Товары в корзине: 0 шт Оформить заказ
Стр. 1 

107 страниц

580.00 ₽

Купить РД 34.30.104 — бумажный документ с голограммой и синими печатями. подробнее

Распространяем нормативную документацию с 1999 года. Пробиваем чеки, платим налоги, принимаем к оплате все законные формы платежей без дополнительных процентов. Наши клиенты защищены Законом. ООО "ЦНТИ Нормоконтроль"

Наши цены ниже, чем в других местах, потому что мы работаем напрямую с поставщиками документов.

Способы доставки

  • Срочная курьерская доставка (1-3 дня)
  • Курьерская доставка (7 дней)
  • Самовывоз из московского офиса
  • Почта РФ

Приводятся рекомендации по тепловому расчету и выполнению поверхности охлаждения, построению расчетных эксплуатационных характеристик конденсаторов турбин большой мощности ТЭС и АЭС. Рассмотрены основные особенности рабочего процесса конденсаторов.

 Скачать PDF

Оглавление

1 Общие положения

2 Показатели работы конденсатора

3 Определения

4 Коэффициент теплопередачи конденсатора

5 Расчет поверхности охлаждения конденсатора

6 Гидравлическое сопротивление конденсатора

7 Число и подача воздушных насосов

8 Формуляр теплового расчета конденсатора

9 Построение эксплуатационных характеристик конденсатора

10 Выполнение поверхности охлаждения конденсатора

Приложение 1 Коэффициент теплопередачи конденсатора

Приложение 2 Программы расчетов на ЭВМ

Приложение 3 Гидравлическое сопротивление конденсатора

Приложение 4 Давление насыщенного водяного пара при температурах от 0 до 75 градусов С

Приложение 5 Таблица значений e

 
Дата введения01.01.2021
Добавлен в базу01.09.2013
Актуализация01.01.2021

Этот документ находится в:

Организации:

20.05.1981УтвержденМинэнерго СССР
РазработанВТИ
ИзданСПО Союзтехэнерго1982 г.

Guidelines for Thermal Calculation of Surface Condensers of High-Power Turbines at Thermal and Nuclear Power Plants

Стр. 1
стр. 1
Стр. 2
стр. 2
Стр. 3
стр. 3
Стр. 4
стр. 4
Стр. 5
стр. 5
Стр. 6
стр. 6
Стр. 7
стр. 7
Стр. 8
стр. 8
Стр. 9
стр. 9
Стр. 10
стр. 10
Стр. 11
стр. 11
Стр. 12
стр. 12
Стр. 13
стр. 13
Стр. 14
стр. 14
Стр. 15
стр. 15
Стр. 16
стр. 16
Стр. 17
стр. 17
Стр. 18
стр. 18
Стр. 19
стр. 19
Стр. 20
стр. 20
Стр. 21
стр. 21
Стр. 22
стр. 22
Стр. 23
стр. 23
Стр. 24
стр. 24
Стр. 25
стр. 25
Стр. 26
стр. 26
Стр. 27
стр. 27
Стр. 28
стр. 28
Стр. 29
стр. 29
Стр. 30
стр. 30

МИНИСТЕРСТВО ЭНЕРГЕТИКИ И ЭЛЕКТРИФИКАЦИИ СССР ГЛАВНОЕ ТЕХНИЧЕСКОЕ УПРАВЛЕНИЕ ПО ЭКСПЛУАТАЦИИ ЭНЕРГОСИСТЕМ

РУКОВОДЯЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО ТЕПЛОВОМУ РАСЧЕТУ ПОВЕРХНОСТНЫХ КОНДЕНСАТОРОВ

МОЩНЫХ ТУРБИН ТЕПЛОВЫХ И АТОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

С0ЮЗТЕХЭНЕРГ0

Москва 1982

mhhkctewtw энергетики и злектркфккацни ссср ГЛАВНОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ УПРАВЛЕНИЕ ЭНЕРГЕТИКИ И ЭЛЕКТРИФИКАЦИИ

УДК 621.175.001.24(063.96)

ИЗВЕЩЕНИЕ ОБ ИЗМЕНЕНИИ » I "РУКОВОДШЩК УКАЗАНИЙ ПО ТЕПЛОВОМУ РАСЧЕТУ ПОВЕРХНОСТНЫХ КОНДЕНСАТОРОВ МОЩНЫХ ТУРБИН ТЕГШОШХ И АТОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ”

(М,; СПО Союзтехэнерго, 1982)

УТВЕРЖДЕНО Главным научно-техническим управлением энергетики н электрификации 21.03.88 г.

Заместитель начальника А.П.БЕРСЕНЕВ

Дс 01,09.88 г.:

1,    lit обложке и титульном листе после названия документа проставить его обозначение: РД 34.30.104-81.

2,    Пп 2-й странице обложки написать "Проверено в Х&8 г.". 2, fk стр.4 под грифон утверждения написать "Срок дейст-

vm установлен до ОХ.09.06 г."

(£зэ)3ак.188575(10) .ТирЛ650энз.Р.СШ СТЗ


где


- ID -



(2.3)


_ Чъ ~ Ч


(2.4)


Из (2.1), (2,2) и (2.3) следует, что



(2.5)


где п = KF/cM • £0 • 10s .


2.4. Приведенное выше определение среднего коэффициента теплопередачи /г, как видно из пд.1.4 и 1.5, не вытекает из реальных условий переноса теплоты в конденсаторах турбин, сопровождающегося переносом массы и изменением в зависимости от режимных условий роли более активной зоны поверхности охлаждения (зоны интенсивной конденсации пара), тогда как коэффициент к по уравнению (2.3) относится к разности температур пара и воды и к полной поверхности F , включающей в себя и зону охлаждения паровоздушной смеси. Такое определение к является лишь общепринятым при инженерных расчетах условным приемом, с учетом которого обрабатываются обычно результаты испытаний промышленных конденсаторов.

Замена уравнения (2.4) уравнением для средней логарифмической разности температур, включающим в себя различные начальную ( tH ) и конечную ( tCM ) температуры пара (паровоздушной смеси), не уточняет определение среднего коэффициента теплопередачи для конденсаторов турбин, так как снижение температуры охлаждаемой среды в конденсаторе определяется в основном не отводом от нее теплоты, представляющей собой главным образом теплоту фазового перехода, а снижением парциального давления пара при охлаждении паровоздушной смеси.

Нельзя также уточнить определение среднего коэффициента теплопередачи конденсатора при инженерных расчетах, пользуясь


- II -

эмпирическими соотношениями для среднего коэффициента теплоотдачи с паровой стороны поверхности охлаждения оLn , подсчитывавшегося по полученным из испытаний с помощью уравнений (2.3),

(2.4) и значений к путем вычитания из общего термического сопротивления R - i/к сушы термических сопротивлений Л ^ =    ,

где яс - термическое сопротивление стенки трубок'и    -

термическое сопротивление со стороны охлаждающей воды. Отмеченная выше условность принятого определения К приводит и к условности полученной указанным способом величины оСя , оказывающейся при этом зависящей не только от условий теплоотдачи с паровой стороны, а от всех факторов, влияющих на к , в том числе определяющие интенсивность теплоотдачи с водяной стороны и состояние поверхности охлаждения, а также от точности оценки величины R g , не измеряющейся при испытаниях конденсатора. Использование условного среднего коэффициента теплоотдачи <лп , не уточняя расчет, приводит лишь к усложнению его при ручном счете (расчет должен при этом выполняться методом итераций).

2.5* Для конденсатора турбины , как и для других поверхностных теплообменных аппаратов, требуемая для заданных условий поверхность теплообмена F тем меньше, чем больше средний коэффициент теплопередачи к . Но при решении задачи повышения /г для конденсатора турбины необходимо учитывать взаимосвязь работы конденсатора с работой воздушного насоса (группы насосов).

Наряду с уравнением (2.1) можно (см. рис. 2) определить давление отработавшего пара в конденсаторе и как

рК~ р„ + ар >    (2*6)

где р - давление на стороне всасывания воздушного п насоса, кПа;

Др - падение давления пара в трубном пучке конденсатора, кПа.

Чем меньше р и Ар , тем меньше р и больше при прочих равных условиях средний коэффициент теплопередачи к ,

При данном расходе воздуха, содержащегося в удаляемой из конденсатора паровоздушной смеси, давление на стороне всасывания

воздушного насоса р тем меньше, чем ниже температура смеси

' н

- 12


Рис. 2.Схема отсоса паровоздушной смеси из конденсатора:

P*

I - конденсатор; 2- воздушный насос; 3 - коллектор паровоздушной смеси

Тсм (или меньше содержание пара в отсасываемой насыщенной смеси). Значения tCM и падения давления Лр ,соизмеримого в конденсаторах турбин с давлениями р и р , зависят от условий теплообмена в конденсаторе, определяющих, в частности, распределение поверхности F при каждом режиме на зоны интенсивной конденсации и охлаждения паровоздушной смеси.

2.6.    Специфичная для вакуумного конденсатора тесная взаимосвязь его работы с работой воздушного насоса не позволяет при заданном давлении отработавшего пара р существенно уменьшить

с целью повышения среднего коэффициента теплопередачи поверхность охлаждения г за счет уменьшения мало активной зоны охлаждения паровоздушной смеси, на которую приходится незначительная доля передаваемой в конденсаторе теплоты, так как уменьшение этой зоны влечет за собой увеличение и р . Та же причина приводит к требованию, чтобы интенсификация теплоотдачи с паровой стороны поверхности охлаждения конденсатора не сопровождалась значительным ростом его парового сопротивления Лр , что приводит, в частности, к необходимости ограничения скоростей пара в трубном пучке,

2.7.    Сложность рабочего процесса конденсаторов затрудняет их строгий тепловой расчет и отыскание оптимальной компоновки их поверхности охлаждения.

Строгий метод теплового расчета конденсаторов, который позволил бы определить как необходимую при различных условиях поверхность охлаждения F ,так и сравнительную эффективность

- 13 -

различных компоновок поверхности охлаждения, требует правильного задания распределения поступающего в трубный пучок пара как по периметру, так и по длине последнего и достаточно точного учета изменения по пути движения пара всех основных условий тепло* и массообмена в трубном пучке, а соответственно, и локальных значений коэффициента теплопередачи и тепловых нагрузок*

Пространственная неоднородность распределения скоростей и основных параметров пара (паровоздушной смеси,) и отсутствие достаточных данных для количественной оценки совместного влияния на локальные коэффициенты тепло- и массоотдачи скорости пара (смеси), натекания конденсата и примеси некояденсирующихся газов сильно затрудняют, однако, выполнение строгого теплового расчета конденсаторов. Предложенные методы расчета, основывающиеся на схематизации и упрощении картины течения пара и лишь приближенно учитывающие изменение условий конденсации пара по пути его движения в трубном пучке, могут применяться при расчетных исследованиях и позволяют получить полезные качественные данные о влиянии различных режимных и конструктивных факторов на теплопередачу в конденсаторах, но они не могут пока широко применяться при решении текущих практических задач. Для решения последних сохраняют свое значение инженерные методы теплового расчета поверхностных конденсаторов, основывающиеся на применении условного среднего коэффициента теплопередачи И , определяемого с помощью уравнений (2.3) л (2.4)*

2.8* Зависимость среднего коэффициента теплопередачи к от конструктивных и режимных факторов устанавливается по опытным данным, полученным при испытаниях промышленных конденсаторов.

Основными факторами, влияние которых учитывается при установлении эмпирической зависимости для коэффициента теплоотдачи, являются: температура и скорость охлаждающей воды, число ходов воды и состояние (чистота) поверхности охлаждения* Вводятся также поправки на материал и толщину стенки трубок, размеры и паровую нагрузку конденсатора.

Изменение любого вз перечисленных факторов приводит к перераспределению поверхности охлаждения между зонами интенсивной конденсации и охлаждения паровоздушной смеси, что влечет за собой и изменение температуры паровоздушной смеси, поступающей в

- 14 -

воздушный насос. Поэтому влияние всех этих факторов является взаимосвязанным. Так, например, чем ниже температура охлаждающей воды и соответственно меньше доля поверхности охлаждения, приходящаяся при данной паровой нагрузке на зону интенсивной конденсации пара, тем меньше влияние изменения скорости воды на средний коэффициент теплопередачи конденсатора, отнесенный ко всей его поверхности охлаждения. Влияние скорости и температуры охлаждающей воды зависит также от состояния (чистоты) поверхности охлаждения.

Загрязнение поверхности охлаждения конденсатора, уменьшение теплопроводности материала и увеличение толщины стенок трубок приводят к увеличению термического сопротивления стенок трубок (включая отложения на них), но влияние этого на средний коэффициент теплопередачи частично компенсируется увеличением при этом зоны интенсивной конденсации пара, вследствие чего оно оказывается меньшим, чем при учете влияния только роста термического сопротивления стенки.

Средний коэффициент теплопередачи конденсатора к зависит, помимо прочего, от присосов воздуха в вакуумную систему турбоагрегата, типа и значения подачи обслуживающих конденсатор воздушных насосов. Примесь в паре воздуха независимо от того, проникает ли он в вакуумную систему турбоагрегата до конденсатора, в самом конденсаторе или за ним ( на тракте конденсатор - воздушный насос), оказывает влияние на коэффициент теплопередачи как непосредственно в результате изменения локальных коэффициентов теплопередачи с паровой стороны поверхности охлаждения, зависящих от концентрации воздуха в паре (смеси), так и косвенно в результате изменения в зависимости от расхода и температуры отсасываемого воздуха давления на стороне всасывания воздушного насоса, приводящего к изменению распределения поверхности охлаждения между зонами интенсивной конденсации пара и охлаждения паровоздушной смеси,

2.9. Эмпирические зависимости для к устанавливаются обычно по результатам промышленных испытаний конденсаторов, проводившихся при присосах воздуха, не выходящих за пределы, считающиеся допустимыми по правилам эксплуатации турбоагрегатов. Формула для к , приводимая в разд. 4, основывается на результа-

- 15 -

тах испытаний конденсаторов с поверхностью охлаждения в одном корпусе до 15000 проведенных ВТИ, ПО "Союзтехэнерго" и другими организациями, и учитывает по возможности отмеченную выше взаимозависимость влияния на к различных факторов.

Влияние на к изменения паровой нагрузки конденсатора при прочих равных условиях из-за противоположного при этом влияния изменения размеров двух зон поверхности охлаждения и изменения значений р^ и лр в пределах паровых нагрузок от 50-60 до 1005? номинальной незначительно. Поэтому влияние изменения паровой нагрузки ориентировочно учитывается в приведенной ниже формуле с помощью корректирующего множителя только для области более низких нагрузок, при которых обычно более заметным оказывается влияние на к увеличения размеров вакуумной зоны в турбине и связанного с этим увеличения присосов воздуха.

Учесть в эмпирических зависимостях для к влияние повышенных (превышающие допустимые ПТЭ значения) присосов воздуха при номинальных или близких к ним условиях работы конденсатора не представляется пока возможным из-за недостаточности имеющихся данных (можно лишь для прикидочыьос оценок принимать, что при отсасывании воздуха пароструйными эжекторами вызванное увеличением присосов воздуха повышение давления в конденсаторе др составляет 0,4-0,6, в среднем 0,5 от повышения давления на стороне всасывания эжекторов др при соответствующем увеличении расхода отсасываемого ими сухого воздуха)#

2.10. Эмпирические зависимости для среднего коэффициента теплопередачи конденсатора применяются при инженерных расчетах, задачей которых является:

-    определение при проектировании, в том числе при оптимизации параметров конденсационной установки или комплексной оптимизации низкопотенциального комплекса турбоагрегата (ЦНД турбины конденсационная установка - система водоснабжения), требуемых для различных условий размеров поверхности охлаждения и других основных конструктивных размеров конденсатора;

-    построение расчетным путем эксплуатационных характеристик конденсатора, т.е. определение температурного напора at

и давления отработавшего пара р , обеспечиваемых данным конденсатором при различных режимных условиях.

- 16 -

2.II. Расчес конденсатора для однозначно заданных условий или ограниченного числа возможных вариантов расчетных условий требует относительно небольшого объема вычислений. Объем последних очень сильно возрастает при оптимизации конструктивных размеров и номинальных параметров конденсатора! а тем более всего низкопотенциального комплекса турбоагрегата, включающего в себя выхлопную часть турбины, конденсационную установку и систему водоснабжения. Поэтому методика расчета конденсатора описывается ниже применительно кзк к ручному счету с соответствующими для этого случая числовыми примерами, так и к расчетам на ЭВМ, для которых приводятся программы на языке ФОРТРАН, допускающие их использование на ЭВМ Единой системы (ЕС ЭВМ).

3. ОПРЕДЕЛЕНИЯ

3,1. Однокорпусные и многокорпусные конденсаторы различаются числом отдельных корпусов, в которых размещена вся поверхность охлаждения.

3*2. Поперечные и аксиальные конденсаторы различаются направлением оси корпуса (корпусов) относительно оси турбины - по нормали к ней или параллельно оси турбины соответственно.

3.3.    Подвальными называются конденсаторы, устанавливаемые под ЦНД турбины. Отработавший пар поступает в них по одному или нескольким выхлопным патрубкам через нижнюю (расположенную ниже горизонтального разъема) часть ЦНД. В некоторых случаях подвальные конденсаторы аксиального типа имеют расположенные по обе стороны турбины несколько смещенные относительно ее оси параллельно расположенные корпуса, в которые пар поступает также через нижнюю половину ЦНД.

Боковыми называются конденсаторы, корпуса которых устанавливаются на одной отметке турбины или немного ниже ее и присоединяются к выхлопным патрубкам, по которым отработавший пар поступает как из нижней, так и ив верхней половин ЦНД.

3.4.    Одноходовые и многоходовые конденсаторы различаются числом ходов со стороны охлаждающей воды.

- г?

3*5* Однопоточные я д в j х поточные конденсаторы различаются числом потоков охлаждающей воды, имеющих независимые подвод и отвод и допускающих их отключение. 3 двух-поточном конденсаторе любой из двух потоков может быть отключен без останова турбины; но со снижением ее нагрузки относительно номинальной.

3.6.    Регенеративные и нерегенеративные конденсаторы различаются соответственно наличием и отсутствием проходов для части пара, поступающего из турбины, в область парового пространства под трубным пучком для догрева стекающего из трубного пучка переохлажденного конденсата до температуры насыщения отработавшего пара. Современные конденсаторы выполняются, как правило, регенеративными.

3.7.    Секционированный конденсатор отличается, тем, что он разделен с паровой стороны на секции, через которые последовательно протекает охлаждающая вода к в которых устанавливается разное давление пара, возрастающее в направлен::;: от первой секции со стороны Ехода охлаждающей воды к секц::::, находящейся ка стороне выхода воды из конденсатора. Секции могут располагаться в одном или различных корпусах конденсатора.

3.8. Поверхность охлаждения (м2) конденсатора (секции) - суммарная поверхность Есех конденсаторных трубок с наружной (пароБой) стороны между внутренними плоскостями осноеных трубных досок:

F = 3r-dM-i-N40~3 ,    (3.1)

где dH - наружный диаметр трубок, мм;

£    -    активная    длина    трубок    (между    трубными    досками),м;

N - общее число трубок в конденсаторе (секции).

Для секций обозначения F и N дополняются индексами, показывающими номер секции (например, F* Fx и N1,    ).

3.9. Паровая нагрузка (кг/с) конденсатора (полная) - суммарный расход отработавшего пара, поступающего б конденсатор из главной турбины и паровых приводов вспомогательных механизмов    в err    •

i- ГЛ



(3.2)


аСП


- 18 -

Пар, образующийся при вскипании сбрасываемых в конденсатор горячих дренажей, как правило, не учитывается при определении Вк вследствие незначительности его расхода по сравнению с 2г .

При отсутствии сбросов в главный конденсатор отработавшего пара турбоприводов Ън^]}2,

ЗЛО. Тепловая нагрузка (цЦж/с) конденсатора (полная) - суммарное количество теплоты, отдаваемой конденсирующимся паром охлаждающей воде в единицу времени:

Q = \ • d/tK ,    (з.з)

где    AhK    = hz~nK    <3-4)

* hi * 2 ' V Т1}всп}/Лк '*    (3-5)

h1 - средневзвешенная энтальпия поступающего в конденсатор пара, кДж/кг; h.K - энтальпия конденсата, кИж/кг; h. - энтальпия отработавшего пара главной турбины, КДж/кг;

hgc/t~ энтальпия отработавшего пара турбоприводов вспомогательных механизмов, кШк/кг.

При определении Q. для I -й секции в уравнении (3.4) еле .дует подставлять h*- и h ^ . Можно, однако, принимать одинаковое (среднее) значение AhK для всех секций.


При отсутствии сбросов отработавшего пара турбоприводов

Полная тепловая нагрузка ( вДж/с) может определяться также

как

= сж- Go • At,    (3.3    а)

где    ст    -    удельная    теплоемкость    воды,равная 4,19 кДж/(кг*К);

&Q - расход охлаждающей воды, кг/с.

- 19 -


ЗЛ1. Удельные    паровая    и

тепловая (Вт/м^) нагрузки конденсатора относятся к единице поверхности охлаждения и составляют соответственно

dn =    Ws/F ;    (3.6)

£ -    $ ■ Я?/Г .    (3.7)


3*12. Давление (кПа) в конденсаторе (секции) -среднее абсолютное давление отработавшего пара на расстоянии около I м над верхним краем трубного пучка. При изм.рекиях ртутными приборами определяется как

Р я Я/Ъ5ш    (3.8)

где И - абсолютное давление, мм рт.ст. (при 0°С).

3.13.    Температура конденсации t температура насыщенного водяного пара при давлении р ; связана с начальной температурой охлаждающей воды, нагревом последней и конечным температурным напором уравнением (2.1).

3.14.    Охлаждение (К) паровоздушной смеси -разность температуры конденсации и температуры отсасываемой воздушным насосом из конденсатора паровоздушной смеси tCM;


^ CM    *7f ~ ^СМ •

3.16. Кратность охлаждения расходов охлаждающей воды и отработавшего пара;


(3.9)

- отношение


/77-5/2?


К


(ЗЛО)


3.16, Н а -г р а в (К) охлаждающей вода - приращение температуры охлаждающей вода в конденсаторе (секции);

Ai = *t8 “ *,t =    '    V    =    AhK    /(сж ' т) >


УДК 621,175.001.24 (083.96)


Составлено Всесоюзным дважды ордена Трудового Красного Знамени теплотехническим научно-исследовательским институтом

им. Ф.Э.Дзержинского (ВТЙ)


Составители доктор техн.наук Л. Д. НЕМАН,

инж. Э.П.ЗЕРНОВА


Приводятся рекомендации по тепловому расчету я выполнению поверхности охлаждения, построению расчетных эксплуатационных характеристик конденсаторов турбин большой мощности ТЭС и АЭС. Рассмотрены основные особенности рабочего процесса конденсаторов.

Руководящие указания могут быть использованы при проектирования и оптимизации параметров новых конденсаторов и при построении эксплуатационных характеристик как новых, так и действующих конденсаторов с целью контроля их работы.

Настоящие руководящие указания выпускаются взамен "Инженерного метода теплового расчета поверхностных конденсаторов паровых турбин" (ОТЙ ВТИД963) с уточнениями и дополнениями, учитывающими появившиеся за последнее время новые данные и практические решения.


©


спо

Союзмхэнерго,


1982.


- 20 -


где tfg rtzg - средние массовые температуры охлаждающей воды

на входе в конденсатор (секцию) л выходе из него,

Величины, относящиеся к отдельным секциям, отмечаются соответствующими индексами*

5.17.    Коэффициент теплопередачи конденсатора (секции) - условный средний коэффициент теплопередачи, отнесенный к средней логарифмической разности температур отработавшего пара и охлаждающей воды. Определяется по опытным данным с помощью уравнений (2,3) а (2.4), при расчетах - по эмпирическим зависимостям от режимных условий [ см* уравнение (4.1)] .

3.18.    Температурный напор (конечный),

К - разность температуры конденсации и температуры охлаждающей вода на выходе из конденсатора:

fc-tK~tgg .    (3.12)

Температурный напор связан с коэффициентом теплопередачи и нагревом охлаждающей воды уравнением (2.5).

ЗЛ9. Скорость воды (м/с) - средняя скорость охлаждающей воды в конденсаторных трубках:


&а


w -


N


= 1Т£75'Ю"


JL'd


2 н


(3.13)


Ъ "    '    "в*

-    число ходов охлаждающей воды;

-    плотность воды, кг/м3;

-    внутренний диаметр трубок, мм.

3.20. Паровое сопротивление (кПа) конденсатора - падение давления пара (паровоздушной смеси) в трубном пучке конденсатора:


где


z

JL

ж


V р,- Р„


(3.14)


3.21. Гидравлическое сопротивление конденсатора - падение давления охлаждающей воды, вызванное трением и местным сопротивлением в конденсаторе (сад.разд.6).


ОГЛАВЛЕНИЕ

I* Общие положения.............*..................... 4

2. Показатели работы конденсатора......*............. 8

5, Определения.....................*.........*....... 16

4.    Коэффициент теплопередачи конденсатора ............ 21

5.    Расчет поверхности охлаждения конденсатора ........ 24

6.    Гидравлическое сопротивление конденсатора ......... 35

7. Число и подача воздушных насосов .......*.........,    37

8. Формуляр теплового расчета конденсатора ........... 42

9* Построение эксплуатационных характеристик

конденсатора ........................... *.....*    *. 46

10.    Выполнение поверхности    охлаждения    конденсатора ....    65

10.1. Выбор типа конденсатора ............... 65

10*2. Компоновка поверхности охлаждения ........... 72

10.3* Регенерация конденсата. Деаэрирующие

устройства .................... 82

Приложение I. Коэффициент теплопередачи

конденсатора .............. 86

Приложение 2. Программы расчетов на ЭШ .... 87

Приложение 3. Гидравлическое сопротивление

конденсатора ..................................... 97

Приложение 4. Давление насыщенного водяного пара при температурах от 0 до 75°С........... 98

Приложение 5.    Таблица    значений    еп .........*100

УТВЕРЖДАЮ;

Главный инженер Главтехуправления

Ю.И.ТМЮФЕЕВ

20 мая 1981 г*

I. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

I.I* Поверхностные конденсаторы паровых турбин представляют собой, как правило, кожухотрубные теплообменные аппараты с пучком горизонтальных гладких трубок, внутри которых протекает охлаждающая вода, а на наружной поверхности конденсируется отработавший пар, поступающий из турбины. Охлаждаемые водой конденсаторы с профилированными (волнистыми) трубками, находящиеся на стадии изучения к не применяющиеся для серийно выпускаемых паровых турбин, а также воздушные конденсаторы, применяющиеся для паровых турбин в исключительных единичных случаях, здесь не рассматриваются. Конденсатор и его вспомогательные устройства (воздушные, конденсатные и циркуляционные насосы) должны обеспечивать практически полную конденсацию отработавшего пара при разных режимах работы установки и достаточно низких давлениях отработавшего пара, задаваемых по условиям экономичности турбоагрегата, прием при пуске, останове и нормальных режимах работы энергоблока сбросного пара и дренажей из других устройств и требуемое качество конденсата.

1.2. Особенности условий конденсации пара в конденсаторах паровых турбин определяются в основном;

-    относительно большими скоростями парового потока на входе его в трубный пучок, обусловленными необходимостью более компактного размещения большой поверхности охлаждения;

-    наличием в поступающем паре примеси неконденсирующихся газов, содержание которых определяется главным образом присосом воздуха через неплотности в вакуумной системе турбоагрегата;

-    конденсацией пара, содержащего примесь нековденсирующихся газов, при низком давлении (вакууме), поддержание которого обес-

- 5 -

печивается вакуумными насосами, удаляющими газы (воздух) из парового пространства конденсатора,

1*3, Распределение локальных тепловых нагрузок в трубном пучке конденсатора характеризуется значительной неравномерностью, обусловливаемой условиями поступления в трубный пучок отработавшего пара из турбины, а главное, указанными в п.2.1 особенностями условий его конденсации.

Необходимость обеспечения при большой поверхности охлажде-ния малого по сравнению с давлением пара в конденсаторе падения его давления в трубном пучке требует увеличения протяженности свободного для доступа пара периметра трубного пучка и приводит к усложнению его конфигурации. А поскольку, кроме того, поле давлений и скоростей парового потока уже на выходе из еыхлопного патрубка турбины неоднородно, распределение пара, поступающего в трубный пучок, характеризуется обычно значительной неравномерностью.

По мере продвижения парового потока в глубь трубного пучка объемный расход пара из-за его конденсации уменьшается, причем относительное уменьшение объемного расхода пара, как правило, значительно больше, чем уменьшение живого сечения трубного пучка, вследствие чего скорость потока также уменьшается по пути его движения, тогда как концентрация воздуха в паре (паровоздушной смеси) при этом растет. И то, и другое приводит к уменьшению интенсивности конденсации пара и соответственно к уменьшению местных значений удельной паровой нагрузки. На это накладывается еще влияние натекания конденсата с вышележащих трубок на нижележащие.

При малой скорости парового потока, относительно небольшом расходе стекающего конденсата и ламинарном течении конденсатной пленки на трубках натекание конденсата может приводить в зоне малой еще концентрации воздуха в паре к уменьшению интенсивности теплоотдачи с паровой стороны в результате увеличения толщины и термического сопротивления пленки. Однако при быстродвижущемоя паре, а также при большом расходе натекающего конденсата термическое сопротивление пленки конденсата в результате возмущения ее течения (волнообразования, турбулизации) снижается по сравнению с термическим сопротивлением ламинарной планки и интенсивность теплоотдачи возрастает.

- 6 -

1.4* Вследствие наличия в паре примеси воздуха конденсация его сопровождается наряду с переносом теплоты, движущей силой которого является разность температур пара (паровоздушной смеси) и стенки трубок, также переносом вещества (массы), движущей силой которого является разность парциальных давлений (концентраций) пара в основной массе смеси и на поверхности раздела парогазовой и жидкой фаз. По мере уменьшения на пути движения потока пара в трубном пучке его скорости и роста концентрации воздуха в паре (паровоздушной смеси) относительная роль указанных двух процессов изменяется: влияние на интенсивность конденсации пара переноса теплоты уменьшается, а переноса массы возрастает.

При низком давлении пара в конденсаторе и высокой степени его конденсации, близкой к 100?, даже при весьма малом обычно начальном содержании воздуха в паре - концентрации его порядка 1СГ^ -    - на определенной части пути парового потока в труб-

ком пучке, примыкающей к стороне выхода воздуха с остаточным паром из трубного пучка, наблюдается быстрый рост концентрации воздуха, достигающей в удаляемой из конденсатора паровоздушной смеси 3050^. На этой части пути наблюдается также снижение температуры пара вследствие снижения его парциального давления.

1.5. В результате влияния на процесс конденсации снижения скорости пара и роста концентрации содержащегося в нем воздуха в конденсаторе образуются по пути движения пара две основные характерные зоны поверхности охлаждения, отличающиеся одна от другой условиями теплообмена с паровой стороны (рис. I):

-    зона интенсивной конденсации пара, в которой его температура сохраняется практически неизменной, а локальные значения коэффициента теплопередачи и тепловой нагрузки, наибольшие на стороне входа пара в трубный пучок, снижаются по пути движения пара из-за уменьшения коэффициента теплоотдачи с паровой стороны по мере уменьшения скорости пара и повышения концентрации воздуха;

-    зона охлаждения паровоздушной смеси, характеризующаяся относительно низкими и слабо изменяющимися локальными значениями коэффициента теплопередачи и тепловой нагрузки (при определенных условиях наблюдается некоторое их возрастание к концу этой зоны).

Вследствие отмечавшейся выше неравномерности распределения поступающего в трубный пучок конденсатора пара действительное

а - в зависимости от удельной паровой нагрузки dK и температуры охлаждающей воды tfg ; 1 - dH = 4,Г7г/£лчс)

- 7 -

Рис. I. Распределение местных тепловых нагрузок по ходу паровоздушной смеси в конденсаторе:


и tfS = П°С; 2 - dK = 7,2 гД^.о) и tfS = II°G;

3 - dK^ 9,7г/$Лс) и = 24°С; б" - в зависимости от количества проникающего в конденсатор воздуха Gg

( dK = 10г/(^-с) и tlS = I7,3°C); 4 - Gg = 12 r/c;

5 - % = 4,42 r/c; 6 - движение пара; ■£ L - текущая и полная длина пути пара в трубном пучке; а - удельная

тепловая нагрузка 7

распределение местных значений коэффициента теплопередачи и удельных тепловых нагрузок в пучке является более сложным, но указанное выше разделение поверхности охлаждения конденсатора на две характерные зоны правильно отражает существенную особенность п-оцесса конденсации в нем пара, объясняющую изменение показателей работы Кинденсатора при изменении режимных условий.

Граница между двумя зонами поверхности охлаждения не является стабильной, а перемещается в том или ином направлении при изменении режима работы и состояния конденсатора. £е положение зависит от совокупного влияния паровой нагрузки конденсатора, расхода и температуры охлаждающей воды, степени частоты поверхности охлаждения, расхода воздуха, проникающего в вакуумную систему турбоагрегата, количества включенных воздушных насосов и их совмещенной характеристики. Доля поверхности, приходящаяся на зону

- 8 -

охлаждения паровоздушной смеси, может при некотором сочетании указанных выше факторов (например, при большой паровой нагрузке и высокой температуре охлаждающей воды) приближаться к нулю, а при другом их сочетании (например, пониженной паровой нагрузке, низкой температуре охлаждающей воды, повышенном присосе воздуха)-возрастать за счет соответствующего увеличения или уменьшения доли поверхности, приходящейся на зону интенсивной конденсации пара (см*рис* I).

2. ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ КОНДЕНСАТОРА

2.1. Перемещение границы, т.е* перераспределение поверхности охлаждения между двумя ее основными зонами, существенно отражается на значениях всех внешних показателей работы конденсатора. Чем больше доля поверхности, приходящаяся на зону охлаждения паровоздушной смеси, и соответственно меньше доля зоны интенсивной конденсации пара, тем меньше, как правило, средний коэффициент теплопередачи конденсатора, отнесенный к его полной поверхности, включающей в себя обе зоны. Исключением является лишь случай снижения расхода (скорости) охлаждающей воды, когда размеры зоны интенсивной конденсации пара растут, но снижение интенсивности теплоотдачи с водяной стороны поверхности охлаждения влечет за собой уменьшение среднего коэффициента теплопередачи.

При уменьшении размеров зоны интенсивной конденсации пара уменьшается обычно и падение давления пара в трубном пучке (от входа в него отработавшего пара до выхода удаляемой паровоздушной смеси), или паровое сопротивление конденсатора. К наиболее значительному уменьшению падения давления пара в трубном лучке может приводить увеличение присосов воздуха в результате влияния при этом двух действующих в одинаковом направлении факторов-повышения давления пара в конденсаторе, приводящем к уменьшению его удельного объема и скоростей в зоне интенсивной конденсации пара, и уменьшения размеров этой зоны. В случае снижения температуры охлаждающей воды давление пара в конденсаторе становится меньшим, а его удельный объем и скорости растут, но вследствие уменьшения размеров зоны интенсивной конденсации пара падение

- 9 -


давления в трубном пучке обычно не увеличивается, а даже становится меньшим.

2.2. Поскольку из турбины в конденсатор поступает, как правило, влажный насыщенный пар (исключением являются режимы работы установки при холостом ходе или очень малых нагрузках турбины, когда отработавший пар может быть перегретым), давление пара на входе в трубный пучок конденсатора может быть определено по его температуре (°С):

tK =    +    At    +    h    ,    (2.1)

где    t    g    -    температура    поступающей    в    конденсатор    охлаждаю

щей воды, °С;

At - нагрев охлаждающей воды в конденсаторе, К;

St - конечный температурный напор (недогрев охлаждающей вода до температуры отработавшего пара),К.

Нагрев (перепад температур) охлаждающей воды определяется из теплового баланса и составляет (К):


г S~LiS


д, - ЛК


Ah


к


(2.2)


Сж'т


где


г S


температура уходящей из конденсатора охлаждаю-

о,


щей воды. С;

-    расход поступающего в конденсатор пара, кг/с;

-    разность энтальпий отработавшего пара и конденсата, кДк/кг;

-    расход охлаждающей вода, кг/с;

-    удельная теплоемкость воды, кЦж/(кг?К);

G0/Dk- кратность охлаждения.

2.3. Температурный напор (конечный) является при заданных значениях поверхности охлаждения конденсатора F {.$) и расходе охлаждающей воды G (кг/с) функцией среднего коэффициента теплопередачи конденсатора'К, Средний коэффициент теплопередачи [Вт/(м2 * К)1 относится обычно к средней логарифмической разности температур пара и охлаждающей воды, т.е.


В


дИ

к