Бродов - КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН. Энергетика и энергомашиностроение и специальности Турбостроение москва энергоатомиздат 1994 ббк 31. 363 Б
 Скачать 1.86 Mb.
|
|
61 где — безразмерное число — скорость набегающего потока пара в трубном пучке, мс — плотность пара и конденсата, кг/м 3 ; g=9,81 мс — ускорение свободного падения — наружный диаметр трубки, м — число Нуссельта для случая конденсации неподвижного пара — коэффициент теплопроводности конденсата, Вт/(м*К); — см. формулу (2.11). Данная зависимость получена для нисходящего направления движения пара в трубном пучке и подтверждена для бокового подвода пара во всем вышеуказанном диапазоне изменения параметров пара. Пример 2.3. Определить влияние скорости набегающего потока пара на теплообмен при конденсации пара в трубном пучке конденсатора при следующих исходных данных Влияние скорости набегающего потока согласно формуле (2.13) ВТИ при малых скоростях набегающего потока пара рекомендует зависимость 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 Определение локальных значений в трубном пучке конденсатора практически невозможно, исключение составляют приближенные методы физико-математического моделирования [2, 20], поэтому целесообразно учитывать влияние на средний коэффициент теплоотдачи известной скорости пара на входе в трубных пучок (по горловине конденсатора. В этом случае при =const средний коэффициент теплоотдачи будет зависеть от компоновки трубного пучка конденсатора. В [75] в качестве параметра, характеризующего компоновку трубного пучка, предложен симплекс где f— площадь проходного сечения для пара в узком сечении между трубками по периметру трубного пучка F — площадь поверхности теплообмена трубного пучка — периметр набегания пара в сечении между трубками по периферии трубного пучка обычном количество трубок в пучке L — длина трубок — 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 , представляющий собой отношение гидравлического периметра к суммарному периметру поверхности трубок в поперечном сечении пучка По [75] величина в общем виде учитывает не только изменение скорости пара в трубном пучке при известной скорости пара на входе но и косвенно учитывает влияние 63 стекающего конденсата на теплоотдачу, так как характеризует и глубину трубного пучка конденсатора. В многоходовом трубном пучке из-за меньшего температурного напора пар—стенка в верхних ходах конденсатора конденсируется и меньшее количество пара по сравнению с одно- ходовым пучком. В связи с этим в нижней части пучка поддерживается более высокая скорость пара, происходит менее резкое падение локальных , соответственно возрастает и значение среднего для всего пучка коэффициента теплоотдачи . Учесть перераспределение температурного напора пар—стенка походам при известном значении среднего для всего конденсатора температурного напора затруднительно. В связи с этим в [75] в уравнение для теплоотдачи 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 кПа, температурах охлаждающей воды С, кратности охлаждения т 15÷300 кг/кг, средней скорости пара в узком сечении на периферии трубного пучкам с, содержании воздуха в парена входе в трубный пучок кг/кг получена зависимость где — скорость пара на входе в трубный пучок (по площади горловины конденсатора z — число ходов воды значение симплекса изменялось в диапазоне от 0,004 до 0,020. Как показано выше, а также в [10, 31, 75], компоновка трубного пучка конденсатора является важным фактором, во многом определяющим пространственную неоднородность распределения скоростей и основных параметров конденсирующегося пара в пучке. Следует отметить, что понятие компоновки включает в себя как собственно конфигурацию трубного пучка, таки компактность, плотность и глубину пучка, а также месторасположение воздухоохладителя (см. §3.2). 64 УПИ на основе анализа расчетного исследования и обобщения результатов испытаний большой группы конденсаторов паровых турбин мощностью 100—800 МВт выявлено, что сточки зрения компоновки трубного пучка наиболее сильное влияние на коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара оказывают параметры где Р — относительный периметр трубного пучка — периметр трубного пучка — периметр трубной доски — коэффициент компактности трубного пучка A — средняя ширина ленты компоновки трубного пучка — шаги разбивки труб (см. рис. 3.1). 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 где — средняя скорость пара на входе в конденсатор рассчитывается по площади горловины конденсатора на высоте 1 м над трубным пучком — температура насыщения пара — температура воды на входе в конденсатор. Появление в знаменателе комплекса числа 4 вызвано тем, что в качестве определяющей скорости пара в трубном пучке конденсатора принята половина скорости (линейный характер изменения скорости от горловины до патрубка отсоса паровоздушной смеси. Зависимость, описывающая влияние компоновки на теплообмен при конденсации пара в пучке, имеет вид 65 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 [48]. Аппроксимация этих данных с погрешностью ±5% позволила получить зависимость где — относительное содержание воздуха в паре, кг/кг. В реальных условиях интенсивность конденсации пара из смеси с воздухом в конденсаторах паровых турбин определяется совместным протеканием процессов тепло- и массообмена, которые находятся в сложной зависимости от большого количества факторов содержания воздуха в смеси, степени конденсации пара в пучке, скорости пара, удельной паровой нагрузки аппарата, расхода и скорости охлаждающей воды. Определенное влияние оказывают и конструктивные особенности конденсаторов число ходов воды, эффективность охлаждения паровоздушной смеси в воздухоохладителе, взаимовлияние характеристик конденсатора и воздушного насоса и др. Из-за сложности процесса конденсации пара из паровоздушной смеси в инженерных расчетах аппаратов в настоящее время используются экспериментально полученные обобщенные зависимости. Известен ряд таких зависимостей, в том числе полученных применительно к конденсаторам паровых турбин [8, 21, 34, 75]. Однако эти зависимости, как правило, справедливы лишь для конкретных условий проведения исследований. Известно, что трубки в теплообменных аппаратах, в честности в конденсаторах, в потоке теплоносителя колеблются в 66 режиме автоколебаний с частотой собственных колебаний [1, 3, 24, 31, 41]. Это не может не отражаться на характере течения пленки конденсата, а следовательно, и на теплоотдаче от конденсирующегося пара. Опытами [65] установлено, что в диапазоне частоты колебаний трубки до 50 Гц и амплитуды колебаний до 0,65 мм при удельной паровой нагрузке 40—200 кг/(м 2 • ч) вибрирующая трубка при своем движении удерживает конденсатную пленку, перераспределяя ее по периметру трубки, увеличивая тем самым среднюю толщину пленки конденсата. При удельной паровой нагрузке свыше 200 кг/(м 2 • ч) вибрирующая трубка тур- булизирует пленку конденсата, на поверхности пленки возникают разрывы и происходит срыв отдельных капель с боковых образующих трубки. 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 уравнении производится по температуре насыщения пара. Процесс теплопередачи в поверхностном конденсаторе достаточно хорошо иллюстрируют сложность того, 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 описания образующихся в 67 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, также учитывать все факторы, влияющие на эффективность его работы. 2.3. Методики теплового расчета конденсатора Тепловой расчет конденсатора заключается, как правило, в определении среднего значения коэффициента теплопередачи для всех поверхности теплообмена. Известен достаточно большой ряд эмпирических зависимостей [17, 18] 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 (см. §2.2). Критерием оценки совершенства существующих методик может служить только сопоставление полученных по ним результатов сданными промышленных испытаний натурных конденсаторов в условиях эксплуатации. Такие испытания систематически проводятся рядом организаций и по большинству конденсаторов паровых турбин мощностью до 300 МВт обобщены в [43]. По конденсаторам турбин большей единичной мощности эти данные опубликованы в [5, 7, 38, 46, 58]. Анализ десяти отечественных и зарубежных методик расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторах паровых турбина также сопоставление полученных по ним значений с опытными данными по конденсаторам турбин мощностью 100— 800 МВт показали [17, 18], что для инженерных расчетов конденсаторов с достаточной для практических целей точностью могут быть рекомендованы методики ВТИ, ИТО США, КТЗ и УПИ. Рассмотрим эти методики. Методика ВТИ [9]: при 68 Для учета материала трубок при расчете поданной методике рекомендуется вводить к коэффициенту состояния поверхности теплообмена (а поправочный множитель медно-никеле- вые сплавы — 0,95; мельхиор — 0,92; нержавеющие стали — 0,85; титан — 0,90. При проведении конструкторского расчета конденсатора для определения коэффициента теплопередачи по зависимости ВТИ необходимо применять итерационный метод, задаваясь и уточняя величину удельной паровой нагрузки конденсатора d K . Методика Института теплообмена (ИТО) США [18]: 69 Таблица 2 1 Поправочный коэффициент м учитывающий в формуле (2.24) толщину стенки и материал трубки Материал Латунь ЛО-70-1 или Л Мельхиор МН Мельхиор МН Нержавеющая сталь Толщина стенки, мм <1,24 1,00 0,90 0,83 0,58 1,47 0,98 0,87 0,80 0,56 1,65 0,96 0,84 0,76 0,54 Формула (2.24) может быть рекомендована [18] для расчета конденсаторов отечественных паровых турбин только с введением коэффициента, учитывающего загрязнение трубок конденсатора тогда формула (2.24) примет вид Рис 2 7 Попровочный коэффициент учитывающий в формуле (2 24) изменение температуры воды на входе в конденсатор Методика КТЗ* [75] базируется на определении коэффициента теплопередачи в конденсаторе по формуле (2.9). При этом коэффициент теплоотдачи с водяной стороны конденсатора (от стенки трубки к воде) определяется по формуле (2.10). Расчет коэффициента теплоотдачи со стороны паровоздушной смеси (конденсирующегося пара) осуществляется согласно зависимости * Методика Г Г Шкловера и В Г Григорьева 70 где — среднее значение коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого водяного пара в горизонтальном трубном пучке — определяется по формуле (2.16); ε — относительное содержание воздуха в паре (при конструкторском расчете конденсатора принимается равным максимальному согласно ПТЭ — см гл. 5), кг/кг. При проведении конструкторского расчета конденсатора для определения коэффициента теплопередачи по зависимости КТЗ Небходимо применять итерационный метод, предварительно задавая и уточняя ряд конструктивных характеристик трубного пучка ( и др, а также либо температурный напор пар — стенка, либо удельную паровую нагрузку конденсатора (последнее необходимо для расчета — см. выше. Необходимо также иметь ввиду, что чистота поверхности теплообмена методикой КТЗ в явном виде не учитывается. Методика УПИ, аналогично методике КТЗ, базируется на определении коэффициента теплопередачи в конденсаторе по формуле (2.9). Отличие заключается только в методике определения коэффициента теплопередачи от конденсирующегося пара к стенке трубы (в методике КТЗ — ). Структура формулы для расчета коэффициента теплоотдачи от пара к стенке трубки имеет вид где — коэффициент теплоотдачи при конденсации пара по Нуссельту (см. §2.2), Вт/(м 2 • К — фактор, учитывающий скорость течения пара — фактор, учитывающий явление заливания конденсатом нижерасположенных трубок — фактор, учитывающий содержание воздуха в паре — фактор, учитывающий параметры вибрации трубок конденсатора — фактор, учитывающий компоновку трубного пучка конденсатора. Фактор, учитывающий влияние скорости течения пара на 71 теплообмен при конденсации пара в горизонтальном пучке трубок , определяется зависимостью (2.13). Анализ результатов исследований влияния заливания конденсатом нижерасположенных трубок на коэффициент теплоотдачи с паровой стороны конденсатора, приведенный в §2.2, показывает, что это влияние имеет существенное значение лишь при неподвижном или медленно движущемся паре. Основываясь на этих данных, а также учитывая результаты [27, 36], фактор влияния заливания конденсатом нижерасположен ных трубок для конденсаторов турбин большой единичной мощности из зависимости (2.27) исключен Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи содержание в паре воздуха определяется по формуле (2.20). Как показано выше (см. §2.2), эта формула получена для неподвижного пара, однако фактор влияния скорости пара в обобщенной формуле (2.27) учтен независимо (см. выше. Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи параметров вибрации трубок конденсатора , определяется согласно обобщенной формуле (2.21). Фактор, учитывающий влияние на коэффициент теплоотдачи компоновки трубного пучка конденсатора , определяется по формуле (2.19) с учетом формул (2.17) и (2.18). При проведении конструкторского расчета конденсатора для определения коэффициента теплопередачи по методике УПИ необходимо применять итерационный метод расчета, предварительно задавая и уточняя рад конструктивных характеристик трубного пучка (Р, К, конструкцию и систему расстановки промежуточных перегородок или параметры колебаний трубок и др, а также либо температурный напор пар—стенка (и, следовательно, температуру пленки конденсата, либо удельную паровую нагрузку конденсатора. Необходимо также иметь ввиду, что методика УПИ получена для практически чистых конденсаторов. На рис. 2.8—2.10 в качестве примера представлены опытные и расчетные (по вышеприведенным методикам) данные по коэффициенту теплопередачи в ряде конденсаторов паровых турбин на номинальном и переменном режимах работы. Известны также другие методики расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторах паровых турбин, используемых на турбинных заводах. 72 73 Методика ЛМЗ, например, базируется [1] на зависимости, предложенной фирмой «Метро-Виккерс» где — скорость охлаждающей воды в трубках, мс —- температура охлаждающей воды на входе в конденсатор и на выходе из него, С. Формула (2.28) не учитывает влияния удельной паровой нагрузки конденсатора, диаметра трубок и термического сопротивления стенки трубки, а также чистоту поверхности теплообмена. Удовлетворительная сходимость опытных и расчетных по формуле (2.28) данных для ряда конденсаторов наблюдается ПРИ введении в эту формулу коэффициента загрязнения, равного 0,7—0,8. При проведении расчетов по зависимости (2.28) необходимо применять итерационный метод, задавая и уточняя температуру воды на выходе из конденсатора. Методика ТМЗ используется при расчете коэффициента теплопередачи по формуле (2.9) с дополнительным введением термического сопротивления слоя загрязнения , определяемого расчетным путем по методике ВТИ — формулы (2.22) и (2.23) — для номинального режима работы конденсатора при значении коэффициента состояния поверхности теплообмена аи. При этом учет материала трубок конденсатора производится также введением дополнительного термического сопротивления, точнее — разницы термических сопротивлений любого материала с латунью Л (полагается, что базовая формула ВТИ получена именно для труб, выполненных из латуни Л. Первоначально при С по формулами) определяется парадный коэффициент теплопередачи чистого конденсатора к чист . Значение коэффициента теплопередачи для чистого конденсатора с трубками, материал которых отличается от латуни Ли соответствующая ему сумма термических сопротивлений определяются зависимостями Здесь — термическое сопротивление стенки трубки из латуни Л. Затем расчетным путем определяется условное термическое сопротивление слоя загрязнения, соответствующее в формуле |