Зорин В.М. Атомные электростанции. Вводный курс

где Gох.в и Dк — расходы охлаждающей воды и конденсирующегося пара; cр в — изобарная теплоемкость охлаждающей воды: hвх.к — эн-

тальпия пара на входе в конденсатор; h′ — энтальпия конденсата

к

(без переохлаждения).

Расходы охлаждающей воды и пара связаны между собой кратностью циркуляции m = Gох.в /Dк. Изобарная теплоемкость воды в

диапазоне температур 20…40 °С может быть принята постоянной cрв = 4,19 кДж/(кгæК). Удельная теплота конденсации пара при влаж-

ности пара на входе в конденсатор yвх.к = 0,05…0,12 (xвх.к = = 0,95…0,88) и давлении рк = 3…6 кПа изменяется от 2125 до 2320 кДж/кг, т.е. несколько более, чем на 9 %. Если принять (hвх.к –

– h′ ) = 2190 кДж/кг (что соответствует рк = 4 кПа и yвх.к = 0,1), то из

к

уравнения теплового баланса (11.3) следует приближенная зависимость подогрева охлаждающей воды от кратности циркуляции:

Температура охлаждающей воды tох1 есть результат работы охлаж-

дающего устройства и зависит, в частности, от относительного предела охлаждения (см. гл. 11). Параметры tв и δtк должны опреде-

ляться на основе технико-экономических расчетов.

С уменьшением подогрева охлаждающей воды уменьшается tк и

возрастает тепловая экономичность ПТУ, но возрастают затраты электроэнергии на циркуляционные насосы СТВС (возрастают m и Gох.в); возможно увеличение при этом стоимости конденсатора и

охлаждающего устройства.

При уменьшении минимального температурного напора также возрастает тепловая экономичность ПТУ, но возрастает теплообменная поверхность конденсатора и его стоимость. Рекомендуемые в настоящее время значения δtк = 3…6 °С (большее значение соответ-

ствует более дорогому материалу теплообменной поверхности). Зависимость давления конденсации пара от кратности охлажде-

ния приведена на рис. 12.4. Давление конденсации определено по tк, рассчитанной по (12.5) с учетом (12.4).

Взаимосвязь основных характеристик конденсатора может быть получена на основе уравнения теплопередачи:

131

где δtб = tк – tох1 = tв + δtк — наибольшее значение температурного напора: δtк = tк – tох2 — наименьшее его значение.

С учетом записанных выражений для Qк, δtср и δtб уравнение теплопередачи примет вид:

откуда после несложных преобразований следует:

Уравнения (12.5) и (12.7) удобно использовать для анализа работы конденсаторов в различных режимах.

Пример. Пусть при проектировании конденсационной установки решается следующая задача: до какого уровня снизится давление в конденсаторе при уменьшении расхода пара после турбины в 2 раза; коэффициент теплопередачи при этом уменьшится, по оценке, на 12 %. Для номинального режима было определено: подогрев охлаждающей воды tв.ном = 10 °С, минимальный температур-

ный напор δtк.ном = 4 °С. Расчеты проводили при температуре охлаждающей воды tох1 = 20 °С.

132

По уравнению (12.5) и параметрам номинального режима определим: tк.ном = = 34 °С, рк.ном = 5,32 кПа.

Можно принять, что при уменьшении расхода пара тепловая мощность конденсатора уменьшится также в 2 раза, и при сохранении расхода охлаждающей воды в 2 раза уменьшится ее подогрев в конденсаторе (12.3), т.е. tв = tв.ном /2 = 5 °С.

Показатель степени в (12.7) обозначим С = F æk/(Gох.вæcрв). Его значение в номинальном режиме Сном = ln( tв.ном /δtк.ном + 1) = 1,25. В рассчитываемом

k

режиме значение показателя степени изменится: С = Cном ---------- = 0,88Сном = 1,1. kном

По уравнению (12.7) рассчитаем новое значение минимального температурного

муле (12.5) рассчитаем: tк = 27,5 °С и по таблицам свойств воды и водяного пара найдем рк = 3,67 кПа.

Таким образом, давление в конденсаторе снизится более, чем на 1,6 кПа.

12.3. Особенности процесса теплообмена в конденсаторе

Процесс передачи теплоты в конденсаторах паровых турбин протекает в условиях, которые могут быть охарактеризованы следующим образом:

1)из теплообменного оборудования ПТУ тепловая мощность конденсаторов — наибольшая. Как следствие, они обладают значительной теплообменной поверхностью, вдоль которой движется конденсирующийся пар;

2)охлаждающей средой является практически необработанная природная вода со значительным содержанием примесей: солесодер-

жание пресной воды до 1 г/дм3, солоноватой — 1…10 г/дм3, соленой —

более 10 г/дм3. Как правило, скорость охлаждающей воды в трубках ограничивается: wох.в = 1,5…2,8 м/с. Меньшие скорости интенсифи-

цируют образование отложений, что ухудшает теплопередачу, а большие — процессы коррозии и эрозии.

Конденсатор является основным источником поступления естественных примесей в рабочее тело ПТУ. Большое число конденсаторных трубок делает неизбежным присосы охлаждающей воды Gприс

через неплотности соединений трубок с трубными досками. Вода поступает и через микротрещины, возникающие в результате коррозии тысяч трубок, образующих теплообменную поверхность. Величина присоса определяется отношением:

133

и, как правило, составляет q = (0,04…2)æ10–4 или q = (0,0004…0,02) %, причем наибольшее значение принимается как предельное (аварийное).

Глубокая очистка охлаждающей воды экономически нецелесообразна. Вода, забираемая из природного водоема, как правило, проходит только механические (сетчатые) фильтры, устанавливаемые перед насосами. На внутренних поверхностях конденсаторных трубок образуются отложения (наносные, низкотемпературные карбонатные накипеобразования), которые могут заметно снизить коэффициент теплопередачи и ухудшить вакуум. Для периодической очистки трубок применяют различные в основном механические методы. Наиболее перспективным для широкого применения в настоящее время считается метод очистки с помощью резиновых шариков (рис. 12.5);

3) длительное время в качестве материала трубок использовались латуни, как обладающие хорошей теплопроводностью. Концентрация меди в рабочем теле паротурбинной установки, в значительной мере, есть следствие ее поступления с поверхности конденсаторных трубок в результате коррозионных процессов. Медные отложения, прочно сцепленные с металлом («медные накипи»), образуются на поверхностях нагрева, несущих большую тепловую нагрузку. Кроме того, присутствие меди в рабочем теле интенсифицирует коррозионные процессы в оборудовании, выполненном из сталей. Для трубок конденсаторов АЭС до последнего времени основным материалом был сплав меди с никелем и железом МНЖ-5-1, более стойкий по сравнению с латунями, но и он не решал проблемы поступления меди в рабочее тело и присосов охлаждающей воды.

На ряде станций за рубежом уже в 70-е годы начали применять трубки из нержавеющих сталей и титановых сплавов, полагая, что в этом случае конденсаторы будут бесприсосными. Кроме этих материа-

Рис. 12.5. Схема очистки трубок конденсатора резиновыми шариками:

К — конденсатор; КН — конденсатный насос; ЦН — циркуляционный насос системы технического водоснабжения; НЭ — насос эжектора; Э — эжектор; С — уловитель шариков с сеткой (сепаратор)

134

лов перспективной является мартенситно-ферритная сталь 08Х14МФ, более дешевая в связи с отсутствием в ней никеля;

4) вакуум в конденсаторе делает неизбежным присосы воздуха, главным образом, в месте соединения его горловины с выхлопным патрубком турбины. Кроме того, в паре после турбины могут содержаться неконденсирующиеся газы. Деаэрация образовавшегося конденсата нередко организуется в конденсатосборнике с дополнительным выходом неконденсирующихся газов в паровое пространство. Присутствие воздуха и других неконденсирующихся газов существенно снижает теплоотдачу. У поверхности трубок пар конденсируется, а газ скапливается. Парциальное давление пара у стенки падает, снижается температурный напор конденсации. К тому же газ создает препятствие поступлению пара к поверхности. Установлено, что содержание 1 % воздуха в неподвижном водяном паре снижает коэффициент теплоотдачи вдвое. С ростом скорости пара влияние содержания воздуха ослабевает, но возрастают гидравлические потери.

На основе данных эксплуатации присосы воздуха нормируются в

пределах 30…60 кг/ч (8æ10–3…17æ10–3 кг/с) в зависимости от мощности турбины. Полное давление в конденсаторе есть сумма парциальных давлений пара, воздуха и неконденсирующихся газов. Накопление воздуха и газов привело бы к существенному ухудшению вакуума и снижению мощности турбогенератора. Очевидна необходимость удаления (отсоса) воздуха и газов из парового пространства конденсатора.

Изменение давления в конденсаторе по ходу конденсирующегося пара показано на рис. 12.6. Видно, что наименьшее парциальное давление пара устанавливается в точке отсоса, из которой удаляется парогазовая смесь (удаление одних только газов невозможно). Наименьшее парциальное давление пара равно термодинамическому

равновесному, равному давлению насыщения при температуре охлаждающей воды в этой точке. Конденсации пара в этом случае уже нет. Расчет расхода удаляемого из конденсатора вместе с газами пара может быть выполнен следующим образом.

Постоянство во времени давления в конденсаторе, в любой его точке, означает, что количество удаляемых газов равно их поступлению. Тогда расчет парциальных давлений возможен через расходные массовые доли компонентов смеси:

где Gi — расход i-го компонента смеси: Gсм = ΣGi — суммарный расход смеси.

Мольные доли смеси вычисляются по формуле

где Мi — масса одного моля i-го компонента. Видно, что Σri = 1.

Парциальное давление любого компонента определяется по полному давлению смеси, в данном случае — в точке отсоса ротс:

Если температура охлаждающей воды в точке отсоса известна, то, как уже было сказано, известно и парциальное давление пара рп, и

где ргi — парциальное давление одного из неконденсирующихся газов или воздуха.

Заметим, что в точке отсоса движение парогазовой смеси должно заканчиваться, и тогда давление ротс будет наименьшим в конденса-

торе. Если это не так, то часть газа вместе с паром будет проходить мимо точки отсоса, накапливаться и повышать общее давление в конденсаторе до тех пор пока расход отсасываемых газов не будет равен их поступлению.

Из формул (12.10)—(12.12) следует, что расход отсасываемого с газами пара

где Мп = 18; Gгi — расход i-го компонента газовой смеси. Видно, что

расход пара пропорционален суммарному расходу неконденсирующихся газов.

136

Если расходы других газов кроме воздуха (Мвозд = 29) пренебрежимо малы, то уравнение (12.13) перепишется в виде

Давление в точке отсоса может быть определено по гидравлическому сопротивлению парового пространства рп:

ротс = рк – рп,

здесь рк — полное давление на входе в теплообменную поверхность

конденсатора.

Зависимость расхода отсасываемого пара от температуры охлаждающей воды в точке отсоса показана на рис. 12.7. Она построена на основе расчета по уравнению (12.14) при следующих исходных данных: tох1 = 22 °С, tв = 10 °С, рк = 5,5 кПа, Gвозд = 1,5æ10–2 кг/с. Видно, что точку отсоса целесообразно располагать при возможно более низкой температуре. Увеличение отсоса пара требует увеличения производительности отсасывающих устройств.

12.4. Конструктивные схемы конденсаторов и схемы включения

Основные требования к конструктивной схеме конденсатора определяются сформулированными ранее особенностями протекающих в нем процессов. Они сводятся к тому, чтобы обеспечить:

•минимально возможное гидравлическое сопротивление парового пространства: чем больше сопротивление, тем больше давление за последней ступенью турбину с потерей тепловой экономичности;

•отсутствие переохлаждения конденсата относительно температуры насыщения: переохлаждение — это ненужный отвод теплоты в окружающую среду, который потребуется компенсировать работой верхнего источника;

•надежный отвод паровоздушной (парогазовой) смеси с меньшим, желательно, расходом пара.

137

Применяются два типа конденсатора: с боковым и центральным отсосами паровоздушной смеси при нисходящем потоке пара. Трубный пучок выполняется в виде многократно изогнутой ленты (рис. 12.8) со сравнительно малой глубиной в направлении хода пара и небольшим числом рядов труб в ленте (12…16). Увеличение периметра пучка со стороны входа пара, разрядка труб в первых рядах способствуют достижению приемлемых скоростей пара на входе в пучок и снижению его гидравлического сопротивления. Глубокие проходы для пара с внешней стороны пучка, центральный и боковые, обеспечивают поступление пара к стекающему с трубок конденсату, его подогрев и деаэрацию, в том числе и в нижней части пучка.

Специальные конструктивные мероприятия предусматриваются для отвода конденсата из трубного пучка на промежуточных уровнях по его высоте для предотвращения его переохлаждения и уменьшения гидравлического сопротивления.

Для снижения гидравлического сопротивления создаются также внутренние проходы для паровоздушной смеси к месту отсоса, по возможности, прямые и короткие. Зона воздухоохладителя выделяется таким образом, чтобы расход отсасываемой паровоздушной смеси был минимален.

Названные конструктивные мероприятия по оформлению трубных пучков, значительные площади теплообменной поверхности обусловливают большие габариты конденсаторов современных ПТУ.

Кроме трубного пучка основными конструктивными элементами конденсатора являются: корпус, водяные камеры, отделенные от парового пространства трубными досками, конденсатосборник. Предусматриваются также дополнительные элементы, улучшающие работу аппарата: паровые щиты для организации потоков пара, деаэрационное устройство в конденсатосборнике и др.

Размеры конденсатора для современных турбин большой мощности делают вынужденной его транспортировку в разобранном виде и сборку на месте установки, под фундаментом турбины. Корпус такого конденсатора имеет форму параллелепипеда со стенками из листовой стали с внутренним оребрением.

По охлаждающей воде конденсаторы выполняют одноили двухходовыми. Одноходовые конденсаторы применяют при прямоточном водоснабжении и оборотном с водохранилищами-охладителями или брызгальными бассейнами. В этом случае выбирают повышенную кратность охлаждения — 75…100, что способствует уменьшению tв и давления в конденсаторе. При оборотной системе с гра-

дирней кратность охлаждения меньше — 40…60, так как уменьшение зоны охлаждения снижает эффективность отвода теплоты в градирне. Здесь, как правило, применяют двухходовые конденсаторы.

138

Трубки конденсаторов прямые, их концы ввальцованы в трубные доски. Для уменьшения протечек (присосов) охлаждающей воды применяют уплотняющие обмазки, которые наносят на трубную доску при монтаже конденсатора и восстанавливают во время ремонта при эксплуатации.

Характеристики конденсаторов даны в табл. 12.1. Пример конструктивного оформления приведен на рис. 12.9.

Для быстроходных турбин (50 Гц) конденсаторы, несмотря на их крупные габариты, удается разместить под фундаментом турбины (подвальное размещение конденсаторов). В случае тихоходных влажно-паровых турбин, у которых расход пара на один выхлоп существенно больше, возникают трудности с размещением конденсаторов. В качестве варианта решения проблемы предложено располагать конденсаторы по бокам цилиндров низкого давления («боковые конденсаторы»).

Если для конденсации пара после турбины устанавливается несколько конденсаторов, то для получения дополнительного эффекта нередко применяют их последовательное соединение по охлаждающей воде.

Движение воды в одноходовом и в двухходовом конденсаторе и в двух конденсаторах, включенных последовательно, показано на рис. 12.10.

Первый по ходу охлаждающей воды конденсатор, представленный на рис. 12.10, в, можно рассматривать как одноходовой с той же тепловой мощностью и с теми же конструктивными характеристиками, что и двухходовой — на рис. 12.10, б. Если вспомнить, что скорость охлаждающей воды в трубках ограничена, то при одинаковых кратностях охлаждения число трубок одноходового конденсатора должно быть в два раза меньше, чем двухходового, а его длина в два раза больше. Имея в виду, что габариты конденсатора должны удовлетворять требованиям удобства его расположения (компоновки) под турбиной, становится понятно, почему в случае большего значения кратности охлаждения применяют одноходовое движение охлаждающей воды.

Если в паротурбинной установке с двумя двухходовыми конденсаторами (рис. 12.10, б) сначала было применено параллельное их включение, а затем последовательное (см. рис. 12.10, в), то условия конденсации пара, очевидно, изменятся.

Расход пара в конденсатор в основном определяется разностью давлений на входе в ЦНД турбины и в конденсаторе. Изменение давления в конденсаторе в рассматриваемом примере практически не скажется на расходе пара: давление перед ЦНД — не менее 0,3 МПа, в конденсаторе — не более 0,01 МПа, изменение давления, как можно

140