5÷105 кПа, температурных напорах пар—стенка Си числах Рейнольдса пара перед первым рядом трубок пучка =350÷6000 получена обобщенная зависимость |