паровые и газовые турбины для электростанций

понимают разность температуры насыщенного пара

Переохлаждение конденсата зависит от конструкции конденсатора, его нагрузки, температуры охлаждающей воды, состояния воздушной, циркуляционной и конденсатной систем, обслуживающих конденсатор. Переохлаждение конденсата приводит к потере теплоты, затрачиваемой на нагрев конденсата (используемого для питания котлов), а главное

— сопровождается возрастанием количества растворенного в конденсате кислорода, вызывающего коррозию трубной системы регенеративного подогрева питательной воды котла. Насыщение конденсата коррозионно-активными газами объясняется тем, что при охлаждении конденсата ниже температуры насыщения происходит интенсивное растворение газов из парогазовой смеси. Процесс абсорбции газа

вжидкую фазу начинается непосредственно при конденсации пара на конденсатной пленке, покрывающей трубки. Падающие с трубок капли и струйки конденсата подвергаются тепловому и механическому воздействию пара, двигающегося в межтрубном пространстве, вследствие чего происходит деаэрация жидкости. Таким образом, двигаясь

внаправлении конденсатосборника, капля конденсата, попадая то на трубку, то в паровой поток, попеременно насыщается и освобождается от газов. Для возможно полного выделения и отвода газов с поверхности жидкости проводят разбрызгивание конденсата при сливе его в конденсатосборник, слив конденсата в виде отдельных струй и другие мероприятия.

Эффективным средством борьбы с явлением переохлаждения конденсата является установка воздухоохладителей. Рассмотрим процесс конденсации пара в конденсаторе с раздельным удалением конденсата и воздуха (рис. 8.4). Предположим, что при установившемся режиме в конденсатор поступают насыщенный пар (G ) и воздух (G ) при давле-

кв

нии p , а из воздухоохладителя при давлении p″ =

пв

жание воздуха при входе в конденсатор ε = G /G ,

в к

а в удаляемой паровоздушной смеси ε″ = G / G ″ .

в к

Над поверхностью конденсата в конденсатосбор-

нике устанавливается давление p′ , а относительное

к

содержание воздуха в паровоздушной смеси состав-

Рис. 8.4. Схема конденсатора с раздельным удалением кон-

денсата и воздуха:

1 — трубный пучок; 2 — воздухоохладитель; 3 — отсос паровоз-

душной смеси; 4 — паронаправляющий щит; 5 — конденсато-

сборник

ляет ε′. При наличии парового сопротивления движение паровоздушной смеси происходит вследствие разности давлений ее по ходу движения в конденса-

торе (p″ < p′ < p ). Так как конденсация пара закан-

кк к

чивается в воздухоохладителе, то относительное содержание воздуха в паровоздушной смеси при входе и выходе из конденсатора и воздухоохладителя различно (ε < ε′ < ε ″). Таким образом, над

поверхностью конденсата в конденсатосборнике

общее давление паровоздушной смеси выше, а относительное содержание воздуха меньше, чем в паровоздушной смеси, удаляемой из конденсатора. Из формулы (8.4) видно, что парциальное давление

пара p′ , а следовательно, и соответствующая темпе-

п

ратура пара t ′ в смеси над уровнем конденсата в

п

конденсатосборнике будут также выше, чем в паровоздушной смеси, удаляемой из конденсата.

Температура конденсата t , находящегося в кон-

к

денсатосборнике, может быть равна температуре

пара t ′ , а переохлаждение конденсата может дости-

п

гать 3—5 °С. Для конденсаторов, в которых к конденсатосборнику имеется свободный доступ пара

(регенеративные конденсаторы), t = 0…. 1 °С,

к

для других конденсаторов t = 3 … 5 °С.

к

Из выражений (8.2) следует, что чем ниже температура и больше парциальное давление воздуха в удаляемой из конденсатора паровоздушной смеси, тем меньше ее объем и количество пара, удаляемого вместе с воздухом, а следовательно, ниже затраты

энергии воздухоотсасывающего устройства. В связи с этим температуру паровоздушной смеси перед удалением ее из конденсатора стремятся по возможности снизить в воздухоохладителе при минимальном переохлаждении конденсата.

Для уверенной деаэрации, особенно при малых

расходах пара, многие конденсаторы снабжаются

деаэрационными конденсатосборниками. На рис. 8.5 показано деаэрационное устройство струйно-барботажного типа, в котором термическая деаэрация конденсата осуществляется путем нагрева его отдельных струй и движения пузырьков пара в слое воды (барботаж).

Образовавшийся в конденсаторе конденсат подается на выпуклую часть барботажного листа, к отверстиям которого поступает пар, выделившийся из перегретого конденсата (например, конденсата греющего пара регенеративных подогревателей). Пар, проходя через слой движущегося конденсата, нагревает его, а сам конденсат через отверстия в вогнутой части барботажного листа стекает на следующий барботажный лист, куда подается нагретый вскипающий конденсат из линии рециркуляции. Таким образом, нагретый до температуры насыщения в двух ступенях конденсат скапливается на дне конденсатосборника и отводится в систему регенерации. Выделившиеся газы через перфорированный лист отводятся в паровое пространство конденсатора и отсасываются эжектором.

8.3. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС КОНДЕНСАТОРА

Потери теплоты корпусом конденсатора в результате излучения в окружающую среду вследствие низких температур ничтожны. Поэтому можно считать, что практически вся теплота, освобождающаяся при конденсации пара, передается охлаждающей воде. Тогда баланс теплоты поверхностного

где h — энтальпия пара, поступающего в конден-

к

сатор, кДж/кг; h′ = c t — энтальпия конденсата,

кв к

кДж/кг; c = 4,19 кДж/(кгæК) — теплоемкость

в

воды; W — расход охлаждающей воды, кг/с; t , t

— температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор и выходе из него, °С (рис. 8.6).

Значения G , h определяют при расчете тур-

кк

где t — температура насыщения пара, соответст-

п

вующая его давлению при входе в конденсатор. Разность t = t – t называют нагревом

в2в 1в

охлаждающей воды в конденсаторе. Для одноходовых конденсаторов t = 6 … 7 °C; двухходовых

Рис. 8.6. Нагрев охлаждающей воды в трубке конденсатора

При проектировании температура охлаждающей

воды на входе в конденсатор t принимается рав-

1в

ной 10; 12; 15; 20 и 25 °С в зависимости от географического местонахождения и системы водоснабжения электростанции.

В зависимости от температуры охлаждающей воды принимают расчетное абсолютное давление

собой в основном теплоту парообразования и мало изменяется для различных типов турбин (в среднем равна 2200 кДж/кг). Тогда из (8.7) следует, что

давление в конденсаторе. Однако при увеличении кратности охлаждения возрастает расход охлаждающей воды и увеличиваются затраты электроэнергии на привод циркуляционных насосов. Оптимальная кратность охлаждения находится в следующих пределах: для одноходовых конденсаторов m = = 80 … 120, двухходовых m = 60 … 70, трех- и четырехходовых m = 40 … 50.

8.4. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ КОНДЕНСАТОРА

Задачей теплового расчета конденсатора является определение площади поверхности теплопередачи, необходимой для достижения заданного давления на выходе из турбины.

При инженерных расчетах требуемая площадь

поверхности охлаждения конденсатора F опреде-

к

ляется из уравнения теплообмена между паром и охлаждающей водой:

кк

где k — средний коэффициент теплопередачи в

2

конденсаторе, Вт/(м æК); t — средняя разность

между температурами пара и воды, °С: t

п2в

выходе из конденсатора, °С; t — температура пара,

п

поступающего в конденсатор, °С (см. рис. 8.6). Значение δt определяется отношением

Большие значения δt относятся к одноходовым конденсаторам.

Точность теплового расчета конденсатора опре-

деляется достоверностью оценки коэффициента

теплопередачи k , зависящего от многих факторов,

характеризующих условия работы конденсатора,

основными из которых являются: паровая нагрузка конденсатора, скорость движения воды в трубах, температура охлаждающей воды, диаметр трубок, число ходов конденсатора, состояние плотности

вакуумной системы, состояние охлаждающей поверхности и др.

Наиболее распространенной в настоящее время зависимостью для определения среднего коэффициента теплопередачи в конденсаторе является формула Л. Д. Бермана, составленная на основании испытаний промышленных конденсаторов и учитывающая взаимосвязь и влияние на коэффициент теп-

где а — коэффициент чистоты, учитывающий

= l,5 … 2,5 м/с); d — внутренний диаметр тру-

2

бок, мм; t — температура охлаждающей воды

1в

при входе в конденсатор, °С; Φz — коэффициент,

учитывающий влияние числа ходов воды z в кон-

223

нагрузки конденсатора d = G / F ; Φd = 1 при паро-

кк к

кк

Из соотношений (8.8)—(8.10) определяют значе-

ния k , t , F .

к

Заканчивается тепловой расчет определением

основных геометрических характеристик конденсатора (длины и числа конденсаторных трубок, диаметра трубной доски) и его парового и гидравлического сопротивления.

у1 тр

дующие обозначения: d и d — наружный и внут-

12

ренний диаметры конденсаторных трубок, м (наиболее часто применяют трубки со следующими диаметрами d /d , мм: 16/14, 19/17, 24/22, 25/23,

12

3

28/26, 30/28); W — расход охлаждающей воды, м /с;

w — скорость охлаждающей воды в трубках, м/с

в

(принимается в пределах 1,5—2,5 м/с); z — число ходов охлаждающей воды (зависит от конструктивных и экономических факторов, условий водоснабжения, мощности установки, кратности охлажде-

трубной доски, принимаемый для конденсаторов современных турбин равным 0,22—0,32.

Гидравлическое сопротивление конденсатора

H , Па (разность давлений охлаждающей воды на

к

входе в конденсатор и выходе из него) состоит из

где λ — коэффициент трения при движении воды в трубках (λ = 0,025 … 0,037); ξ — коэффициент,

учитывающий способ крепления конденсаторных

трубок в трубной доске (ξ = 1,0 … 1,5); ρ — плот-

в

3

ность охлаждающей воды, кг/м ; w — скорость

в.п

воды во входных и выходных патрубках, примерно

равная (0,15 … 0,3)w , м/с.

в

Гидравлическое сопротивление конденсаторов турбин высокого давления составляет 25—40 кПа, а турбин мощностью 300 МВт и выше — 35—40 кПа.

Паровое сопротивление конденсатора p из-за

к

сложного характера течения пара в межтрубном пространстве, сопровождающегося процессами конденсации, определить аналитически сложно. Оно может быть оценено лишь приблизительно на основании экспериментальных данных, получаемых на однотипных конденсаторах. Паровое сопротивление зависит от конструкции трубного пучка, скорости пара в межтрубном пространстве, гидродинамики потока и других факторов. В конденсаторах совре-

менных мощных турбин (N = 160 … 1200 МВт)

э

паровое сопротивление составляет 270—410 Па.

8.5. КОНСТРУКЦИИ КОНДЕНСАТОРОВ

Выполнить конденсатор в виде одного аппарата для турбин даже умеренной мощности не удается. Мощные турбины оснащают конденсаторной группой, состоящей из отдельных корпусов, которые, в свою очередь, могут состоять из отдельных конденсаторов. Конденсатор — это теплообменник с отдельной выделенной трубной системой и паровым пространством, со своими водяными камерами охлаждающей воды и воздухоудаляющими устройствами. Отдельные конденсаторы могут собираться в корпуса, а корпуса — в конденсаторные группы по-разному. На этой основе можно провести их классификацию. Схематически установка конденсаторных групп по отношению к ЦНД турбины показана на рис. 8.7. В табл. 8.1 приведены типы конденсаторных групп, используемых для различных турбин.

По расположению конденсаторной группы по отношению к турбине их делят на подвальные и бес-

подвальные. Подвальные конденсаторные группы устанавливают в помещении под машинным залом между колоннами фундамента, на которых покоится верхняя фундаментная плита с установленной на ней турбиной. Бесподвальная конденсаторная группа размещается на той же отметке машинного зала, что и турбина.

В свою очередь, бесподвальные конденсаторы могут иметь боковую и осевую компоновки по отношению к турбине. В России нет мощных турбин с осевой компоновкой конденсатора. Боковую бесподвальную компоновку имеют две турбины К-500-5,9/1500 ХТЗ Нововоронежской АЭС и две турбины К-1000-5,9/1500-1 Калининской АЭС. Все

остальные используемые компоновки конденсато-

ров являются подвальными и показаны на рис. 8.7,

а—ж, и, к.

По расположению конденсаторов по отношению к оси турбины их делят на поперечные и продоль-

ные. При поперечной компоновке оси трубок кон-

денсаторов направлены поперек оси турбины (рис. 8.7, а—ж), а при продольной — параллельно ей (рис. 8.7, з—л).

Продольные конденсаторы могут выполняться односекционными (рис. 8.7, з), двухсекционными (рис. 8.7, и, к) и трехсекционными (рис. 8.7, л).

Из-за различной начальной температуры охлаж-

дающей воды, поступающей в отдельные секции,

давление в них будет различным. Такие конденсаторы называются секционированными.

По числу потоков охлаждающей воды в отдельном конденсаторе их различают как однопоточные и двухпоточные. Выбор числа потоков осуществля-

ется в соответствии с требованием возможности

чистки конденсатора со стороны охлаждающей

воды на ходу без подачи охлаждающей воды в очи-

щаемую часть. Поэтому конденсаторы, показанные

на рис. 8.7, а—ж, выполняют двухпоточными, а изображенные на рис. 8.7, з—л, — однопоточными.

По числу ходов охлаждающей воды различают одно- (рис. 8.7, з—л), двух- (рис. 8.7, а— ж) и четы-

рехходовые конденсаторы (последние применяются только для турбин малой мощности).

Одной из самых ответственных деталей конденсатора являются конденсаторные трубки, а

одним из основных требований, предъявляемых к ним, является стойкость к коррозии, и поэтому их изготавливают из сплавов цветных металлов на основе меди, хромоникелевой нержавеющей стали, титановых сплавов.

Совокупность конденсаторных трубок, на кото-

рых осуществляется конденсация пара, называется трубным пучком. К компоновке трубного пучка

предъявляют следующие требования: максимально возможное увеличение площади «живого» сечения для прохода пара; создание постоянной скорости протекания пара; организация наиболее короткого и прямого пути паровоздушной смеси к месту отсоса; улавливание и отвод конденсата на промежуточных уровнях по высоте пучка; создание «зеркала» конденсата на дне конденсатора; свободный доступ

трубок вибрации и предупреждения их провисания

устанавливают промежуточные трубные доски

(перегородки). Трубные доски и перегородки крепят к корпусу конденсатора с помощью сварки.

Рассмотрим конструкцию конденсатора поверх-

ностного типа на примере изображенного на

рис. 8.10. Корпус конденсатора выполнен сварным из стальных листов. Снаружи и изнутри он имеет ребра жесткости. К корпусу приварены горловина, трубные доски и водяные камеры.

Корпус установлен на пружинных опорах и прикреплен к выходному патрубку турбины с помощью фланца горловины. Пружинные опоры разгружают турбину от усилий, вызванных весом конденсатора, а также обеспечивают свободное тепловое расширение выходного патрубка и конденсатора в верти-

кальном направлении.

Основной трубный пучок конденсатора имеет ленточную компоновку. Трубный пучок воздухоохладителя выполнен в виде коаксиальных цилиндров. Отсос паровоздушной смеси осуществляют через заднюю водяную камеру. Организация потоков паровоздушной смеси к воздухоохладителю выполнена с помощью паровых щитов, которые наряду со сливными трубками служат для промежуточного

сбора конденсата и его отвода.

Охлаждающая вода в конденсатор подается двумя раздельными потоками (на рис. 8.10 показан один поток), что позволяет проводить чистку трубок отдельных потоков без остановок турбины. Конденсатор имеет сбросное устройство, обеспечивающее прием пара при пуске и резких сбросах нагрузки. В горловине конденсатора имеется полость, соединенная с отбором пара, используемым для подогрева

К-800-23,5 ЛМЗ, а на рис. 8.9 — его трубный пучок.

Конденсатор состоит из двух секций 2 и 6. Охлаждающая вода через два патрубка 10 входит в переднюю водяную камеру 1, из нее — в трубки первой секции 2 и затем в промежуточную камеру 4. Из последней вода поступает во вторую секцию 6, затем в заднюю водяную камеру 7 и через два выходных патрубка 8 удаляется в систему охлаждения циркуляционной воды. Таким образом, каждый из конденсаторов является одноходовым, однопоточным.

Конденсаторы установлены на пружинных опорах 9 таким образом, что угол наклона охлаждающих трубок к горизонту составляет 3°15′. Это интенсифицирует теплопередачу от конденсирующегося пара к охлаждающей воде и способствует созданию более низкого давления в конденсаторах. Промежуточная водяная камера имеет волнообразные ком-

пенсаторы для облегчения взаимных тепловых расширений отдельных секций.

Пар из каждого ЦНД (а в турбине К-800-23,5 их три) поступает через два патрубка 3 в переходной патрубок 5, а из него — на трубный пучок конденсатора. Он состоит из 19 625 трубок диаметром 28 мм с толщиной стенки 1 мм. Длина трубок в каждой секции 11 530 мм. Общая площадь поверхности кон-

2

денсатора составляет 41 200 м .

В каждом из конденсаторов для дополнительного опирания трубок установлено по десять промежуточных перегородок с отверстиями (поз. 3 на рис. 8.9, а) для выравнивания давления пара. Паро-

вые пространства обеих секций конденсатора

в верхней и нижней частях связаны патрубками, поэтому давления в них одинаковы. Аналогичным образом связаны их конденсатосборники.

Для турбины К-800-23,5-5 конденсатор выполнен аналогичным образом, но с секционированием. На рис. 8.12, а показана схема трехсекционного конденсатора, а на рис. 8.12, б — нагрев охлаждающей воды в секциях и соответствующие температуры

конденсации t .

к

Паровое пространство одноходового конденсатора разделено на три секции, между которыми установлены уплотненные перегородки. Охлаждающая вода, поступающая в первую секцию, посте-

пенно нагревается (рис. 8.12, б) от температуры t

1в

до температуры t ′ , а поступающая во вторую сек-

2в

Поэтому в первой секции температура охлаждающей воды оказывается самой низкой, а в третьей — самой высокой. Вследствие этого как температура насыщения, так и давление в каждой секции будут различными; в первой секции (по ходу охлаждающей воды) они будут минимальными, а в третьей — максимальными.

Если бы конденсатор состоял только из одной секции, то температура охлаждающей воды изменялась бы так, как показано на рис. 8.12, б штриховой линией. Поэтому при секционировании конденсатора условия передачи теплоты конденсации охлаждающей воде в первых двух секциях оказываются лучше, чем в односекционном конденсаторе, так как в этих секциях температура охлаждающей воды в среднем меньше, чем при односекционной конструкции. Наоборот, третья секция попадает в худшие условия: если бы конденсатор был односекционным, то передача теплоты охлаждающей воде происходила бы в среднем при более низкой температуре, чем в третьей секции трехсекционного конденсатора.

Таким образом, ЦНД, из которых пар выходит в первые две секции, вырабатывают бóльшую мощность, а ЦНД, из которого пар поступает в третью