Тепловой расчет поверхностного
 Скачать 0.72 Mb.
|
|
Министерство науки и высшего образования Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Комсомольский-на-Амуре государственный университет» Кафедра «Тепловые энергетические установки» ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПОВЕРХНОСТНОГО КОНДЕНСАТОРА ПАРА Методические указания к курсовому и дипломному проектированию по стационарным и судовым теплоэнергетическим установкам Комсомольск-на-Амуре 2019 Предназначены для студентов очной и заочной форм обучения по направлениям 13.03.01 – «Теплоэнергетика» и 180100 "Кораблестроение и океанотехника" при выполнении курсового и дипломного проектирования. Приводятся назначение и состав конденсационных установок, геометрические характеристики конденсаторов стационарных и судовых паровых турбин, рекомендации по выбору исходных данных и методики теплового расчета конденсаторов пара. Составил Седельников Геннадий Дмитриевич ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПОВЕРХНОСТНОГО КОНДЕНСАТОРА ПАРА Методические указания к расчётно-графическому заданию СОДЕРЖАНИЕ 1 Назначение и состав конденсационной установки………………. …4 2 Рекомендации по выбору исходных данных………………………...6 3 Тепловой расчет конденсатора пара……………………………………..9 3.1 Практические зависимости для определения общего коэффициента теплопередачи……………………………………….......9 3.2 Средняя разность температур, температура охлаждающей воды……………………………………………………..12 3.3 Геометрические характеристики конденсатора……………….......14 3.4 Алгоритм теплового расчета конденсатора………………………..16 3.4.1 Задание для расчета конденсатора……………………………….16 3.4.2 Алгоритм расчета конденсатора методом последовательных приближений…………………………………………………………….17 3.4.3 Алгоритм безитерационного расчета конденсатора…………….21 Литература……………………………………………………………….24 Приложение……………………………………………………………...25 1 Назначение и состав конденсационной установки В современной паросиловой установке отработавший пар от турбин поступает в конденсатор, в котором поддерживается разрежение. Поддержание достаточно глубокого разрежения в конденсаторе является одним из способов повышения экономичности паросиловой установки. В конденсаторе отработавший пар конденсируется, отдавая значительную часть своего тепла охлаждающей воде, которая при этом соответственно нагревается. Конденсат, получаемый, в результате конденсации отработавшего пара, служит в дальнейшем для питания котлов, в которых вновь образуется пар, поступающий к паровым турбинам. По своему качеству конденсат должен быть пригоден для питания котлов. Поэтому содержание в конденсате солей, масла и растворенных газов не должно превышать установленных норм. По способу конденсации пара и подачи охлаждающей воды конденсаторы разделяются на два типа. В конденсаторах смешивающего типа охлаждающая вода, воспринимающая тепло от конденсируемого пара, непосредственно соприкасается с последним и смешивается с образующимся конденсатом. В конденсаторах поверхностного типа конденсирующийся пар и охлаждающая вода разделены металлической стенкой. В поверхностных конденсаторах охлаждающая вода обычно проходит внутри трубок, на наружной поверхности которых конденсируется пар. В реальных паросиловых установках в конденсатор через неплотности различных соединений и арматуры, находящейся под разрежением, а также вместе с отработавшим паром поступает воздух. Накопление воздуха у поверхности конденсации приводит к увеличению его парциального давления, что резко снижает коэффициент теплоотдачи от пара к наружной поверхности труб. Поэтому поступающий в конденсатор воздух необходимо непрерывно удалять. Очевидно, что из конденсатора необходимо непрерывно удалять также и конденсат, образующийся в результате конденсации пара. Таким образом, конденсатор должен обслуживаться следующими системами, входящими в состав конденсационной установки: 1) циркуляционной, с циркуляционным насосом для прокачки охлаждавшей воды; воздушной, с воздушным насосом (эжектором или вакуумным насосом для удаления из конденсатора воздуха (неконденсирующихся газов); конденсатной, с конденсатным насосом для удаления из конденсатора конденсата. Конденсационные установки с поверхностными конденсаторами подразделяются на установки с совместным и раздельным удалением конденсата и воздуха. По числу протоков (ходов) охлаждающей воды в трубках поверхностные конденсаторы разделяют на одноходовые, двухходовые и многоходовые. Число протоков воды выбирается с учетом количества охлаждающей воды и оптимальной её скорости в трубках. Большинство конденсаторов морских транспортных судов и тепловых электрических станций является двухходовыми, В стационарных и судовых паротурбинных установках большой мощности при значительных количествах охлаждающей воды часто применяются одноходовые конденсаторы. Трех- и четырехходовые конденсаторы применяются редко, лишь в установках небольшой мощности. Главные конденсаторы паротурбинных установок средней и большой мощности часто делают с раздельным подводом охлаждающей воды и симметрично расположенным пучком трубок обеих половин конденсатора. В этом случае каждая из водяных камер разделена перегородкой на две части или на каждом днище имеются по две самостоятельные водяные камеры. Через имеющиеся в этих камерах патрубки производится отдельное снабжение охлаждающей водой каждой половины трубок конденсатора. Это позволяет производить осмотр и чистку одной половины трубок во время действия конденсатора, когда охлаждающая вода подается только к другой половине трубок. Поэтому подобные конденсаторы иногда называют конденсаторами непрерывного действия. По компоновочным схемам конденсаторы классифицируются /1/: - по относительному расположению корпусов турбины и конденсатора: подвальные, аксиальные, боковые; - по взаимному расположению осей конденсаторных трубок конденсатора и турбины: продольные, поперечные; - по расположению осей конденсаторных трубок конденсатора: вертикальные, горизонтальные. Наиболее общепринятой компоновкой по относительному расположению корпусов турбины и конденсатора является подвальная, при которой корпус конденсатора расположен ниже корпуса цилиндра низкого давления (ЦНД). Отработавший пар при этой схеме раздваивается после последней ступени для пропуска вала и в выхлопных патрубках турбины разворачивается на некоторый угол в горизонтальной плоскости и на 90 градусов в вертикальной плоскости, принимая нисходящее направление в конденсатор. Основное преимущество подвального расположения заключается в удобстве обслуживания как турбины, так и конденсатора. Недостатком такой схемы является неравномерность полей параметров потока пара на входе в конденсатор. Этот недостаток устраняется при аксиальной схеме выхлопа и таком расположении конденсатора, когда он расположен на одном уровне с корпусом ЦНД и горизонтальный диффузорный патрубок турбины, внутри которого размещен подшипник, непосредственно переходит в горловину конденсатора. При боковой компоновке конденсаторы расположены по обе стороны турбины. Это позволяет снизить высоту машинного зала (машинного отделения), что несколько уменьшает капитальные затраты, хорошо согласуется с тенденцией разделения конденсатора на секции с различными давлениями конденсации и снижает потери давления в выхлопных патрубках. Недостатками такого решения являются: затрудненный доступ к ЦНД турбины при ее обслуживании; необходимость при каждом вскрытии ЦНД отсоединять выхлопные патрубки верхней половины его корпуса от правого и левого корпусов конденсатора; систематические нарушения находящихся под вакуумом протяженных фланцевых соединений, что затрудняет поддержание вакуумной плотности системы и др. Выбор взаимного расположения осей конденсаторных трубок и турбины определяется конструктивными соображениями, в частности конструкцией ЦНД и удобством присоединения различных патрубков. При выборе расположения осей конденсаторных трубок часто предпочтение отдается горизонтальному расположению. При этом исключаются большие толщины пленок на поверхности трубок, так как конденсат, стекающий с верхних трубок в виде капель и струек, способствует срыву пленки с нижних рядов трубок. В результате увеличивается средний коэффициент теплопередачи. 2 Рекомендации по выбору исходных данных Количество теплоты  , которое пар отдает в конденсатope, определяется по зависимости  , где  и  - количество и энтальпия пара, поступающего в конденсатор;  - энтальпия конденсата при выходе из конденсатора. Расход пара и его энтальпию определяют при расчете паровых турбин, а энтальпию конденсата принимают с учетом его переохлаждения /2/.Если в конденсатор поступает не только пар от турбин, но пар и конденсат от других источников, то для определения количества тепла отдаваемого паром в конденсаторе, необходимо просуммировать все потоки тепла, поступающего в конденсатор. Расход охлаждающей воды определяется из уравнения теплового баланса конденсатора  ,где  - теплоемкость охлаждающей вода, которую можно принимать для пресной воды 4,186, а для морской воды 3,89...3,93 кДж/(кг·°С );  - плотность воды, которую для пресной воды можно принять 996…1000, а для морокой воды 1020...1030 кг/м3;  - температура охлаждающей вода при входе в конденсатор, °С ;  - температура охлаждающей вода при выходе из конденсатора, °С .Одним из показателей режима конденсационных установок является кратность охлаждения (циркуляции) m, которая равна отношению количества охлаждающей воды к количеству конденсируемого пара   . На практике значения кратностей охлаждения изменяются в широких пределах. Для конденсаторов современных турбинных и комбинированных установок кратность охлаждения находится обычно в пределах 50…120, доходя в отдельных случаях до 140. Нагрев охлаждающей воды в конденсаторах турбин составляет от 4 до I2°С. Вместе с отработавшим паром в конденсатор поступает воздух. Наличие воздуха оказывает существенное влияние на действие конденсационной установки и, в частности, на условия теплообмена в конденсаторе и деаэрацию конденсата. Отношение количества воздуха, поступающего в конденсатор к количеству поступающего, пара принято называть относительным содержанием воздуха  .Количество воздуха, поступающего в конденсатор, зависит от качества монтажа и ухода за паротурбинной установкой, ее мощности и конструкции отдельных элементов. В установках большей мощности относительное количество воздуха, поступающего в конденсатор, нижё, чем в установках меньшей мощности. Это объясняется тем, что в рабочих условиях диаметры трубопроводов растут пропорционально корню квадратному из расхода пара, а величины зазоров, через которые проникает воздух, увеличиваются прямо пропорционально диаметрам трубопроводов. Значения относительного содержания воздуха в паре, поступающего в конденсаторы, составляют для паротурбинных установок мощность свыше 20 МВт  = 0,00004…0,0002; для паротурбинных установок мощностью до 20 МВт  0,0001...0,0005; для судовых вспомогательных турбогенераторных установок 0,0005...0,002. Для установок мощностью до 20 МВт количество воздуха, поступающего в конденсатор, можно определить по эмпирической формуле /2/ ,где  - количество воздуха, поступающего в конденсатор, кг/ч; - номинальное количество пара, поступающего в конденсатор, кг/ч. Для паротурбинных установок мощностью свыше 20 МВт рекомендуется использовать выражение  .Исходя из этого количества воздуха, назначают производительность пароструйного воздушного эжектора. который должен обеспечивать нормальный режим конденсационной установки и при повышенных по сравнению с обычными подсосами воздуха. Производительность пароструйного воздушного эжектора в этом случае рекомендуется принимать с пятикратным запасом. Разность между температурой насыщения  при давлении  паровоздушной смеси, поступающей в конденсатор, и действительной температурой конденсата  принято называть переохлаждением конденсата = - .В конденсаторах с раздельным удалением конденсата и воздуха конденсация пара заканчивается в воздухоохладителях. Поэтому в паровоздушной смеси, находящейся над поверхностью конденсата, относительное содержание и парциальное давление воздуха незначительны, а парциальное давление пара оказывается немногим ниже общего давления смеси. В результате этого переохлаждение конденсата оказывается также небольшим, как правило, значительно меньшим, чем в конденсаторах с совместным удалением конденсата и воздуха. Чем больше переохлаждение конденсата, тем больше количество растворенного в нем кислорода, являющегося агрессивным газом, способным вызывать коррозию внутренних поверхностей котлов. Согласно закону Генри-Дальтона вес растворенного в воде газа пропорционален парциальному давлению этого газа и может быть вычислен по выражению  ,где  - масса растворенного газа в одном килограмме воды, кг/кг;  - парциальное давление газа над поверхностью воды, МПа;  - коэффициент растворимости газов, мг/л, равный числу миллиграммов газа, растворяющегося в одном литре воды при парциальном давлении газа над поверхностью вода, равном 0,1 МПа;Значение несколько меняется с изменением температуры воды, например: для кислорода при температуре воды 35 °С, = 35 мг/л, а при 50 °С = 30 мг/л.Парциальное давление кислорода составляет около одной пятой парциального давления воздуха в паровоздушной смеси. С увеличением переохлаждения конденсата парциальное давление воздуха возрастает. Поэтому при значительном переохлаждении конденсата количество растворенного в нем кислорода может превысить допустимую норму. Эту норму часто назначают в пределах  кг/кг. Таким образом, в современных паросиловых установках переохлаждение конденсата является нежелательным, прежде всего потому, что с увеличением его возрастает количество растворенного в конденсате кислорода. Кроме того, переохлаждение конденсата вызывает прямые потери тепла и увеличение расхода топлива, так как в дальнейшем конденсат будет нагреваться в регенеративных подогревателях или иных теплообменных аппаратах.В современных паротурбинных установках применяются исключительно регенеративные конденсаторы, в которых удаление конденсата и воздуха может быть только раздельное и переохлаждение конденсата обычно не превышает 0,3...0,8 °С. Для обеспечения столь небольшого переохлаждения конденсата необходимо, чтобы парциальное давление пара в районе сборника конденсата составляло не менее 0.970...0,985 общего давления паровоздушной смеси при входе в конденсатор. Такое парциальное давление пара может быть достигнуто, если в паровоздушной смеси в районе сборника конденсата будет низкое относительное содержание воздуха ( < 0,01), а общее давление смеси будет лишь незначительно отличаться от давления при входе в конденсатор. Для выполнения последнего условия необходимо, чтобы паровое сопротивление конденсатора на участке от входа в него паровоздушной смеси до района сборника конденсата не превышало 0,2...0,27 кПа. 3 Тепловой расчет конденсатора 3.1 Практические зависимости для определения общего коэффициента теплопередачи Для количества тепла  , передаваемого через долю охлаждающей поверхности конденсатора  , может быть написана такая зависимость  ,где  - коэффициент теплопередачи для охлаждающей поверхности ;  - разность температур пара и охлаждающей воды.Количество теплоты, передаваемой через всю охлаждающую поверхность, равно  .Принимая значение коэффициента теплопередачи и температурного напора неизменными для всей поверхности охлаждения конденсатора, получим  . (1)Здесь коэффициент  и  должны принимать средние значения для всего конденсатора, общая поверхность охлаждения которого обозначена через  . Выражение (1) используется для определения . При расчете конденсатора важно правильно оценить значение коэффициента теплопередачи , который зависит от взаимного влияния многих факторов. При вычислении основных размеров конденсатора коэффициент теплопередачи находят при помощи практических зависимостей выраженных в виде формул или графиков, полученных по данным испытаний и эксплуатаций конденсаторов. Широко применяется формула фирмы Метрополитэн-Виккерс /1/, Вт/(м2  °С )  , (2)где  - средняя скорость охлаждающей вода в трубках, м/с;  - среднее значение температуры охлаждающей воды, °С.Формула (2)не отражает влияния изменения паровой нагрузки конденсатора. Применение этой формулы можно объяснить тем, что подсчитанные по ней значения коэффициентов теплопередачи близко совпадали с опытными данными в узком диапазоне малых паровых нагрузок конденсаторов. Однако эта формула не может быть применена при широком диапазоне нагрузок. Л.Д. Берман предложил формулу для определения коэффициентов теплопередачи в поверхностных конденсаторах, составленную поданным испытаний /1/, Вт/(м2 °С ) , (3)здесь  ; а – коэффициент, учитывающий влияние загрязнения поверхности, равный:- при прямоточном водоснабжении и чистой воде 0,80 … 0,85; - при оборотном водоснабжении и химической обработке воды 0,75 … 0,80; - при грязной воде и возможности образования минеральных или органических отложений 0,65 … 0,75; - при расчете новых конденсаторов 0,80 … 0,85; - температура охлаждающей воды на входе в конденсатор, °С; - скорость воды в трубках, м/с; dв – внутренний диаметр трубок, м; здесь  - число ходов воды в конденсаторе;  - множитель, учитывающий влияние паровой нагрузки конденсатора.Значение множителя можно принимать равным единице для паровых нагрузок в пределах от  до  (0,9 - 0,012 ) . Для  (0,9 - 0,012 ) множитель может быть определен по формуле = δ(2 - δ),где δ =  / (0,9 - 0,012 ) ; - номинальная паровая нагрузка конденсатора.Формула Л.Д. Бермана (3), как и формула (2), построена на основании данных стационарной практики (ТЭЦ), для которой характерны низкие паровые нагрузки. Для оценки коэффициента теплопередачи В.Л. Семека предложил формулу /2/, Вт/(м2 °С )k =  , (4)где  - удельная паровая нагрузка, кг/( м2 час); а – коэффициент, учитывающий влияние загрязнения поверхности, который можно принять равным 0,85;  - поправочный множитель на диаметр трубок конденсатора (при dн = 16 мм = 0,947, при dн = 19 мм = 1,0, при dн = 22 мм = 0,973);  - поправочный множитель на температуру охлаждающей воды при входе в конденсатор (при  = 885, при  = 960, при  = 1000). Коэффициент теплопередачи в главных конденсаторах, снабженных мельхиоровыми трубками размером 16/14 мм, может быть также подсчитан по формуле, составленной В.А. Агафоновым на основе анализа стендовых испытаний в широком диапазоне паровых нагрузок двух опытных конденсаторов с натурным пучком трубок /2/, Вт/(м2 °С )k =  , (5)где  - коэффициент использования охлаждаемой поверхности;  - коэффициент нагрузки конденсатора (при нагрузке < 250 кг/м2 ч  , при  250 кг/м2 ч  );  - нагрев охлаждающей воды в конденсаторе.При пользовании формулой (5)влияние диаметров трубок следует учитывать умножением на поправочный коэффициент , значения которого равны (диаметры трубок указаны в миллиметрах):при  и  = 1.01; при  и  = 0,91; при  = 1,00; при  = 0,99; при  = 0,90. 3.2 Средняя разность температур, температура охлаждающей воды В формулу (I) для определения охлаждающей поверхности входит величина , представляющая собой среднюю разность температур пара и охлаждающей воды в конденсаторе.Если принять температуру пара  неизменной во всем паровом пространстве конденсатора и принять изменение температуры охлаждающей воды вдоль трубки по линейному закону, то получим среднеарифметическую разность температур = . (6) В действительности изменение температур охлаждающей воды вдоль трубки имеет нелинейный характер. Поэтому для определения средней разности температур, которую обычно называют средней логарифмической разностью, используют формулу = . (7)При выводе формул (6) и (7)предполагалось, что состояние пара во всех точках парового пространства остается одинаковым, т.е. его температура и давление не меняются. В реальных условиях давление, а также и температура пара несколько меняются, особенно это заметно в районе воздухоохладителя. В связи с этим в некоторых проектных организациях стали применять формулу средней логарифмической разности температур для противотока, имеющую вид = , (8)где  - температура охлаждающей воды на входе в конденсатор;  - температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора;  - температура пара, поступающего в конденсатор;  - температура пара при выходе из воздухоохладителя.Пользоваться выражением (8)следует осторожно, так как оно не отражает сущности физических явлений при конденсации пара. Температура охлаждающей воды является одним из основных параметров, определяющих работу конденсатора. При проектировании конденсаторов стационарных турбин температура охлаждающей воды на входе обычно принимается от 10 до 15 °С (таблица в приложении). В судовых конденсаторах температура охлаждающей (забортной) воды зависит, прежде всего, от района плавания (таблица 1). Таблица 1 - Среднегодовая температура воды на поверхности мирового океана, °С
Расчетное значение температуры охлаждающей воды назначается в зависимости от предполагаемого бассейна плавания судна. Наиболее рационально принимать в качестве расчетной температуру забортной воды, близкую к среднегодовой для данного бассейна. Однако трудно выбирать проектную температуру для судов, плавающих в удаленных от экватора широтах, в которых наблюдаются большие годовые колебания температуры. Следует иметь в виду, что среднегодовая температура является средней величиной за все месяцы года, в том числе и зимние, в которые непогода и ледяные условия в некоторых бассейнах высоких широт затрудняют или делают недоступным свободное плавание судов. Исключая эти месяцы из подсчета среднегодовой температуры воды рассматриваемого бассейна, получим среднюю температуру, отнесенную ко времени свободного плавания судов. Эта температура выше среднегодовой и может быть принята в качестве расчетной. В том случае, когда район плавания заранее известен и строго ограничен, можно в качестве расчетных пользоваться в первом приближении значениями температуры охлаждающей воды, помещенными в таблице 2. Для крупных транспортных судов неограниченного района плавания, имеющих возможность плавания в любом бассейне, часто принимают расчетную температуру забортной воды в пределах 21…25 °С. Таблица 2 - Расчетные значения температуры охлаждающей воды
Представленные выше соображения о выборе расчетных значений температур охлаждающей воды относятся к надводным судам. Для подводных судов расчетная температура охлаждающей воды может быть рекомендована в пределах 10…15 °С. Скорость охлаждающей воды в трубках конденсатора влияет на значение коэффициента теплопередачи. С увеличением скорости охлаждающей воды в трубках растет коэффициент теплопередачи, что дает возможность уменьшить охлаждающую поверхность, и следовательно, снизить вес и габариты конденсатора. Однако увеличение скорости воды в трубках приводит к возрастанию гидравлических потерь, что влечет за собой повышение производительности и напора циркуляционного насоса и соответствующее возрастание расхода пара или электроэнергии. Повышение скорости воды в трубках может быть признано целесообразным тогда, когда эффект от снижения веса и габаритов конденсатора и от уменьшения расходования цветных металлов перекроет потери, вызванные увеличением мощности, а также веса и габаритов циркуляционного насоса. Средние скорости воды в трубках конденсаторов находятся обычно в пределах 1,5…2,2м/с, для высоконапряженных конденсаторов 2,2…3,5 м/с. Трубки из оловянистой латуни работают удовлетворительно в морских условия со скоростями охлаждающей воды до 1,5 м/с. Более высокие скорости воды могут быть допущены в мельхиоровых трубках и трубках из алюминиевой латуни. Наибольшие средние значения скорости охлаждающей воды в трубках из медноникелевых сплавов доходят до 3,0…3,5 м/с. Эти значения следует рассматривать как предельные. Дальнейшее повышение скорости вода в трубках может быть осуществлено лишь с применением новых сплавов, например титановых. Более подробные рекомендации по выбору материала конденсационных трубок и допустимой скорости охлаждающей воды приведены в /1, табл. 3.11/. 3.3 Геометрические характеристики конденсатора Наиболее часто применяются конденсационные трубки следующих диаметров  / , мм/мм: 16/14; 19/17; 24/22; 25/23; 28/26; 30/28 (здесь - наружный диаметр; - внутренний диаметр). Трубки диаметром 28/26 и 30/28 находят применение в конденсаторах мощных стационарных турбин; трубки диаметром 16/14 и 19/17 применяются в малых конденсаторах стационарных турбин и в судовых конденсаторах.На транспортных судах устанавливаются обычно двухходовые главные конденсаторы с трубками наружным диаметром 19 мм. Когда к мессе и габаритам установок предъявляются особо жесткие требования, в качестве главных применяют одноходовые конденсаторы с трубками наружным диаметром 16 мм. Часто в одном и том же конденсаторе применяют трубки с различной толщиной стенок, при этом трубки с более толстой стенкой устанавливаются по периферии пучка, где они находятся под ударным воздействием пара, поступающего в конденсатор с большой скоростью. Связь охлаждающей поверхности и расхода воды с числом и размерами трубок в конденсаторе можно описать зависимостями  ,  ,где F – площадь охлаждающей поверхности,  ;  – расход охлаждающей воды,  ; - наружный диаметр трубок, м; - внутренний диаметр трубок, м; L – активная длина трубок, измеряемая расстоянием между трубными досками, м; z – число трубок в одном ходе воды;  - число ходов воды; - скорость охлаждающей воды в трубках, м/с.Взаимное расположение трубок в пучке определяется разбивкой трубной доски. Чаще всего применяется разбивка по треугольнику, которая также называется ромбической разбивкой. Расстояние между осями соседних трубок  , называемое шагом трубок, зависит от характера закрепления трубок в трубных досках. Трубки крепятся при помощи уплотнительных устройств или посредством вальцовки. Минимальный шаг в первом случае, исходя из обеспечения необходимой прочности трубной доски, принимают равным  , а при вальцованных трубках  . Если применяется коридорная разбивка трубок, то получается более свободный проход для паровоздушной смеси, а, следовательно, и меньшая потеря давления, чем при ромбической разбивке. Поэтому коридорная разбивка применяется обычно по периферии пучка, где проходят большие массы пара с повышенными скоростями. Площадь трубной доски, занимаемая трубками при разбивке по треугольнику, на 13 %меньше чем при коридорной разбивке. Поэтому при разбивке трубок по треугольнику получается более плотный пучок и конденсатор становится более компактным. В конденсаторах турбин большой мощности часто применяется радиальная разбивка трубок, которую рационально применять для периферийных трубок пучка с целью уменьшения потери давления в быстро движущейся паровоздушной смеси, поступившей в конденсатор.Обычно в конденсаторах трубная доска для размещения трубок используется не полностью. Чтобы судить, насколько плотно заполнено трубками паровое пространство конденсатора, введено понятие коэффициента заполнения трубной доски, который представляет собой отношение числа установленных трубок в конденсаторе к числу трубок, которое могло бы быть установлено при полном использовании площади трубной доски, т.е.  ,где  - количество трубок, размещенных в конденсаторе;  - количество трубок, которое могло бы быть размещено при полном использовании трубной доски. Если площадь трубной доски обозначить через S, тогда = S/f ,где f - площадка трубной доски, приходящаяся на каждую трубку. Учитывая вышеизложенное, коэффициент заполнения трубной доски можно определить по выражению  .Обычно при вычислении коэффициента заполнения трубной доски исходят из разбивки трубной доски по треугольнику, при которой площадка трубной доски, приходящаяся на одну трубку, составляет f = 0,866  . Тогда 0,866 . (9)Под площадью трубной доски  при вычислении понимается площадь доски, ограниченная пределами трубного пучка.Часто  вычисляют через эквивалентный диаметр трубнойдоски  , под которым понимают диаметр круга, площадь которого равновелика площади трубной доски , т.е. .Таким образом, выражение (9)можно переписать в виде 0,866 .Значение коэффициента находится обычно в пределах 0,5…0,7, причем меньшие значения относятся к стационарным, а большие - к судовым конденсаторам. | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||