2003-3
4435
О.О.МИЛЬМАН
В.А.Федоров
ВОЗДУШНО-
КОНДЕНСАЦИОННЫЕ
УСТАНОВКИ
Москва
Sf/// Издательство МЭИ 2002
УДК 621.175
ББК 31.294-5
М 607
Мильмаи О.О., Федоров В.А.
Воздушно-конденсационные установки. — М.: Издательство МЭИ, 2002.—208 с., ил. ISBN 5-7046-0810-8.
В монографии изложены основы расчета и проектирования воздушно-конденсационных установок для паровых турбин и технологических процессов.
Представленный материал основан на опубликованных ранее статьях н монографиях, а также на результатах исследований авторов и возглавляемых ими научных коллективов В книгу включены описания значительного числа изобретений в области воздушно-конденсационных установок.
Книга предназначена для инженеров, запятых расчетом, проектированием и эксплуатацией ВКУ, она может быть полезна студентам старших курсов энергетических специальное гей
Ил. 178, Библиогр. 55 назв.
УДК 621.175
ББК 31.294-5
Научное издание
МИЛЬМАН Олег Ошерепич, ФЕДОРОВ Владимир Алексеевич ВОЗДУШНО-КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ Редактор В.Я. Сидоров Художественный редактор А.Ю. Землеруб Технический редактор З.Н. Ратникова Корректор В В Сомова
Набор и верстка выполнены на компьютерах Издательства МЭИ Оператор О.А Беспалова ЛР№ 020528 от 05.06.97
Подписано в печать с оригинала-макета 15 10.02	Формат 60x90 1/16.
Бума]а офсетная.	Гарнитура Таймс.	Печать офсетная
Уел. печ л 13,0	Уел-кр отт. 13,5	Уч-изд л 12,3
ТнражЗООэкз.	Заказ-"И	С-017
Издательство МЭИ, 111250, Москва, Красноказарменная ул.. 14
Полиграфический центр МЭИ, 111250, Москва, Красноказарменная ул , 13
ISBN 5-7046-0810-8
© Мильман О.О., Федоров В.Л., 2002
ВВЕДЕНИЕ
Интерес к конденсационным установкам с воздушным охлаждением (ВКУ) в настоящее время резко возрос в связи с дефицитом охлаждающей воды и ужесточением экологических требований. Необходимо также иметь в виду положительный опыт эксплуатации ВКУ, работающих в составе химикотехнологических комплексов и на ряде электростанций в зарубежных странах (ЮАР, ФРГ, Япония, США, Италия и др.) и СНГ.
Тепловое загрязнение рек и естественных водоемов Европейской части СНГ столь существенно, что дальнейший рост мощностей на электростанциях, химических и металлургических предприятиях, газопроводах следует ориентировать либо на оборотные системы водоснабжения с градирнями, брызгальными бассейнами, либо на воздушно-конденсационные установки. Однако в брызгальных бассейнах и градирнях имеет место унос воды в виде капельной влаги и выпара в весьма значительных размерах. Так, например, турбина ПТ-12-8,9/1,0 в конденсационном режиме сбрасывает в конденсаюр более 40 т/ч пара и это значение практически равно выпару из градирни, так как охлаждение в ней происходит на 85—90 % за сче1 испарения циркуляционной воды. Следствием является необходимость подпитки контура охлаждения и связанное с этим накопление в нем солей и различных видов загрязнения, вносимых с подпиточной водой. В результате с одной стороны водный режим оборотных циркуляционных систем оказывается весьма неблагоприятным для оборудования из-за плохого качества воды, а с другой стороны он является источником загрязнения выбросами водяных паров окружающих территорий.
Кроме того, значительные расходы подпиточной воды — весьма серьезная проблема для районов Севера, Средней Азии, где источники водоснабжения ограничены. Аналогичные ситуации имеют место как в нашей стране, так и за рубежом. Это является важнейшим фактором, стимулирующим развитие ВКУ.
Книга состоит из 9 глав. В основу ее положено описание схем паросиловых установок с ВКУ, обзор технической и патентной литературы с описанием конструкций ВКУ. В книге приводятся характеристики различных поверхностей теплообмена, результаты расчетных и экспериментальных исследований, проведенных в ОАО «Калужский турбинный завод» и НПВП «Турбокон», методика расчета и оп
3
тимизации параметров ВКУ, дается описание и расчет воздухоудаляющих устройств, конденсатосборников с деаэрационными устройствами, технология изготовления труб и модулей ВКУ.
Книга рассчитана на инженеров, занятых расчетом, проектированием и эксплуатацией воздушпо-конденсациопны,х установок, и студентов старших курсов энергетических специальностей.
В своей работе авторы опирались на большой объем расчетных и экспериментальных данных, полученных в научно-исследовательском центре ОАО «КТЗ» и ИПВП «Турбокон» с участием канд. техн, наук А.З Росинского, инженеров А.В. Герасимова, ИМ. Дикарева, В.А. Демочкина, И.И. Сережкина, И.А. Хочкина, а также на работы главных конструкторов Е.И. Лаврова, В.И. Крюкова, которым авторы выражают большую благодарность и признательность.
Особую благодарность авторы считают необходимым выразить академику РАН В.И. Кирюхину, под руководством которого созданы и реализованы многие новаторские разработки в области стационарных и судовых энергетических установок.
Глава 1. СХЕМЫ ПАРОСИЛОВЫХ УСТАНОВОК С ВОЗДУШНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ КОНДЕНСАТОРОВ
1.1.	ТИПЫ СХЕМ
В энергетической практике применяюгся три типа схем ВКУ (рис. 1.1). Первый тип схем (рис. 1.1, п) — с конденсацией отработавшего пара внутри труб с наружным оребрением, охлаждаемых окружающим воздухом.
Отработавший пар турбины 1 по трубопроводу поступает в коллектор 2 воздушно-конденсационной установки. К коллектору присоединены модули ВКУ 3 с поверхностью теплообмена трубчатого типа с наружным оребрением, Охлаждающий воздух обдувает оребренную поверхность, отводя тепло конденсирующегося пара в окружающую среду. Конденсат пара поступав! в нижний коллектор 4 и сливается в конденсатосборник 5. Конденсатный насос. 6 подает конденсат в схему паротурбинной установки (ПТУ), Пекопденси-рующиеся газы удаляются воздухоохлаждающим устройством 7.
Второй тип (рис. 1.1, б) — с использованием конденсаторов смесительного типа и охлаждением воды окружающим воздухом в оребренной поверхности зеплообмена.
В этом случае отработавший пар ПТУ конденсируется нс на внутренней поверхности труб 3, а на струях воды в смесительном конденсаторе 5. Конденсатный насос 6 подает часть конденсата в схему ПТУ, а остальное — в узел воздушного охлаждения, где температура его снижается за счет передачи тепла воздуху. Охлажденный конденсат поступает в смесительный конденсатор 5 через гидротурбину (схема Геллера) или дроссель 8, назначение которых обеспечить избыточное давление во всей теплообменной системе (кроме смесительного конденсатора). Гидрозурбина позволяет уменьшить затраты энергии на прокачку конденсата; пеконденсирующиеся газы удаляются воздухоудаляющим устройством 7.
Третий тип (рис. 1.1, в) предполагает использование обычных поверхностных конденсаторов, для козорых охлаждающая вода подается из теплообменника, охлаждаемого воздухом.
В этой схеме отработавший пар поступает в поверхностный конденсатор 5, где конденсируется на поверхности, охлаждаемой водой,
5
6
Рис. 1.1. Схемы конденсационных установок с поверхностным воздушным охладителем:
а) — с воздушным конденсатором (/ — паровая турбина; 2 — коллектор входной; 3— поверхность теплообмена, 4 — коллектор выходной; 5 — конденсатосборник; б— конденсатный насос; 7 — воздухоудаляющее устройство); б) — со смесительным конденсатором (/—4, 6,7 — то же, что и на а); 5 — смесительный конденсатор;
8 — гидротурбина, дроссель); в) — с поверхностным водоохлаждаемым конденсатором (/—4, б, 7 то же, что и на «); 5 поверхностный конденсатор; 8 — циркуляционный насос; 9 — расширительный бак); I — пар; II — конденсат; 111 — паровоздушная смесь; IV— циркуляционная вода; V—охлаждающий воздух
Рис. 1.2. Схемы подвода охлаждающего воздуха:
а) — принудительная под наддувом; б) — принудительная под разрежением; в) — естественная циркуляция; — • — ----охлажда[ощий воз-
дух; I — поверхность теплообмена; 2 — вентилятор; 3 — башня
7
тепло от которой отводится в узле воздушного охлаждения. Циркуляция охлаждающей воды обеспечивается насосом 8, избыток воды находится в расширительном бачке 9. Конденсатор 5 оснащен воздухоудаляющим устройством 7 и конденсатным насосом 6.
По способу подачи охлаждающего воздуха ВКУ разделяются на схемы с принудительной циркуляцией (рис. 1.2, а, б) и естественной тягой (рис. 1.2, в).
В варианте а поверхность теплообмена находится под наддувом вентилятора, расположенного в нижней части ВКУ. В варианте б аналогичный вентилятор располагается в верхней части ВКУ, а поверхность теплообмена работает под небольшим разряжением.
В варианте б температура воздуха перед вентилятором на 20— 30 °C выше за счет его нагрева в поверхности теплообмена.
Вариант а обеспечивает большую массовую производительность вентилятора, чем б, так как температура воздуха на входе в а ниже, а следовательно плотность его выше.
Вариант в предполагает наличие высокой башни 3, играющей такую же роль побудителя движения, как и в мокрых градирнях.
Каждый вариант имеет свои преимущества и недостатки, которые мы разберем в последующих главах.
1.2.	СОПОСТАВЛЕНИЕ СХЕМ ПО ТЕПЛОТЕХНИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
Сопоставим схемы б и в (см. рис. 1.1) по их тепловой эффективности по отношению к схеме а с прямой конденсацией. Первое сопоставление сделано для схемы Геллера [8, 11, 12].
При рассмотрении этого вопроса оценим два параметра: изменение производительности конденсатного насоса и поверхности теплообмена воздухоохлаждаемой части сухой градирни.
Количества переданного тепла Q и давление конденсации рк приняты одинаковыми.
Поверхность теплообмена в схеме Геллера Fr и в схеме с прямой конденсацией FK определяется одной и той же формулой
F= .
М К ср
При одинаковых давлениях конденсации в сравниваемых вариантах отличается только температурный напор Агср, так как Q одинаково по определению, а коэффициент теплопередачи К отличается
8
крайне незначительно. В самом деле, интенсивность теплоотдачи от внутреннего теплоносителя (конденсирующийся пар иди вода) значительно больше, чем теплоотдача со стороны воздуха, которая и определяет значение К. Тогда можно сказать, что
д ч
FK Ч'
Принимаем расход воздуха в сравниваемых схемах одинаковым так, что температура на входе его равна rR31 = 5 °C, а нагрев Лгсз = 20 °C.
Давление конденсации рк примем равным 10 и 20 кПа, температуру насыщения соответственно 45,5 и 60 °C. Расчет проведем для двух значений кратности циркуляции т = GR/Gn— отношения расхода охлаждающей воды GB (в контуре сухой градирни и смешивающем конденсаторе) к расходу пара в конденсатор 6П. Результаты расчета сводим в табл. 1.1.
Таким образом, в пределах наших расчетов схема Геллера требует на 20—47 % большую поверхность теплообмена ВКУ, чем схема с
№ п/п	Наименование величины, обозначение, размерность	Способ определения	Варианты		
			I	II	III
1	Давление конденсации р кПа	Принято	10	10	20
2	Кратность циркуляции,т	«	28	56	28
3	Нагрев воды в смесительном конденсаторе, Д tB, °C		20	10	20
4	Температура воды на входе в сухую градирню (на выходе из смесительного конденсатора) гв1, °C	- 0,5 °C	<15	45	59,5
5	TcMnepaiypa воды па выходе из сухой градирни, zb2, °C	- ч	25	35	39,5
6	Среднелогарифмический температурный напор*, Д/г, °C	А 6 ор Сол	20	24,6	34,5
		Н'Чор/'Ч™)			
7	Температурный напор в схеме с прямой конденсацией**, ДГК, °C	«	29,<1	29,4	44,25
8	Отношение поверхности ВКУ в схемах Геллера и прямой конденсации F ! FK		1,47	1,20	1,28
* Поправкой на перекрестный ток пренебрегаем, что несколько улучшает показатели схемы Геллера.
** Здесь мы пренебрегаем потерями давления в паропроводе от (урбины до ВКУ.
9
прямой конденсацией пара внутри труб, Уменьшение этого отрицательного показателя можно достичь только за счет увеличения расхода охлаждающего воздуха или кратности циркуляции охлаждающей воды in. Чго эю значит в конкретном цифровом представлении? Например, турбина К-6-1,6У мощностью 6 МВт имеет расход пара в конденсатор около 33 т/ч. При кратности циркуляции т = 28 производительность конденсатного насоса достигает 920 т/ч, что приближается к суммарной производительности конденсатных насосов блока 500 МВт (правда, при эюм требуется значительно меньший напор — 20...30 м вод. ст* вместо 150...160 м вод. ст,).
Если же кратность циркуляции увеличить до т = 50...60, го для нашей небольшой турбины в энергетике не удается найти подходящий конденсатный насос для обеспечения циркуляции охлаждающей воды в количестве 1650...1980 т/ч.
Сопоставление схем можно произвести и в другой плоскости: какие потери давления отработавшего пара в тракте «турбина — воздушный конденсатор» сводят на нет преимущество схемы прямой конденсации пара по сравнению со схемой Геллера при одинаковой поверхности теплообмена ВКУ обеих схем. Поскольку тепловые потоки одинаковы, то и температурные напоры здесь также должны быть равны. Для варианта схемы Геллера с кратностью циркуляции ш - 28 (который необходимо как-то осмыслить с точки зрения отвода конденсата) давлению в смесиюльном конденсаторе рк = 10 кПа соответствует вариант прямой конденсации с давлением 6,2 кПа (г5 = 36,6 °C и температурные напоры в эюм случае равны для обеих схем.
Таким образом, схема с прямой конденсацией имеет преимущества до тех пор, пока потери давления в тракте отработавшего пара не превышают 10 - 6,2 = 3,8 кПа (относительные потери давления 3,8/10 - 0,38).
В случае давления конденсации в схеме Геллера 20 кПа значение допустимых потерь составляет примерно 7 кПа (относительные потери 0,35). При эюм не учитывается расход энергии па привод конденсатного насоса, что на самом деле ухудшает показатели схемы Геллера.
Таким образом, можно сделать вывод, что схема Геллера обладает принципиальными недостатками по сравнению со схемой а: требуется значительно большая поверхность теплообмена ВКУ, нужен смесительный конденсатор и конденсатный насос большой производительности.
* Рассматриваем схему Геллера без гидротурбины.
10
Таблица 1.2
№	Наименование величины, сопостав-	Способ определения	Варианты		
п/п	ленце результата		1	II	III
1	Давление конденсации, рк, кПа	Принято	10	10	20
2	Кратность циркуляции, т	«	28	56	28
3	Нагрев волы в конденсаторе, "С		20	10	20
4	Недогрев воды до температуры насыщения 6/, °C	Принято	10	5	10
5	Температура воды на входе в сухую градирню (на выходе		35,5	40,5	50
	из смесительного конденсато-				
	ра)'в|.°С				
6	Температура воды на выходе из сухой градирни,! 2, °C	/ni -	15,5	30,5	30,0
7	Среднелогарифмический тем-	в 1 — ^вз 1 )^в2 ~ ^вз2) ,	10,5	19,6	25
		. ^в1 “ Уз1) 111 -		 (Гв2-/,вз2>			
	пературпый напор*, Дг , °C				
8	Температурный напор в схеме с прямой конденсацией**, Дгк, °C	«	29,4	29,4	44,25
9	Отношение поверхности ВКУ в схемах поверхностного конденсатора Fa и схема с прямой конденсацией FK	Fn/FK = Дгк/Д;в	2,8	1,5	1,87
*, ** См. примечание к табл. I I.
Вместе с тем имеются и определенные преимущества по сравнению со схемой я: отсутствие протяженного паропровода большого диаметра от турбины к конденсатору, отсутствие разветвленной вакуумной системы, уменьшается и опасность замерзания воды в трубках ВКУ.
Аналогичное сопоставление для схем а и в, представлено в табл. 1.2.
Как и следовало ожидать, теплотехнические показатели схемы с поверхностным конденсатором наихудшис среди всех трех схем: необходимая поверхность теплообмена ВКУ возрастает в 1,5...2,8 раза, появляется поверхностный конденсатор — дорогостоящий и тяжелый аппарат, имеющий значительные габариты. Достоинство этого варианта — возможность использования стандартного теплотехнического оборудования.
11
1.3.	ГИБРИДНЫЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
В ряде случаев в регионах с высокими среднегодовыми температурами воздуха нашли применение гибридные системы охлаждения; комбинация мокрых 1радирен с воздушно-конденсационными устройствами.
Есть два принципиально разных варианта таких схем. Первый состоит в том, что для работы при высоких наружных температурах в поток воздуха перед поверхнос1ью теплообмена впрыскивается вода. Эго с одной стороны снижает температуру воздуха, а с другой — капли воды, попадая на поверхность оребренных труб испаряются, повышая интенсивность отвода тепла.
Рис. 1.3. ВКУ с орошением поверхности водой:
/ — поверхность теплообмена; 2 — водяной коллектор с распылительными форсунками, 3 — вентилятор; 4 — бак запаса воды, 5 - - насос системы орошения
Рис. 1.4. Гибридная схема ВКУ — мокрая градирня для ПТУ мощ-iiocibio 120 МВт
12
Схема воздушно-конденсационной установки с системой впрыска показана на рис. 1.3. Перед поверхностью теплообмена размещены коллекторы подвода воды 2 с встроенными в них форсунками. Подача воды осуществляется из бака 4 насосом 5 Такая сисгема включается при высокой температуре воздуха, она нуждается в пополнении израсходованной воды.
Второй вариант гибридной системы охлаждения предполагает дополнительное снижение температуры циркуляционной воды в схеме с поверхностным конденсатором за счет подачи ее после поверхностного охладителя в мокрый пленочный охладитель. Эта схема приведена па рис. 1.4 для установки 120 МВт во Франкфурте на Майне (Германия).
Наличие поверхностного охладителя существенно уменьшает унос воды в парообразном состоянии и, следовательно, уменьшает необходимую подпитку градирни. При низких температурах воздуха пленочный охладитель можно вообще не использовать.
Гибридные схемы удачно используют преимущества воздушно-конденсационных установок и мокрых градирен.
Глава 2. ПОВЕРХНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА ДЛЯ ВОЗДУШНО-КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВОК
2.1.	ТИПЫ ОРЕБРЕННЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Относительно низкие коэффициенты теплоотдачи со стороны воздуха алз = 30 ... 100 Вт/(м2 • К) по сравнению с коэффициентами теплоотдачи со стороны охлаждаемой воды или конденсируемого водяного пара могут быть частично компенсированы развитием поверхности со стороны воздуха. За счет оребрения теплообменная поверхность может быть увеличена в 10...20 раз по сравнению с поверхностью гладких труб. Степень развития поверхности оптимизируется с учетом экономических соображений и технологии изготовления.
В справочнике по теплообменникам [5] приводятся типичные оребренные трубы для воздухоохлаждающих теплообменников и различные методы крепления ребер на трубах. Контактное сопротивление у основания ребра является ограничивающим фактором при использовании оребрения труб. Так, алюминиевые ребра, посаженные с натягом на стальную трубу (рис. 2.1, а, д'), имеют высокие контактные сопротивления, которые быстро увеличиваются при повышении температуры. Поэтому их применение ограничено температурами до 100 °C, поскольку при более высоких температурах крепление ребер к трубам ослабляется вследствие большего термического расширения алюминия и появления зазоров между оребрением и трубой.
Ребра, устанавливаемые в канавки трубы и закатанные, как показано на рис. 2.1, е, применимы до температуры 350 °C, но при этом требуются трубки с толщиной сгенок, увеличенной на глубину канавки. 'Грубы с припаянными плоскими ребрами, показанные на рис. 2.1, б, з, и, имеют меньшие контактные сопротивления и применяются при температурах, не превышающих температуру плавления припоя. Для ребер пластинчатого типа допускается применение турбулизаторов, которые увеличивают теплоотдачу со стороны воздуха при низких скоростях и перепадах давления. Приваренные ребра (рис. 2.1, в) используются при высоких температурах (свыше 400 °C), а также при невозможности применить описанные выше способы крепления.
В воздухоохлаждающих системах фирмы ESKOMS, Германия, [3] оребренная труба состоит из спиралевидного алюминиевого ребра, 14
а)	б)	в)
г) д) ' е)	ж)	з) и)
Рис. 2.1. Различная геометрия и способы крепления оребренных труб:
а) — надетые с натягом круглые ребра, б) — прямоугольные ребра, припаянные к круглым или эллиптическим трубам; <?) — пучки труб с припаянными или натянутыми прямоугольными ребрами; г) — приваренные одиночные L-образпые ребра; Э) — наложенные друг па друга Л-образныс ребра; е) - - вставленные в пазы ребра; ж) — ребра, образованные меюдом выдавливания, з) — приваренные или припаянные ребра; и) — ребра с металлическим покрышем
закрепленного па стальной трубе с гальваническим покрытием. Опыт изготовления первой установки показал, что стальные трубы с гальваническим покрытием для крепления охлаждающих ребер оказались дорогими и трудоемкими в изготовлении, поэтому при исполнении второй установки алюминиевые ребра с А-образным основанием прикатывались к гладкой трубе. Это также оказалось неэкономично, так как между основанием ребра и стальной трубой возникает коррозия, что приводит к ухудшению теплопередачи и повышает температуру охлаждаемой воздухом воды на 3 °C.
Очевидно, что проблема термического контакта может решаться тремя путями: увеличением площади контакта, увеличением натяга (механическою напряжения) в месте контакта, пайкой или сваркой. Первое положение в определенной мере иллюстрирует рис. 2.1, варианты г, д, ж, и.
Увеличение натяга может быть достигнуто в вариантах е и ж, варианты з, и иллюстрируют пайку.
В дополнение к этим вариантам на ОАО «КТЗ» применяется система накатного крепления ^-образных ребер на рифленую поверхность трубы (рис. 2.2). В этом случае достигается двойной эффект: рифление увеличивает поверхность контакта с одновременным увеличением натяга, так как в процессе натяга происходит деформация
15
Рис. 2.2. Накатное крепление алюминиевых ребер на рифленую стальную трубу
ножки Д-образного ребра и заполнение алюминием рифленой поверхности.
Как показали эксперименты, такой способ крепления создает падежный термический контакт.
2.2.	ОПТИМАЛЬНЫЕ РАЗМЕРЫ ОРЕБРЕНИЯ ТРУБ ВКУ
Выбор оптимальных размеров ребра сделан по минимуму суммарной массы поверхности теплообмена. Расчетная схема для выбора оптимальной высоты и толщины ребра приведена на рис. 2.3. Полная поверхность теплообмена, м2, определяется по формуле
F = -2L
1ЮЛ	, >
где Q — количество отводимого тепла, Вт; Д/ — температурный напор, К; К— коэффициент теплопередачи, Вт/(м • К), определяется по зависимое'! и
а||С — коэффициент теплоотдачи, учитывающий термическое сопро
Рис. 2.3. Расчетная схема для оптимизации нараме!ров оребрения
тивление со стороны пара и стенки, приведенный к условиям гладкой наружной поверхности трубки, Вт/(м2 • К); aG |1р — приведенный коэффициент теплоотдачи от ребер к воздуху, Вт/(м2 'К).
Приведенный коэффициент теплоотдачи к воздуху определяется по формуле
где Е — коэффициент эффективности ребра, определяется по
16
формулам, приводимым в § 6.6 и в справочнике [21]; ср = (77р + + Ргц)/Ггл— коэффициент оребрения трубки, F Frj| — площадь поверхности ребер и гладкой трубы, м2
F = F Р ф пол
Тогда массу ребер находим по формуле
2 “пвАЦ
«B.npJ
где 5р —толщина ребра, м; рр — плотность материала ребра, кг/м3. Массу трубы находив по формуле
_ 1 х Q Г аис 1 тр-ф 1РРТр апсдг р + aB J 
где 5Л — толщина стенки трубы, м; ргр — плотность материала трубы, кг/м3.
Полная масса на единицу длины оребренной трубы находится по формуле
М = М + М = -0— [ 1 + -220 Г(ср — 1) ^0 + 8 р 1 р Т|’ «,,сМ tP«B.npJ L 2 ТР TpJ
После преобразования формулы получим зависимость для расчета оптимальных значений геометрических параметров ребра
ШР [! + а"с Г1 (ф_ !) SPPP + Я
Q «по [	L2 5ТрРтР J'
Расчеты проведены для трубки 0 25x2 мм из стали 20 при толщине ребра 0,2...0,6 мм, для стальных и алюминиевых ребер, коэффициент теплоотдачи от воздуха 50... 120 Вт/(м2 • К).
На рис. 2.4 приведены массовые характеристики различных вариантов оребрения. Из рис. 2.4, а следует, что уменьшение толщины ребра в пределах 5р = 0,2...0,6 мм и рост теплоотдачи от стенки к воздуху снижают общую массу трубы, а минимум массы лежит в диапазоне высот ребер /? = 17...22 мм.
Из рис. 2.4, б следует, что уменьшение шага при заданном значении ССВ также уменьшает массу трубы; диапазон оптимальных высот 17, ..20 мм. При этом не учтена зависимость ав и потерь давления от
17
10	15	20	25 й, мм	ю 15	20	25 h, мм
8 = 0,4 мм, апс = 3000, ав = 50 и 70 Вт/(м2 • К); в) — влияние коэффициента теплоотдачи со стороны пара алс на приведенную массу оребренной трубы 8 - 0,4 мм, 5=3 мм, (л в = 70 Вт/(м2 • К); г) — влияние материала ребер па приведенную массу оребренной 'грубы; S = 3 мм, 8 - 0,4 мм, а = 3000, а в = 50 Вт/(м2 • К); / — стальная труба с алюминиевыми ребрами; 2 — стальная труба со стальными ребрами
шат а оребрения 5: при малых шагах соотношение становится неблагоприятным, Кроме того, имеются технологические и эксплуатационные ограничения на минимально допустимый шаг ребер.
На рис. 2.4, в дана зависимость приведенной массы от термического сопротивления пар-стенка. Снижение апс до 1,5 кВт/(м2 • К) приводит к уменьшению оптимальной высоты ребра с 20 до 16 мм.
18
Наиболее сильное влияние на оптимальную высоту /г оказывает теплопроводность материала ребер: при условии, отображенным на рис. 2.4, г, стальные ребра надо делать вдвое ниже, чем алюминиевые.
Таким образом, для ВКУ, в которых используются ребра из алюминиевых сплавов, оптимальная высота их, рассчитанная ио минимальной суммарной массе поверхности теплообмена, лежит в пределах 16...22-мм в широком диапазоне изменения режимных параметров.
Следуе'] обратить внимание, что кривая зависимость М от /г в районе минимума имеет весьма пологий характер, так что отклонения от этой величины на 3—4 мм не приведут к заметному росту массы поверхности теплообмена. В то же время такие отклонения могут быть вполне оправданы с точки зрения технологии навивки ребер, сборки трубного пучка, общей стоимости изготовления теплообменных модулей.
Из этих же расчетов следует, что надо сфсмиться к минимальной технологически оправданной толщине алюминиевого ребра, что дает заметный выигрыш в массе труб, уменьшает расход сравнительно дорогого алюминия.
2.3.	ТЕПЛООТДАЧА В ТРУБНЫХ ПУЧКАХ ДЛЯ ВКУ
Оребренные трубки, описанные в § 2.1, собираются в трубные пучки. Как правило, из соображений компактности предпочтение oj-дается шахматной компоновке труб
Геометрические характеристики на рис. 2.5 даны для круглых оребренных труб, аналогично выглядят пучки овальных и круглых труб с насадным оребрением в виде отдельных или общих прямоугольных пластин (см. рис. 2.1, вариант б, в).
Число рядов в глубину трубного пучка определяется допустимым гидравлическим сопротивлением при заданной скорости воздуха, эта величина связана с характеристиками вентиляторов или параметрами вытяжной башни. Как пра- * вило, число рядов для , ВКУ колеблется в интерва-ле it = 4 ... 8, а глубина <-трубного пучка составля-ет 200 ... 250 мм.	,
В справочнике по теп- ____
лообменникам [5] для ори- __
ентировочного определе
ния числа рядов и глубине Рис, 2.5. Геометрические характерный!;» пучка рекомендуется ис- зубного пучка
19
Рис. 2.6. Он । имальиое число рядов труб для воздухоохладителей [5]
пользовать'график, приведенный па рис. 2.6. В качестве аргумента используется величина
K(F/S) ’
где Гц, Т^\ — 1емпсратура охлаждаемой воды или насыщенного пара и температура воздуха на входе в поверхность теплообмена, °C; К— коэффициент теплопередачи, Вг/(м2, К); F— поверхность теплообмена оребренной трубы, длиной I м; 5 — поперечный шаг трубного пучка.
Так для груб с наружным диаметром 38 мм, высотой ребер h = - 15 мм, шаг ребер 3 мм (коэффициент оребрения ф - 15) и поперечном шаге 5 = 70 мм при конденсации пара и давлением р = 0,1 бар (температура насыщения Гц = 45,5 °C), температуре охлаждающего воздуха +10 °C и коэффициенте теплопередачи К~ 30 Вт/(м2 • К) а = 0,047. Тогда число рядов в глубину но графику рис. 2.6 составит около 5
Э1а мегодика позволяет сократить число вариантов расчета поверхности ВКУ
Теплоотдача от оребренных труб к воздуху описана различными авторами. Так, в [55] рекомендуются для трубных пучков с радиальными ребрами зависимости:
для коридорных пучков при 5•103 < Re < 105, 5 < ф < 12
Nu = 0,30 Re^V0'”5!^0'333;	(2.1)
для шахматных пучков при 102 < Re < 2  104
Nu = 0,19(n/i>) (ы </)	(A/й) Re Рг ,	(2.2)
20
a - 51] !d\ здесь 5), 8^ — поперечный и продольный шаги пучка; /, h — шаг и высота ребер; d — диаметр трубы.
Определяющий размер в числах Nu и Re — диаметр трубы d, скорость в узком сечении трубного пучка, свойства воздуха принимаются по средней температуре его в теплообменной поверхности; (2.1) и (2.2) справедливы при числе рядов в глубину не менее четырех.
Потери давления в грубных пучках но данным [55] рассчшыва-ются по уравнениям с использованием числа Ей для одного ряда коридорных пучков Re = 104 ... 2- 105; 0,5 < (b - 1)/(а - 1) < 2; 0,85 < d*/dr < 11,5
Eu = 0,52(rf*/a'I)°’3[(ft - !)/(« - 1)J°"6SRe£/2’0S Гидравлический диаметр
2[/(^j - 5) - 25Л]
dy = 2h + г '
(2.3)
(2.4)
Приведенный диаметр
d* = - d+ <^jF„/2n ,	(2.5)
ф ф р	v ’
где Z7 — площадь оребренной поверхности на 1 длины; п — число ребер на 1 длины.
Для шахматных пучков с трубами, расположенными по вершинам
равностороннего треугольника
для чисел 2,2  К)3 < Re < 1,8  105
Eu =	(2.6)
для чисел Re > 1,8  105
Eu = 0,26(rf*/</г)0,3сг.(2.7)
Значение поправочных коэффициентов с_ на число рядов приведено в габл. 2.1 для шахматных и коридорных пучков оребренных труб.
Общее гидравлическое сопротивление пучка, состоящего из z рядов
рГГ2
A^^Eu^z, (2.8) где р — средняя плотное гь газа в пучке.
Число рядов	Коридорный пучок	Шахматный пучок
1	2,75	2,0
2	2,176	1,60
3	1,879	1,429
4	1,694	1,332
5	1,567	1,268
6	1,472	1,224
7	1,405	1,192
8	1,354	1,168
9	1,315	1,149
10	1,283	1,134
21
В.М. Кэйс и А.Л. Лондон в [49] приводят ряд графиков для расчета теплоотдачи и гидравлическою сопротивления оребренных поверхностей теплообмена. Варианты поверхностей, интересные с точки зрения использования для ВКУ, представлены на рис. 2.7—2.16.
Рис. 2.7. Поверхность ККР-1. Шахматное расположение труб:
наружный диаметр труб d - 9,65 мм; число ребер на 1 пог м т - 289 м-1; гидравлический диаметр 4тг = 4,75 мм; толщина ребер 5 = 0,45 мм; относительное свободное сечение о = 0,538; удельная поверхность в 1 м3 Ч' = 459,3 м2/м3; отношение поверхности оребрения к полной поверхности (ф - 1 )/ф = 0,892
Рис. 2.8. Поверхность ККР-2. Шахматное расположение труб:
наружный диаметр труб d = 9,65 мм. число ребер на 1 ног. м т = 343 м-1; гидравлический диаметр 4гг = 4,75 мм, толщина ребер 5 = 0,457 мм; относительное свободное сечение <т = 0,524, удельная поверхность в 1 м3 Ч-* = 534,8 м2/м3; отношение поверхности оребрения к полной поверхности (ф - 1 )/ф - 0.910
22
Рис. 2.9. Шахматов расположение оребренных круглых ц>уб. Поперхиоси. ККР-3. Ребра слегка заострены:
наружный диаметр трубы d = 10,67 мм, число ребер на 1 пог. м in ~ 343,3 м'1, гидравлический диаметр 4 гг = 4,42 мм; толщина ребра (средняя) 6 = 0,483 мм, относительное свободное сечение (медь) о = 0,494; удельная поверхность в I м‘ «= = 446,9 м2/м\ отношение поверхности оребрения к полной поверхности равно (ip - 1)/(р = 0,876.
Рис. 2.10. Шахматное расположение оребренных круглых труб. Поверхность ККР-4:
наружный диаметр трубы d ~ 9,65 мм, число ребер на 1 пог. м т = 451,1 м'1, гидравлический диаметр 4гг = 2,98 мм; толщина ребра (средняя) 5 = 0,406 мм; относи-
тельное свободное сечение (алюминий) а = 0,5 10; удельная поверхность в 1 м* Ч' = = 685,7 м2/м3, отношение поверхности оребрения к полной поверхности равно (ip -- 1)Лр = 0,931
23
Рис. 2.11. Шахматное расположение оребренных круглых труб. Поверхность
ККР-5:
наружный дпамс!р грубы d - 16,40 мм, число ребер на I пог. м т = 275,6 м ; гидравлический диаметр = 6,68 мм; толщина ребра (средняя) 5 = 0,254 мм; относи
тельное свободное сечение су = 0.449; удельная поверхносц, в 1 м3 Ч' = 269 м2/м3, отношение поверхности оребрения к полной поверхности равно (ср - 1)/(р = 0,830. Минимальное свободное сечение перпендикулярно потоку
Рис. 2.12. Шахматное расположение оребренных крутдых труб:
а - поверхность ККР-6; б — поверхность ККР-7. Наружный диамсц? трубы d
= 16,4 мм; число ребер на I пог. м т = 342,5 м-1; толщина ребра (средняя) 5 = - 0,254 мл!, отношение поверхности оребрения; к полной поверхности равно (ф - 1 )/<р = 0,862;
а б
гидравлический диаметр 4?;	549	ц gg
о	0,443	0,628
Ч'	323,5	215,5
S	31,29	46,93
24
1,0 1,5 2,0 3,0 4,0 6,0 8,0 10x 103
Рцс. 2.13- Шахматное расположение круглых труб:
а — поверхность ККР-8; б — поверхность ККР-9, в — поверхность ККР-1 0; г — поверхность ККР-11: с) — поверхность ККР-1 2. Наружный диаметр трубы d = 19,70 мм; число ребер на I нот. м т - 356,3 м-1, ’толщина ребра (средняя) 5 = 0,305 мм,
	а	б	в		д
Гидравлический диаметр	4г,	5,13	8,18	13,59	4,85	6,43
о	0,455	0,572	0,688	0,537	0,572
'И	354,3	279,2	203,0	442,9	354,3
5	39,21	50,34	69,21	69,3	50,34
L	44,5	44,5	44,5	20,8	34,93
Минимальное свободное	сечение во всех	случаях	расположено	перпендн кулярно	
потоку, за исключением случая г, когда оно находится на диагонали
Рис. 2.14. Шахматное расположение оребренных круглых труб:
а — поверхность ККР-13; б — поверхность ККР-14. Наружный диаметр трубы d = = 26,0 мм; число ребер на 1 пог. м т ~ 346,5 м толщина ребра 5 - 0,825 мм
	а	б	
Гидравлический диаметр 4г	5,89	13,21
а	0,439	0,643
Т	299,2	190,6
5	49,76	78,21
25
Pirc. 2.35. Шахп|Я1пый пучок круглых >руб со сплошными ребрами. Поверхность КСР-1:
Наружный диаметр трубы J = 10,21 мм, число ребер на 1 пог. м т ~ 315 м , гидравлический дцаметр4г - 3,63 мм; толщина ребер 5 - 0,330 мм; относительное свободное сечение о = 0,534; удельная поверхность в 1 м3 Ч' =587,3 м2/м3; отношение поверхности оребрения к полной новерхносш (ср -- 1)/<р = 0,913
Рис. 2.16. П1а.хма<||ый пучок круглых труб со сплошными ребрами. Поверхность КСР-2:
Наружный диаметр трубы d = 17,17 мм; число ребер на 1 пог. м т = 305,1 м"1; гидравлический диаметр4/-г = 3,43 мм; толщина ребер 5 = 0,406 мм; относительное свободное сечение о = 0,481; удельная поверхность в 1 м3 Ч' ~ 554 м2/м3, отношение поверхности оребрения к полной поверхности (ф - 1 )/ф = 0,95
26
4 з 6	7	8	9	10 11 12 13 14 15
Скорость газов Wg, м/с
Рис. 2.17. Приведенным коэффициент теплоотдачи конвекцией ак при поперечном обтекании воздухо.м и дымовыми газами ко-
ридорных пучков труб с поперечными ребрами (гн 0 — для водяных паров)
Скорость газов и^, м/с
Рис. 2.18. Приведенный коэффициент теплоотдачи конвекцией ак при поперечном обтекании воздухом и дымовыми газами шах-
матных пучков труб с поперечными ребрами (гн о — для водяных паров)
Все эксперименьальные данные [49J представлены в виде зависимости числа St • Рг2/3 и коэффициент сопротивления /от Re. Поскольку St = Nu/RePr, до данные по теплоотдаче при считывании их с графика следует определить как	‘
а = — (St Pr2/3)Re РгМЗ .	(2 9)
из
Потери давления в трубном пучке (Па) определяется через параметр / по уравнению
=	(2.10)
В этих уравнениях определяющим размером в числах Nu, St и Re является гидравлический диаметр
fj-
dr = 4-~,	(2.11)
где /с — минимальное свободное сечение, F— полная поверхность теплообмена; L = zS^ — расчетная глубина пучка с числом рядов z и шагом по глубине S-^
Физические параметры воздуха в (29), (2.10) определяются по средней температуре.
В [21] приведенья номограммы для расчета коэффициента теплоотдачи в коридорных (см. рис. 2.17) и шахматных (см. рис. 2 18) пучках оребренных труб. Отметим, что номограммы приведены в размерностях, которые использованы авторами нормативного метода расчета котлов
Расчеты по всем приведенным формулам представлены в табл. 2.2 для круглых труб наружным диаметром 25 мм с алюминиевыми ребрами высотой 15,7 мм, толщиной 0,3 мм и шагом 2,3 мм, трубы рас-
Т <1 б л пца У 1
Сопоставление результатов, полученных по различным формулам для расчеьа теплоотдачи н гидравлического сопротивления
	Теплоотдача	В1/(м2  К)	Потери давления. Па	
Скорость газа, м/с,	5	7	>	7
по данным [21]	37,8	47,1	106	192
рис. (2.13)	59	75	132	235
Экснерименталь-	34	39	97	153
ные данные авторов				
29
положены но вершинам равностороннего треугольника с шагом б) = = 59 мм, S2 - 51 мм. Число рядов в глубину — 5, средняя температура воздуха 30 °C, скорость воздуха 5,0 м/с и 7,0 м/с.
Можно заключить, чю данные рис. 2.13 заметно завышены.
2.4.	ТЕПЛООТДАЧА ВНУТРИ ТРУБ ВКУ
Теплообмен при конденсации водяного пара в трубах ВКУ удовлетворительно описываеюя формулой Л.Д. Бойко—Г.11. Кружили-на [52].
Здесь X], х2 — массовое расходное паросодержание па входе и выходе из трубы; рж , р „— плотность жидкости и пара при температуре насыщения.
Определяющим размером в Nu и Re является вну1рецний диаметр трубы d , при эюм
№1=(«ДЯ)/ХЖ’	(243)
Re = (WBH)/vK,	(2.14)
где cjcopocib рассчитываеюя по расходу парожидкосгной смеси G’CM
к ~ 2
Р.Л’Ч,/4)
Значение коэффициента С зависит от материала: для стальных труб С =- 0,024; для латуни С = 0,026 и для меди С 0,032.
Теплофизическис свойеюа Хж, v)K, рж определены при юмпера-туре насыщения жидкости.
Массовое расходное паросодержание на входе в ВКУ л[; как правило, близко к 1, так как мы имеем дело с отрабоювшим паром турбины, влажность коюрого редко превышает 6—8 %.
Массовое расходное паросодержание на выходе х2 зависит от схемы движения теплоносителей. При наличии конструктвио выделенной зоны воздухоохладщеля х2 может составлять 0,1 ... 0,15-
Паросодержание на входе в воздухоохладитель xi(J0 также следует принять близким к I, если в схеме предусмотрено отделение конденсата от пара (эго обычная практика). При эюм необходимо учи
30
тывать снижение расхода парожидкостной смеси на величину сконденсированного пара. Кроме того, паросодержание на выходе из воздухоохладителя х2 следует принимать равным“нулю, так как парогазовая смесь содержит незначительную долю расхода пара на входе.
В случае полной конденсации (х2 - 0) уравнение (2.12) можно представить в более простом виде
Nu = CRe0’8Pr“'43 1 +]	.	(2.16)
Ч lA J
Формулы (2.12) и (2.16) справедливы при Re > 5 • Ю3, Ргж > I, 0<х< 1.
Теплоотдачу от воды к стенке трубы при турбулентном течении определяют [52] по уравнению
Nu = 0,021Re°’8Pr°’43 (Ргж/Ргс)°’25.	(2.17)
Определяющим размером в Nu и Re является внутренний диаметр трубы, определяющей температурой для расчета теплофизических свойств — средняя температура жидкости для всех чисел в (2.17), кроме числа Ргс, в котором она берется равной температуре стенки.
Формула (2.17) справедлива при длине трубы l/dB1I > 50, Re> 7 - 103.
Несколько более точную формулу, отражающую аналогию Рейнольдса, получил Б.С. Петухов:
Ц/8)КежРгж Nu = ---------- ----------
Г? 2/3
1,57 + l2’7Jl ”1)
Здесь коэффициент сопротивления £ равен Z = 0,184 Re;0’2,
(2-18)
(2-19)
а влияние нагрева и направление теплового потока учитываются
ет=	(2-2°)
где п ~ 0,25 — при охлаждении жидкости; где л = 0,11 — при нагревании жидкости.
Таким образом, в § 2.3 и 2.4 приведены данные, достаточные для расчета теплообмена и гидравлического сопротивления различных поверхностей для ВКУ.
Глава 3. КОНСТРУКЦИИ ВОЗДУШНОКОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВОК
3.1. КОНСТРУКТИВНО-КОМПОНОВОЧНЫЕ СХЕМЫ ВКУ
Конструктивные схемы ВКУ можно классифицировать по нескольким признакам:
характеру циркуляции воздуха: естественная или принудихельная; по ориентации оси вентилятора: горизонтальная или вертикальная, расположение вентилятора' нижнее, верхнее ипи боковое
В табл. 3.] представлены наиболее распространенные варианты конструктивного оформления ВКУ
Каждая из этих схем была использована в реальном конструктивном исполнении. Наибольшее распространение получили шатровые варианты компоновки в различных модификациях: в виде полного шатра или его половины, когда теплообменная поверхность выполнена односкатной.
Имеются и другие виды компоновок или их комбинации.
Таблица 3 1
Принудительная циркуляция				Естественная циркуляция	
Вертикальная ось вращения вептиляюра		Горизонтальная ось вращения вентилятора			
Шатровая	V-образиая	Вертикальный модуль	Наклонный модуль	Шатровая	Зигзагообразная
					
3.2. ПРИМЕРЫ КОНСТРУКТИВНОГО ОФОРМЛЕНИЯ
Типичный вариант шатровой компоновки ВКУ фирмы GEA приведен на рис. 3J, 3 2 Теплообменная поверхность набрана из отдельных модулей, образующих наклонные стенки шатра. В верхней части модули вварены в коллекторы подвода пара, в нижней части расположены коллекторы сбора конденсата.
32
Рис. 3.1. Шатровая компоновка ВКУ фирмы GEA для турбин 2x36 МВт. Расход пара 2x86 т/ч, давление б кПа, температура воздуха 14 °C (ок. Рима, Италия)
Рис. 3.2. ВКУ фирмы GEA для химкомбината. Расход пара 2x66,8 т/ч, давление 10 кПа, температура воздуха 15 °C
ВКУ, представленная на рис. 3.1, расположена на отдельной площадке рядом с машинным залом электростанции. Ограждение, установленное по контуру ВКУ, предотвращает рециркуляцию горячего воздуха на вход вентиляторов и ослабляет воздействие ветра на характеристику ВКУ
Установка на рис. 3.2 расположена непосредственно над крышей здания, где размещены турбинные приводы компрессоров химической технологии. Такое решение возможно лишь при умеренных размерах поверхности теплообмена ВКУ
Оригинальное решение с использованием шатрового варианта ВКУ представлено на рис. 3.3 для турбины 160 МВт. Отработавший пар от турбины подается двумя трубопроводами в середину ВКУ, которые затем разделяются на 4 коллектора каждый и образуют симметричную схему раздачи пара и тепловых расширений. Электростанция эксплуатируется с 1968 г., ВКУ полностью обеспечивает все эксплуатационные режимы турбогенератора.
В шатровом варианте компоновки ВКУ вентилятор расположен под поверхностью теплообмена, которая таким образом работает под небольшим избыточным давлением 100...200 Па (10...20 мм вод. ст.) Нередко под вентилятором располагается предохранительная решетка на случай обрыва лопасти.
На рис. 3.4 дана конструкция воздушно-конденсационной установки ОАО «Калужский турбинный завод» для работы с турбинами 4 МВт на Верхнемутповском геотермальном месторождении. ВКУ обслуживает три таких турбины, к каждой из которых присоединены 4 секции с вентилятором диаметром 5 м.
В верхние паровые коллекторы диаметром 1,2 м поступает пар из выхлопных трубопроводов турбогенераторов «Туман-4К», расход пара 30 т/ч на каждые 4 секции ВКУ. степень сухости 0,92. В паровой коллектор введены линзовые компенсаторы, воспринимаюшие тепловые расширения трубопроводов.
Каждый турбогенератор работает со своей группой секций, однако конструктивно все секции объединены в общую установку. По контуру установки имеется ограждение, предотвращающее воздействие ветра на работу воздушного конденсатора. В верхней части ВКУ установлены поворотные шизы, обеспечивающие защиту от снега, а при низких температурах — рециркуляцию теплого воздуха па вход вентиляторов. ВКУ разделена внутренними перегородками на отдельные секции.
Чертеж секции с вентилятором диаметром 5 м приведен на рис. 3.5. Она состоит из четырех модулей, каждый из которых изготовлен из двух теплообменных панелей, объединенных паровым и
35

Рис. 3.3. ВКУ фирмы GEA для турбины мощностью 160 МВт: а) — общий вид, б) — вид сверху
-15000
Рис. 3.4. ВКУ Калужского турбинного гавода для турбогенераторов 3x4 МВт Верхнемутиовского геотермальною месюрождення
38
Pitc. 3.5. Секция ВКУ Калужскою турбинного завода
конденсатным коллекторами. В каждой половине шатра секции имеется специальная часть панели, играющая роль воздухоотделителя. Технические характеристики ВКУ приведены в табл. 3.2.
На рис. 3.6 представлена V-об-разпая компоновка ВКУ для турбоприводов химической технологии. На верхней площадке расположены вентиляторы, обеспечивающие цросос воздуха через по-верхнос гь т епдообмена, которая работает под небольшим (100... ...200 Па) разрежением.
Поверхность теплообмена набрана из отдельных модулей, при-
Таблпда 3.2
Технические харашерпетпки ВКУ для турбогенератора «Тумаи-4К»
Наименование параметра
Расход пара, т/ч
Степень сухости пара Давление конденсации, кПа
Расход охлаждающего воз-
духа, м /ч
Расчетная температура, °C
Поверхность гешюобме-
2 на, м
Коэффициент теплопереда-
чи, Вт/(м2 • К)
Значение
29,6
0,88
11
1,76- И)6
-1,5
179 200
29
варенных к паровым коллекторам. Пар конденсируется в наклонных
оребренных трубах, конденсат собирается в нижнем конденсатном
коллекторе.
На рис 3.7 приведен вариант V-образной компоновки секции ВКУ, выполненной на ОАО «Калужский турбинный завод» в стандартных железнодорожных габаритах России и стран СНГ. Секция имеет 4 вентилятора диаметром 2,5 м, размещенных в верхней части ВКУ (в транспортном положении они демонтированы). Каждый вентилятор обслуживает четыре наклонно установленных модуля с длиной ореб-
39
-Рис. 3.6. V-образная компоновка ВКУ с верхним расположением вентиляторов
ренных труб около 2,5 м. Паровой коллектор проходит в пространстве между модулями, конденсатный коллектор — под модулями.
Технические характеристики секции приведены в табл. 3.3.
Вариант секции ВКУ с верхним расположением вентиляюров, выполненный по проекту НПВП «Турбокон» на ОАО «Калужский турбинный завод» для теплоутилизационных установок на компрессорной станции Чаплыгине, приведен на рис. 3.8. Четыре вентилятора диаметром 2,5 м обеспечивают работу шатровой компоновки с прососом воздуха, т.е. под разрежением.
Технические характеристики секции приведены в табл. 3.4.
Таблица 3.3
Технические характеристики секции ВКУ в лраиснорткых габаритах
Наименование параметра	Значение
Расход пара, т/ч	б
Степень сухости пара	1
Давление конденсации, кПа	11
Расход охлаждающего воздуха, м3/ч	0,53 • 10б
Расчетная температура, °C	+ 10
Поверхность теплообмена, м2	44 000
Коэффициент тсплопереда-чи, Вт/(м2 • К)	30
Таблица 34
Технические характеристики ВКУ для КС Чаилыгмно
Наименование параметра	Значение
Расход пара, т/ч	9,6
Степень сухости пара	0,96
Давление конденсации, кПа	98
Расход охлаждающего воз-	0,53  10б
духа, м3/ч Расчетная температура, °C	+20
Поверхность теплообмена. м2	39 200
Коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 • К)	32
41
10 630
Обшивка передняя Площадка обслуживания
-i-
Рис. 3.8. ВКУ Калужского турбинною завода для компрессорной станции Чаплыгине (Россия)
42
Такое решение надежно защищает ВКУ oi воздействия осадков и ветра, что является преимуществом всех видов V-образной компоновки. Однако вентилятор работает в этом варианте с меньшей массовой производительностью, так как всасывает нагретый воздух.
Компоновка ВКУ с горизонтальным расположением оси вентилятора приведена на рис. 3.9. Это сравнительно редкое техническое ре-
Рис. 3.9. ВКУ с горизонтальным расположением осп вентиляторов
43
Рис. 3.10. Общий вид ВКУ с вытяжной башней и естественной циркуляцией воздуха
Рис 3.11. Размещение теплообменных модулей ВКУ с естественной циркуляцией воздуха в нижней части башни
шение, так как вентилятор большой производительности, как правило, имеет вертикальную ось вращения, чю обеспечивает ему большую надежность и ресурс работы.
Компоновка охладительных поверхностей в вариантах с естественной циркуляцией воздуха приведена на рис. 3 10, 3.11 Первый рисунок иллюстрирует сборку модулей по периметру вытяжной башни, а второй — шатровую сборку теплообменных модулей в нижней части башни. Конкретные конструктивные решения здесь определяются размерами поверхности теплообмена, технологическими особенностями и производительностью оборудования.
3.3. МОДУЛИ ДЛЯ ВОЗДУШНО-КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВОК
Большая площадь поверхности теплообмена ВКУ определила технологическую необходимость сборки ее из отдельных заранее изготовленных в заводских условиях модулей. Это обеспечивает высокое качество продукции, надежный контроль плотности соединения труб и трубных досок, повышение общей производительности труда, сокращение срока монтажа воздушно-конденсационных установок на месте эксплуатации.
Размеры модулей колеблются в широких пределах, которые определяются технологическими возможностями предприятия и теплогидравлическими параметрами этих модулей.
Па рис. 3.12 приведена панель ВКУ, изготавливаемая на Калужском турбинном заводе для ВКУ турбогенераторов «Туман-4К», Оцинкованная стальная труба диаметром 38x3 и длиной 5 м имеет продольно-радиальную накатку в виде треугольных выступов и впадин На трубы навито Т-образное оребрение с высотой ребра 15 мм, толщиной 0,4 мм и шагом 3 мм; 78 таких труб собираются в четырехрядный трубный пучок с разбивкой по равностороннему тре-уюльнику с шагом 70 мм. Боковые стороны панели имеют волнистую ограждающую стенку по всей глубине трубного пучка, предотвращающую проскок воздуха мимо поверхности теплообмена,
Трубы в трубных досках предварительно раздаются гидровальцовкой, а затем обвариваются по венчику автоматической сваркой. Качество шва контролируется цветной дефектоскопией.
Две таких панели ввариваются трубными досками в паровой коллектор, образуя спаренный модуль, показанный па рис. 3.13, и в таком виде транспортируются на место установки. 46
Рис. 3.12, Модуль ВКУ производства Калужскою турбинною завода
На рис. 3.14 показана транспортировка восьмиметрового спаренного шатрового модуля для сухой градирни с естественной тягой фирмы GEA.
На рис. 3 15 дана схема трубного пучка фирмы LUM.US с горизонтальными оребренными трубами диаметром 25x1,6 мм, данной около 2,43 м; высота ребер 16 мм, толщина 0,46 мм, шаг 2,3 мм. Часть трубок в районе гиба не имеет оребрения. Общая длина оребренной части модуля
Рис. 3.13. Сборка двух модулей ВКУ
47
Рис. 3.14. Транспортировка и монтаж модулей ВКУ фирмы GEA
А-А
составляет около 11 м, но бокам его расположены паровой и конденсатный коллекторы. Модуль оборудован системой жалюзи, позволяющей перекрывать ток воздуха через поверхность теплообмена,
3.4. ПАТЕНТНЫЕ РАЗРАБОТКИ В ОБЛАСТИ ВКУ
Многообразие целей и конструктивных решений не позволяет подробно систематизировать патентный материал по ВКУ; нам лишь представляется возможным разделить их на три части: конструкции ВКУ, поверхности теплообмена ВКУ и регулирование ВКУ
3.4.1. Конструкции ВКУ
На рис. 3.16 представлена секция ВКУ, содержащая пучки труб, вертикально расположенные между двумя решетками, и вентилятор, установленный по оси аппарата [23].
Этот конденсатор относится к секционным конденсаторам с параллельным расположением трубных пучков по пару и воздуху.
Трубы 1 аппарата собраны в секции 2, каждая из которых снабжена в нижней части коллектором 3 для подвода пара и коллектором 4 для отвода конденсата, Коллекторы имеют гидрозатвор 5, обеспечи-
49
Рис. 3.16. ВКУ с вертикальным расположением теплообменных модулем
вающий направленное движение пара. В верхней части каждая секция снабжена общим кольцевым коллектором, позволяющим осуществить двухходовое движение пароводяной смеси. Конденсатор опирается на колонны 6, жестко связанные с верхней трубной решеткой 7 и свободно проходящие через направляющие стакана 8 в нижней трубной решетке 9. Такая установка нижней решетки позволяет компенсировать температурные напряжения.
Вентилятор 10 установлен в нижней части на самостоятельной опоре.
Для впрыска воды в поток охлаждающего воздуха применен водяной коллектор 11 с форсунками 12, расположенными за вентилятором в обтекаемом кожухе.
В верхней части конденсатора расположен рассекатель 13, обеспечивающий осесимметричную подачу охлаждающего возду-
ха на секции с последующим выбросом его в окружающую среду.
На рис. 3,17 представлен воздухоохлаждаемый конденсатор [24], выполненный в виде двускатной крыши, состоящий из двух модулей 1 конденсаторных трубок 2, образующих шатровый профиль, с параллельной раздачей пара на оба модуля. Каждый модуль содержит впускной коллектор 3 и параллельно ему расположенный выпускной коллектор 4. Коллекторы соединены между собой горизонтально расположенными охлаждаемыми трубками. Трубки выполнены в ви-
Рис. 3.17. ВКУ шатровой компоновки с юризонгальпыми трубками
де змеевика с тремя расположенными горизонтально и параллельно друг другу петлями. Петли расположены последовательными рядами относительно набегающего потока. Трубки установлены таким образом, что воздушный поток контактирует сначала с участками трубок, находящимися вблизи впускного коллектора, а уже затем с участками трубок вблизи выпускного коллектора. Такое расположение трубок уменьшает опасность замерзания конденсата при низкой температуре охлаждающего воздуха.
В верхней части впускного коллектора расположен впускной паровой патрубок. К верхней части выпускного коллектора подсоединен трубопровод 5 отсоса паровоздушной смеси, а к нижней части — трубопровод 6 слива конденсата.
В нижней части шатра расположен вентилятор 7, который засасывает воздух из окружающей среды и подает его на трубные пучки конденсаторных модулей. Теплообменник имеет помимо основной несущей конструкции вспомогательную несущую раму, на которую навешивают модули.
Модули состоят из оребренных трубных пучков. Ребра 4 труб располагаются параллельно направлению воздушного потока.
На рис. 3.18 представлен двускатный конденсатор, у которого на выходе вентилятора 7 установлен диффузор 2, позволяющий снизить потери напора и интенсифицировать теплообмен [27].
51
Рис. 3.18. Установка диффузора для вен тля горов ВКУ
Рис. 3.19. Одиоска[ная компоновка ВКУ с горизонтальным расположением
вентиляторов
Наряду с двускатными конденсаторами широкое применение нашли теплообменники [28] с односторонним наклоном батареи 1 трубных пучков и горизонтальным расположением вентилятора 2. Такая установка представлена на рис. 3.19.
Большое количество разработок приходится на конденсаторы с параллельно-последовательным расположением трубных пучков по пару, в которых трубные пучки расположены вертикально или наклонно [29].
Конденсатор такого типа представлен на рис. 3.20. Он состоит из отдельных секций, образованных пучком ребристых труб 1, нижней впускной 2 и верхней выпускной 3 камерами н разделяется на после-
доватепьно соединенные конденсационную часть 4 и часть дополнительного охлаждения 5.
Рис. 3.20. Схема движения пара и конденсата в ВКУ с охладителем паровоздушной смеси
Нижние камеры секции конденсационной части снабжены патрубками для подачи пара и патрубками для слива конденсата 6. Верхние камеры данной секции имеют патрубки 7 для выпуска пара, объединенные в общий коллектор 8. Нижние камеры части дополнительного охлаждения паровоздушной смеси устроены так же, как и нижние камеры секции кон-
52
Рис. 3.21.'Схема движения ияра и паровоздушной смеси в ВКУ
денсационной часш, а верхние камеры имеют патрубки 9, объединенные в общий коллектор для удаления иесконденсировавшегося пара.
На рис. 3.21 представлен горизонтальный секционный конденсатор с параллельно-последовательным расположением трубных пучков 1 по пару и параллельным по воздуху [30] Конденсатор разделяется на последовательно соединенные конденсационную часть 2 и часть дополнительного охлаждения 3. Охлаждающий воздух подается на каждую секцию от собственного вентилятора 4.
В конденсационной части по отдельным рядам трубного пучка на выходе трубок установлены ограничительные шайбы 5.
В дополнительной части конденсатора выделен первый по ходу воздуха ряд трубок 6, который соединен параллельно по пару с конденсационной частью, а выходной частью объединен с входным паровым коллектором дополнительной части конденсатора. Такое разделение дополнительной части конденсатора предотвращает замерзание конденсата при низкой температуре окружающего воздуха, Конденсат удаляется из выходного коллектора дополнительной части конденсатора насосом 7.
Представляют интерес конденсаторы с воздушным охлаждением, в которых согласование поверхностей теплообмена с перепадами температур между температурой входа пара и температурой охлаждающего воздуха осуществляется путем установки на перекрещивающихся трубках ребер с переменным шагом [31]. Конденсатор такой конструкции представлен на рис. 3.22 Он состоит из паровпускного коллектора 1, в который подается отработавший пар от турбины и выпускного коллектора 2, из которого сливается конденсат в конденсатосборник 3. Между коллекторами расположены выполненные с перекрещиванием наклонные оребренные трубки 4, в которых происходит конденсация пара. В трубном пучке выделены два ряда перекрещивающихся труб для воздухоохладителя 5. Воздухоохладитель заканчивается коллектором б, из которого сливает-
53
6
ся конденсат в конденсатосборник 3 и отсасывается паровоздушная смесь в сборник пара 8.
Охлаждающий воздух подается вентилятором и последовательно проходит сначала через конденсационные трубки, а затем через трубки воздухоохладителя.
Одним из методов борьбы с замерзанием конденсата на выходе трубного пучка является метод, реализованный в конструкции, представленной на рис. 3.23. Конденсатор [32] представляет собой двускатную секцию с принудительным воздушным охлаждением, содержащую пучки оребренных конденсаторных трубок 1. Трубки соединены одним своим концом с верхней парораспределительной камерой 2, а другим — с нижней камерой 3.
В целях повышения надежности работы конденсатора прн низких температурах охлаждающего воздуха в трубках предусмотрено встречное движение пара, которое происходит за счет установки трубки-конденсатоотводчика 4. Пар, подведенный через парораспределительные камеры 2, конденсируется в верхней части трубки, а конденсат отводится через конденсатоотводчик и дополнительную центральную трубу 5 в конденсатосборник 6.
В верхней части дополнительной центральной трубки 4 выполнены отверстия 7 для отсоса паровоздушной смеси, расположенные ниже гребня трубки-конденсатоотводчика.
54
Благодаря такой особенности конструкции конденсатора сокращается путь конденсата по холодной внутренней стенке верхней части трубки в первых рядах трубок по ходу охлаждающего воздуха. Дополнительные трубки состоят из двух помещенных одна в другую частей разного диаметра, что позволяет компенсировать тепловые расширения.
Конденсатосборник б снабжен патрубком 8, подсоединенным к воздуховоду 9 для отсоса паровоздушной смеси и патрубком 10 для отвода копденсаха в коиденса-топровод 11. В нижней части камеры 3 имеется патрубок 13 для слива конденсата в конденсатосборник 14.
Поверхность теплообмена. В гл. 2 на рис. 2.1 приведены некоторые используемые в ВКУ конструкции поверхностей теплообмена. Рассмотрим теперь способы интенсификации теплообмена на таких поверхностях
Одним из способов интен-
сификации теплообмена явля- Рис. 3.23. ВКУ с центральными трубками-ется установка на трубках от- копденсзюотводчикамн
дельных перфорированных
ребер, которые образуют конфузорно-диффузорные каналы для прохода воздуха [33], Пучок такого типа представлен на рис. 3.24. Трубный пучок содержит трубы с закрепленными на них перфорированными ребрами 2 V-образного профиля, смежные ребра развернуты в противоположные стороны и образуют конфузорно-диффузорные каналы для прохода воздуха. Воздух, попадая в межреберное пространство, проходит чередующиеся конфузорные и диффузорные каналы,
55
Рис. 3.24. Профилирование капала для прохода воздуха но mnj конфузор-диффузор
Труба
Рис. 3.25. Щелевые жалюзи па оребренных трубах ВКУ
смежные также и в поперечном сечении, Это, в свою очередь, вызывает возникновение знакопеременного градиента давления и способствует перетеканию среды через отверстия перфорации. Такое движение интенсифицирует теплообмен со стороны воздуха. Из общетеоретических соображений можно однако предположить, что такой способ интенсификации теплообмена сопряжен со значительными потерями давления.
В трубных пучках с плоскоовальными трубками для повышения теплоотдачи со стороны воздуха между трубками размещены гофрированные пластины с отогнутыми жалюзи [34].
Пластины с жалюзи такого типа представлены на рис. 3.25. Поток воздуха, создаваемый вентилятором, набегает на установленное под углом ф ребро гофрированной пластины 7 и создает на сторонах ребра разность давлений, под действием которой через отверстия 2 часть потока перетекает из области избыточного давления в область пониженного давления, организуя поперечное перемешивание потока воздуха. Это приводит к интенсификации теплообмена.
Помимо оребрения каждой трубки в отдельности применяется оребрение трубного пучка плоскими пластинами [35].
На рис. 3,26 представлена плоскоовальная трубка 1, оребренная плоскими пластинами 2 и 3, которые образуют конфузорно-диффузорные каналы для прохода охлаждающего воздуха. Между этими каналами выполнены прямоугольные каналы, образованные плоскими участками пластин
Выступы 4 и впадины 5 верхней смежной пластины 2 располагаются против впадин 6 и выступов 7 нижней смежной пластины 3. При движении в каналах, образованных пластинами, воздух отрывается в диффузорной части канала и образует мощные вихри, что ведет к интенсификации теплообмена.
56
Направление потока
Рис. 3.27. Пластпноребристын теплообменник с отборювкой-шисисп-фпкатором в месте крепления труб
t Рис. 3.26. Конфузорно-диффузорный капал на оребренных овальных (рубах
Па рис. 3.27 изображена пластина 1 теплообменника, в которой «целях интенсификации теплообмена выполнены зубчатые отбортовки 2 для закрепления трубок [36J.
На рис. 3.28 представлена плоскоовальная трубка 1 с поперечными ребрами 2. В направлении потока охлаждающего воздуха трубка имеет вытянутое в длину поперечное сечение, скругленное по концам. Его удлинение во много раз больше наибольшего поперечного размера С. Трубки собираются только в один ряд перпендикулярно направлению потока охлаждающего воздуха. Оребренная трубка имеет сечение, плавно изменяющееся в направлении потока охлаждающего воздуха [37].
Большое применение в разработках получили трубные пучки, состоящие из трубок со спиральной навивкой ребер [38]. Примером такой разновидности трубчатых поверхностей является оребренная 1рубка, представленная на рис. 3.29. Вокруг трубки навита металлическая ленга 2, приваренная у основания к трубке /. Лента состоит из двух полос 3 и 4 разных металлов, сваренных между собой. Полоса 3, приваренная к трубке 1, имеет коэффициент расширения близкий к коэффициенту расширения трубы. Полоса 4 имее1 штампованные фигурные вырезы.
На рис. 3,30 изображена оребренная трубка /, на которую навита основа 2, изогнутая в форме паза в поперечном сечении. Ребра 3 ос-
Рис. 3.28. Плоскоовальцая трубка с каналом переменного сечения по воздуху
Рис. 3.29. Оребренная (рубка со специальным сварным биметаллическим ребром
57
Рис. 3.31. Специальные выступы-пп-телсификаторы на внушение» поверхности теплообменных труб
Рис. 3.30. Оребрение трубки в виде приварною металлическою желоба
новы 2 заходят друг за друга, взаимно переплетаются и объединяются [39].
Процесс интенсификации теплообмена полезен не только со сто-
7
Рис. 3.32. Рециркуляция теплого воздуха по центральному каналу на всас вентилятора ВКУ 58
роны воздуха, но и со стороны конденсирующегося пара На рис, 3.31 показана трубка 1, па внутренней поверхности которой выполнены кольцевые элементы 2, расположенные на определенном расстоянии друг ог друга. Поверхность элементов 2 трубки 1 не смачивается образующимся конденсатом, за счет чего происходит интенсификация теплообмена со стороны пара [40].
Регулирование теплопередачи в трубном пучке. Регулирование температуры воздуха впрыском воды в воздушный поток описано выше и представлено на рис. 1.3.
Способ регулирования температурь! охлаждающего воздуха посредством его рециркуляции [41] показан на рис. 3.32. Воздух засасывается вентилятором 1 из камеры 2, связанной с внешней средой окнами 3. В ок-
нах расположены подвижные жалюзи 4 Воздух после вентилятора 1 проходит через теплообменники 5, где нагревается и поступает в камеру 6. Часть воздуха сбрасывается через жалюзи 7 в окружающую среду, другая часть засасывается' вентилятором 8 в воздуховод 9. Пройдя через перфорированные окна 10, ступицы вентилятора 7, воздух сбрасывается через отклоняющие элементы в камеру 2, где смешивается с охлаж-
Рцс. 3.33. Рециркуляция воздуха по внешнему каналу на всае вентилятора ВКУ
дающим воздухом. Расход воздуха на рециркуляцию регулируется жалюзи 4 и 7.
На рис. 3.33 представлена схема охлаждения конденсатора с рециркуляцией воздуха [42], где расход воздуха на рециркуляцию регулируется подвижными шторами I. Охлаждающий воздух вентилятором 2 подается к трубным пучкам конденсатора 3. Нагретый воздух поступает в канал, образованный подвижными шторами 1 и трубным пучком конденсатора 3, а затем сбрасывается в окружающую среду. Часть нагретого воздуха возвращается к вентилятору 2, смешиваясь по пути с холодным воздухом. Регулирование расхода холодного и теплого воздуха осуществляется подвижными шторами 7, намотанными на барабаны 4.
Регулирование расхода охлаждающего воздуха [43] в схеме с независимыми венIиляторами на каждый трубный пучок, показано на рис 3.34.
В этой схеме охлаждающий воздух на каждый трубный пучок подастся отдельным вентилятором 2 Вентиляторы расположены двумя различными но числу группами Выпускные коллекторы грубиых пучков, обслуживаемые первой трупной вентиляторов, соединены с первым сборным коллектором 3, а выпускные коллекторы трубных пучков, обслуживаемые второй группой вентиляторов, соединены со вторым сборным коллектором 4. С первым и вторым сборными коллекторами соединены независимо одна от другой ступени эжектора 5 и б для удаления паровоздушной смеси.
Каждая группа вентиляторов оборудована регулирующим устройством включения и отключения одного или нескольких вентиляторов
59
Рис. 3.34. Схема управления вешиля горами ВКУ для борьбы с замерзанием
данной группы, независимо от другой. Эго позволяет регулировать суммарный расход воздуха, подаваемого к трубным пучкам, обслуживаемым данной I руиной вентиляторов, не нарушая работы эжекторов, отсасывающих паровоздушную смесь из коллекторов трубных пучков, которые обслуживаются другой группой вентиляторов.
Схема жалюзийного регулирования расхода воздуха [44] представлена на рис. 3.35. Жалюзи включают подвижные относительно друг друга наборы пластин 1 и 2. расположенные с зазором. Пластины каждого из наборов выполнены Г-образного очертания, и каждая пара образует в наборе воздухонаправляющие сопла 3.
На рис. 3.36 показаны жалюзи для регулирования расхода охлаждающего воздуха [45], состоящие из корпуса / и размещенных в нем на осях 2 поворотных лопаток 3. Лопатки через кривошипы 4 и тягу 5 связаны с приводом 6. Регулирование расхода воздуха осуществляется поворотом лопаток на определенный угол. 60
Рис. 3.35. Ре/улированне расхода воздуха с помощью подвижных пластин
Рис. 3.36. Жалюзийное регулирование расхода воздуха
Регулирование расхода воздуха шибером (рис. 3.37) осуществляется поворотом шибера I вокруг оси 2. В шибере предусмотрена возможность дополнительного регулирования расхода воздуха поворотными пластинами 3, закрепленными на трубках 4. Газоплотность шибера достигался за счет взаимного перекрытия пластин и расположения плоскости их сопряжения по осям труб [45].
Еще один тип поворотных заслонок показан на рис. 3.38. Воздух, натретый в конденсаторе 7. поступает в воздуховод 2, в котором расположена заслонка 3, управляемая термодатчиком 4- Пово-61
4
Рис. 3.37. Регулирование расхода воздуха поворотным шибером
Рис. 3.38. Регулирование расхода воздуха поворотной заслонкой
ротом заслонки обеспечивается заданный расход воздуха, и тем самым поддерживается его температура [46].
Определенный интерес представляет устройство регулирования температуры охлаждающего воздуха [47], представленное на рис. 3.39. Устройства такого типа применяют в башенных охладителях. Устройство содержит подвижные шторы 1, размещенные между ребрами контакта теплообменных секций 2 и 3, и образующие с последними тетраэдры, полости которых по высоте разделе-
Рис. 3.39. Регулирование производительности ВКУ с бедственной циркуляцией воздуха
62
ны горизонтальными перегородками 4 на каналы для прохода охлаждающего воздуха. Каждая штора установлена с возможностью перекрытия ею по крайней мере двух пар теплообменных секций. В верхней части теплообменной секции располагается вал 5 для наматывания на него подвижной шторы 1.
Обзор патентных разработок очевидно свидетельствует, что эта область обеспечивает обширное поле деятельности для творчески мыслящих людей.
Глава 4. ВЕНТИЛЯТОРЫ ДЛЯ ВОЗДУШНОКОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВОК
4.1. КОНСТРУКЦИИ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Вентиляторы для ВКУ — побудители движения больших расходов воздуха при низких гидравлических сопротивлениях поверхности теплообмена. Обычно применяются одноступенчатые осевые вентиляторы с большим диаметром колеса, типовая конструкция вентилятора приведена на рис. 4.1. Корпус / состоит из конического или скругленного входетого участка и вьсчодыого диффузора, назначение которых обеспечить безударный вход воздуха на колесо и восстановление динамическою напора в статическое давление. Внутри цилиндрической части корпуса размещается колесо вентилятора с втулкой-обтекателем 2 и лопастями 3. Количество лопастей — от 3 до б в зависимости от расхода воз-
духа и напора вентилятора.
Лопасти могут быть закреплены в единственном положении или иметь переменный угол установки. Угол установки лопасти обычно изменяется вручную в зависимости от условий эксплуатации. Перестановку ло-пасмей производят дважды в год с ориентацией на летний и зимний режимы эксплуатации.
Колесо приводится во вращение электродвигателем 6 через редуктор 4 с промежуточным валом 5 с шарнирами Кардана В такой схеме удается использовать высокооборотные и сравнительно легкие двигатели, но появляется редуктор с большим передаточным числом, так как вентиляторное колесо имеет частоту вращения 150... 300 об/мин, а двигатели 1500...3000 об/мин. В некоторых вентиляторах для
Рис. 4.1. Типовая копсфукция осевого вентилятора с большим диаметром колеса
64
Рис. 4.2. Прямолейстпуютий привод колеса вентилятора
улучшения аэродинамики установлены спрямляющие решетки 8. Нередко под колесом вентилятора располагается защитная сетка, предотвращающая падение лопасти па землю при ее обрыве, а также попадание птиц в пространство над вентилятором при его стоянке.
В ряде случаев используется прямодействующий привод колеса, когда оно насажено непосредственно на вал двигателя (рис. 4.2). При этом двигатель 4 имеет собственную опору
5 в виде металлической рамы или бетонной подставки. Остальные элементы вентиляюра (диффузор /, втулки 2 и лопасти 3) не отличаются от варианта с редукторным приводом. Учитывая, что вариант прямодействующего двигателя предполагает низкие обороты его, совпадающие с оборотами колеса, масса двигателя в прямодействующем варианте значительно больше, чем в редукторном, что затрудняет его монтаж и ремонт, Преимущество этого варианта — отсутствие
редуктора и промежуточного вала, которые ипшда являются причинами отказа вентилятора ВКУ.
Для регулирования напора вентилятора в ряде случаев применяют двухскоростные асинхронные двигатели: в летнее время двигатель эксплуатируется на больших оборотах, а в зимнее — на малых (половинных) оборотах.
В качестве материала для корпуса используются металлы (сгаль, алюминий) или пластмассы и стеклоткани.
Лопасги колес, как правило, полые из алюминиевого сплава или стеклопластиковые со стальной арматурой по тину вертолетных винтов, последний вариант по многим показателям лучше алюминиевого.
Проблемы эксплуатации вентиляторов связаны с неравномерностью усилий на колесах большого диаметра Источником неравномерности служит механический небаланс, образование наледей на лопастях или поверхности корпуса, существенная неравномерность воздушного потока на входе или на выходе вентилятора. Следствием этого может быть обрыв лопастей и выход из строя ротора вентиляторной установки.
4.2. ТЕХНИЧЕСКИЕ И КОНСТРУКТИВНО-КОМПОНОВОЧНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВЕНТИЛЯТОРОВ
В России и за рубежом разработаны и реализованы многообразные конструкции вентиляторных установок. На рис. 4.3 приведены вентиляторные установки ВНИИНЕФТЕМАШ с диаметром колес от 2,5 до 7 м.
65
Вентилятор 1ВГ25
3720
Рис. 4.3. Вентиляторные установки ВНИИНЕФТЕМАШ
Вентилятор (см. рис. 4.3) состоит из рабочего колеса 2, аэродинамических элементов (диффузора 1, среднего патрубка 3 и коллектора 4) и привода 5. Рабочее колесо состоит из ступицы с закрепленными на ней тремя лопастями типа ЦЗ-04 и втулки ротора: оно насажано
непосредственно на вал тихоходного электродвигателя и прикреплено к нему болтами и гайками. Рабочее колесо вращается в плоскости
среднего патрубка, расположенного соосно с ним. Диффузор состоит из отдельных щитов; коллектор и средний патрубок состоят из от
дельных секторов.
Технические характеристики рис. 4.4 и в табл. 4.1.
вентиляторов представлены на
Рис. 4.4. Аэродинамические характеристики осевых вентиляторов ВНИИНЕФТЕМАШ:
о) — 1ВГ25; б) — 1ВГ50; в) — 2ВГ70В
Таблица 4.1
Технические характеристики осевых вентиляторов
Показатель	Тип вентилятора		
	1ВГ25	2ВГ50	2ВГ70Б
Диаметр, мм:			
рабочего колеса	2500	5000	7000
втулки ротора	750	1500	2100
Частота вращения ротора, об/мин Электродвигатель:	380	178	176,5
тип	ВАСО 10-19-16	ВАСО 14-16-32	ВАСО 15-23-34
мощность, кВт	11	30	75
напряжение, В	380	380	380
частота тока, Гц	50	50	50
Масса, кг	1200	4850	9260
67
6380
6000
Рис. 4.5. Аппарат воздушного охлаждения с колесом вентилятора диаметром 5 м
Привод вентилятора — от тихоходного электродвигателя воздушного охлаждения, закрепленного на специальной раме, относящейся к строительной части 13КУ.
Производительность вентилятора регулируется изменением угла наклона лопастей рабочего колеса.
На рис. 4.5 приведен аппарат воздушного охлаждения воды Борисоглебского завода «Борхиммаш» с вентилятором диаметром 5 м с прямодействующим двигателем.
Аппарат поставляется в сборе с вентилятором.
Технические характеристики аппарата 1АВЗ
Количество теплообменных секций................. 6
Количество рядов труб...........................4; 6
Длина труб, мм.................................. 6000
Трубы биметаллические, оребренные Поверхность теплообмена, м2 .................... 2250—6150
Материальное исполнение.........................Сталь углеродистая
нержавеющая
Диаметр колеса вентиля юра, мм.................. 5000
Электродвигатель — ВЛСО, мощность............... 37 кВт; 75 кВт
68
На воздушно-конденсационных установках с меньшими производительностями по воздуху применяются вентиляторы меньшего диаметра. На рис. 4.6 приведена конструкция веншлятора фирмы «Питон» с диаметром колеса 2,5 м с шестью лопастями, а на рис. 4.7 конструкция аналогичного вентилятора фирмы «Комвен».
Технические характеристики аппаратов сведены в табл 4.2, отличаются они лишь способом передачи момента на вентилятор. У первого — прямодейсгвующий двигатель с числом оборов 365 об/мин, масса вентилятора 850 кг, у второго — редукторная передача с 3000 об/мин до 365 об/мин, масса вентилятора 720 кг.
Ряс. 4.6. Осевой вентилятор фирмы «Питон» е колесом диаметром 2,5 м
69
Вал карданный
Каркас
Канат капроновый
Рис. 4.7. Вентилятор фирмы «Коывен» с колесом диаметром 2,5 м
Таблица 4.2
Технические данные вентиляторов фирм «Пи|Он» и «Комвец»
Производительность номинальная, м'/с
Давление, Па
Диаметр рабочего колеса, мм
Часюта вращения рабочего колеса, об/мин
Мощность установленная, кВт
Напряжение, В
Частота тока, Гц
Габаритные размеры вентилятора не более, мм диаметр (D) высота (Н)
Масса вентилятора не более, кг
Число оборотов электродвигателя, об/мин
43,33
140
2500 365
И
380
80
3070 760 850
365
В отдельном случае могут быть использованы осевые вентиляторы еще меньшей подачей, конструкции которых приведены на рис. 4 8 и 4 9 в исполнении АО «Рыбинское КБ машиностроения». Их технические характеристики приводятся в табл, 4.3.
70
ВО-25-188-8-Г1, Bl
VO-25-188-8-G1.-V1
BKP-8-B1
BKR-8-V1
0882
01200
Рис. 4.9. Крышные вентиляторы Рыбинского КБ машиностроения
Рис. 4.8. Осевые вентиляторы Рыбинского КБ машиностроения
	Производи-
Обозначение вентилятора	тельность, тыс. м3/час
ВО-25-188-8-П(В1)-20	14 23
ВО-25-188-8-Г1(В1)-30	22 ... 32
В 0-25-188-8Т1(В 1)-40	29 ... 39
ВО-25-188-8-Г1(В1)-20А	15 ... 24
ВО-25-188-8-П(В1)-ЗОА	20 . 31
ВО-25-188-8-Г1(В 1)-40А	29 ... 37
ВО-25-188-5-Г1(В 1)-31(41)-А	4,8 ... 7,2
ВО-25-188- 5-Г1 (В 1)-41(3 1)-А	6,0 ... 9,0
ВО-25-188-5-Г1 (В 1)-21(41)-А	3,6 ... 5,4
ВО-25-188-5-П (В 1 )-41 (21)-А	6,0 .9,0
ВКР-8-В1-20-4	12 ...21
Напор, Па	Температура перемещаемого воздуха, °C	Мощность электродвигателя, кВт	Напряжение питания, В	Частота тока, Гц	Масса вентилятора не более, кг
ВО-25-188-8-Г1, -В1					
510 ... 210	-45 °C... 40 °C	11/6,5	380/220	50	205
670 ... 400	-45 °C ... 40 °C	11/6,5	380/220	50	205
780 .. 610	-45 °C ... 40 °C	11/6.5	380/220	50	205
500 ... 250	-45 °C ... 40 °C	3	380/220	50	165
650 ... 400	-45 °C ... 40 =С	11	380/220	50	234
715 ... 575	-45 °C ... 40 °C	И	380/220	50	234
ВО-25-188-5-Г1,-В1					
220 .. 145	-45 °C ... 40 °C	1,1	380/220	50	60
255 .. 180	-45 °C ... 40 °C	1,1	380/220	50	60
190 ... 110	-45 °C ... 40 °C	1,1	380/220	50	60
255 ... 180	-45 °C... 40 °C	1,1	380/220	50	60
	ВКР-8-В1				
350..170	-45 °C ... 80 °C	3,0	380/220	50	190
Окончание табл. 4 3
Обозначение вентилятора	Производительность, тыс. м3/час	Напор, Па		Температура перемещаемого воздуха, °C	Мощность электродвигателя, кВт	Напряжение питания, В	Частота тока, Гц	Масса вентилятора не более, кг
В КР-8-В1-30-4	19 ... 27	450 .	. 310	ВКР-8-В1 -45 °C .. 80 °C	4,0	380/220	50	200
В КР-8-В1-40-4	25 ...31	630 .	.410	-45 °C ... 80 °C	5,5	380/220	50	210
ВКР-8-В1-20-А-4	12 .. 21	350 .	. 170	-45 3С ... 80 °C	3,0	380/220	50	190
ВКР-8-В1-30-А-4	19 ... 27	450 .	310	-45 °C... 80 °C	4,0	380/220	50	200
ВКР-8-В1-40-А-4	25 .. 31	430 .	. 410	-45 °C ... 80 °C	5,5	380/220	50	210
ВКР-8-В2
ВКР-8-В2-20-4	12	.2]	350	170	-45	°C.	. 120	°C	3,0	380/220	50	200
ВКР-8-В2-30-4	20 .	.28	470	310	-45	°C .	120	СС	4,0	380/220	50	210
ВКР-8-В2-40-4	27	. 34	490	. 450	-45	°C .	. 120	°C	5,5	380/220	50	220
BKP-S-B2-20-A-4	12	. 21	350	. 170	-45	°C .	. 120	°C	3,0	380/220	50	200
ВКР-8-В2-30-А-4	20.	. 28	470 .	.310	-45	°C .	. 120	°C	4,0	380/220	50	210
ВКР-8-В2-40-/	27 .	34	490 .	450	-45	°C .	. 120	=С	5,5	3 80/220	50	220
Глава 5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ВКУ
5.1. ТЕПЛООТДАЧА И ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ ТРУБНОГО ПУЧКА
Описание стенда
Теплогидравлпческие характеристики трубного пучка определены в научно-исследовательском центре ОАО «КТЗ» на специально созданном оенде и сопоставлены с расчетными данными различных авторов.
Стенд модели воздушного конденсатора (рис. 5.1) включает в себя модель воздушного конденсатора 7, вентилятор 2, расходомер 3.
Питательная вода подается из цеховой линии высокого давления. До теплообменника питательная вода проходит дроссель 4, фильтр 5
Рис. 5.1. Тепловая схема и КИП стенда модели воздушного В атмосферу копдепсаюря	&
Воздух из атмосферы*
Питательная вода
74
и расходомерную шайбу 6. После расходомера вода направляется в теплообменник, где охлаждается и возвращается на ТЭЦ.
Воздух из атмосферы всасывается вентилятором, установленным за теплообменником, и возвращается обратно в атмосферу. Для создания равномерного поля скоростей воздуха перед моделью входной канал оснащен насадкой 7 с криволинейным профилем. На выходе за вентилятором установлена расходомерная шайба для определения расхода воздуха.
Конструкция модели воздушного конденсатора приведена на рис. 5.2, а элементы теплообменной трубы — на рис. 5.3. Питательная вода от общего коллектора поступает в пять секций труб, суммарное
Рис. 5.2. Модель воздушного конденсатора:
1 — модель ВКУ; 2 — вентилятор; 3 — расходомер по воздуху, 4 — дроссель; 5 — фильтр; 6 — расходомер по питательной воде, 7 — профилированный входной участок
75
количество труб — 20 В конструкции использована труба стальная диаметром 25x2 с навитой на нее спиралью из алюминиевого сплава АД-1М. Внутри трубы установлен стержень диаметром 18, образующий кольцевой канал для прохода воды. Назначение стержня — увеличить скорость и коэффициент теплоотдачи о г воды к стенке при умеренных ее расходах. При больших расходах воды охлаждение ее невелико и ошибка в измерении теплового потока может быть значшельной.
С целью уменьшения потерь тепла в окружающую среду трубопроводы питательной воды, охлаждающего воздуха и теплообменник изолированы матами из минеральной ваты.
На выходе питательной воды из теплообменника установлено перемешивающее устройство для выравнивания поля температур. Температура охлаждающего воздуха на выходе из теплообменника измеряется после перемешивания в вентиляторе. Влияние нагрева воздуха вентилятором пренебрежимо мало.
Перечень контрольно-измерительных приборов приведен в [абл. 5.1; он иллюстрирует уровень измерительных средств, примененных для исследования теплообмена и гидродинамики в ВКУ
Методика обработки результатов испытаний
Геометрические характеристики поверхностей теплообмена (см рис. 5.3):
внутренний диаметр кольцевого канала	0,018 м;
наружный диаметр кольцевого канала _О2	0,021 м;
наружный диаметр гладкой трубы Dr	0,025 м:
диаметр трубы по основанию ребер £)	0,0256 м (с учетом
толщины ребра);
наружный диаметр ребер Рр	0,057 м;
длина оребренной трубы Л	0,25 м;
толщина стенки трубы а	0,002 м;
76
Таблица 5 1
Перечень контрольно-измерительных приборов, применяемых jipn иены ганиях
№ п/н	Прибор	Кол-во	Пределы измерений. МПа	Цена деления, МПа	Класс точности или максимальная погрешность	Измеряемая величина
1	Образцовый манометр	1	0—160	0,064	кл. 0,4	Давление питательной воды перед дросселем, МПа
2	«	2	0-1,0	0,004	кл. 0,4	Давление питательной поды перед и за сужающим устройством, МПа
3	«	2	0-0,6	0,0024	кл. 0,4	Давление питательной воды иа входе и выходе теплообменника, МПа
4	Манометр дифферент V-обр,	1		1	0,7	Гидравлическое сопротивление трубного пучка по воздуху, мм вод. ст.
5	«	1		1	0,7	Перепад давлений на сужающем устройстве по воздуху, мм ВОД. CI.
6	«	1		1	0,7	Избыточное давление воздуха перед сужающим устройством, ММ ВОЛ С[.
7	Термометр лабораторн.	1	-30— +20	0,1	0,14	Температура воздуха на входе в теплообменник, °C
8	«	2	solos	о,1	0,14	Температура воздуха на выходе из теплообменника, °C
9	«	2	100— 155	0,1	0,14	Температура питательной воды на входе и выходе теплообменника, °C
10	Барометр анероид.кон-трояьщ М67	1	610— 790	1,0	од	Атмосферное давление, мм рт. ст.
толщина ребра 6	0,0003	м;
шаг ребра S	0,0023	м;
высота ребра h	0,0157	м;
число труб /г	20;
число рядов труб на входе в пучок, /гр	5;
ширина пучка труб по ходу воздуха В	0,3 м;
высота пучка труб по ходу воздуха Н	0,25 м.
Эквивалентный гидравлический диаметр кольцевого канала, м:
-D2	= 0,021 - 0,018 = 0,003,
77
Суммарное сечение кольцевых каналов в одном ходе воды, м2.
F = ~ (о1-О2.)пп = - <0,0212 - 0,0182)- 5 = 4,5944  10 4.
Л 4	1 'J 4
Площадь наружной поверхности кольцевого канала (суммарная), м2:
^RH = nP2£«rp = n • 0,021 • 0,25 • 20 = 0,33.
Площадь по среднему диаметру трубы (суммарная), м2:
г (D2 +	,	<0,021 + 0,0255 n
Г.„ = п ---z---Un = п -------------- • 0,25 • 20 = 0,362.
ч 'у	2	) 'I V 2	)
Наружная площадь труб по основанию ребер (суммарная), м2:
- яПн£лтр=п 0,256 • 0,025 • 20 = 0,402.
Поверхность оребрения труб, м2:
“	(0.0572 - 0.02562) • 2	+ п • 0,057 • 0,0003	• 20 =
= 8,973.
Полная поверхность оребренных труб, м2:
6	0 25 \
= 8,973 + я • 0,0256 0,25 - 0,0003	- • 20 = 9,323 .
’	V ’	0,0023j
Площадь проходного сечения воздуховода на входе в теплооб-2 менпик, м :
FIip - В ‘Н= 0,3 -0,25 = 0,075.
Площадь узкого сечения теплообменника для прохода воздуха, м2-
^ = ^р-[ЧУН^-О„)з|]пр =
= 0,075 - ^0,0256-0,25 + (0,057 - 0,0256) • 0,0003	’ 5 = 0,038.
78
Отношения площадей, используемые в расчете,
F/FH - 9,323/0,402 - 23,192;
F0/FBH = 9,323/0,33 - 27,976;
F0/Fcp = 9,323/0,362 - 25,754 ;
Fp/F0 8,973 /9,323 - 0,962.
Теплофизические свойства воды и воздуха взяты по их средним температурам, теплоотдача от воды определена для эквивалентной гладкой трубы по уравнению
хт л Г'-'-) п	г ч0,25
Nu0 = 0,023-Кеж Ргж	.
При этом |1С определено по температуре стенки, вычисленной методом последовательных приближений.
Коэффициент теплоотдачи для эквивалентной круглой трубы, Вт/(м2  К)
Nu,AB о в
0 = ЛГ’
где Лв — теплопроводность воды при средней температуре воды, Вг/(м2-К)
Коэффициент теплоотдачи воды при течении в кольцевом канале, [1], Вт/(м2 ' К)
где е = 1 при D^tD-^ > 0,2, в данном случае Z2 j/Z>2 - 0,86; Ргв — число Прандтля для воды при средней температуре воды.
Количество передаваемого тепла но воде, Вг
где с^в — теплоемкость воды при средней темпера]урс воды, Дж/(кг • К); GB — расход питательной воды, кг/с.
Количество переданного тепла но воздуху. Вт-
79
где С — теплоемкость воздуха при средней температуре воздуха,
Дж/(кг-К); GRi — расход охлаждающего воздуха, кг/с.
Погрешность теплового баланса, %,
е =	-----в ЮО.
^-вз
Среднелогарифмический температурный напор, °C,
hi =
8	83
Истинный температурный напор, °C:
Дг - f М .
Поправка / вводится для схем движения, отличающихся от противоточной, и выражается через параметры R и Р.
Отношение водяных эквивалентов теплоносителей (или изменение температур теплоносителей)
Тепловая эффективность
По полученным R и Р по диаграмме (рис. 5.4) определяем f [5].
Общий коэффициент теплопередачи, отнесенный ко всей поверхности, Вт/(м2 • К),
К = ---2---
При числе ходов при перекрестном токе более четырех /= 1.
Коэффициент теплопередачи К может быть представлен в виде
1	а	1
+ ЧЩр-Щ) + “вз+
Принимаем
---- = — + R + R ry--zy 1 копт отл5
^ПрИВ '"83
80
где априв — приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха; ЛК0|1Т — термическое сопротивление контакта между ребра-2
ми и стенки трубы, (м • К)/Вт; RQ[!l — термическое сопротивление
2
отложений со стороны воды и со стороны воздуха, (м • К)/Вт, к-~----------------------------Ч----------;
£о а Д +	1
“и Дн Др Др “прив
отсюда
_ 1
а"ривЫ ±Д _^Д’
к “в Дп ~ Др Др
где Х|р — коэффициент теплопроводности материала трубы при температуре стенки, Вт/(м2 - К).
81
Анализ результатов испытаний
На первом этапе было определено поле температур воздуха на выходе из модели трубного пучка.
Измерение температур воздуха производилось на расстоянии 590 мм от модели в горизонтальной и вертикальной плоскостях лабораторными термометрами с ценой деления 0,1 °C.
С целью выявления влияния конструктивных боковых зазоров А и Б, (см. рис. 5.2), на неравномерность поля температур воздуха за моделью были проведены сравнительные опыты при открытых и уплотненных зазорах.
Результаты испытаний приведены на рис. 5.5. При открытых зазорах неравномерность температурного поля по вертикали составляет 9 °C, а по горизонтали — 13 °C (соответственно 11 % и 16 % oi нагрева). Такая неравномерность объясняется конструктивными особенностями изготовления теплообменника: крайние ряды труб имеют несколько меньше гидравлическое сопротивление и пропускают повышенный расход воздуха.
При уплотненных зазорах неравномерность поля температур со-шавляег по вертикали 4 °C, а по горизонтали 7 °C (соответственно 5 и 8 % от нагрева). При рабочем проектировании модуля воздушно-конденсационной установки боковые зазоры необходимо уплотнять из-за возможности замерзания конденсата в крайних трубках, хотя при больших поперечных размерах модуля по сравнению с моделью эти зазоры будут играть значительно меньшую роль в неравномерности расхода воздуха.
Рис. 5.5. Поле температур воздуха ла выходе из модели трубною пучка: а - - с неуплотненными боковыми зазорами; б — с уплотненными боковыми зазорами
82
После оценки поля температур были определены коэффициент теплоотдачи оребренной трубы со стороны воздуха и сопоставлены с расчетными зависимостями.
На рис. 5.6 представлены результаты определения коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха и коэффициента теплопередачи, отнесенных к полной поверхности теплообмена, в зависимости от скорости воздуха в узком сечении. График показывает, что уплотнение зазоров, и, следовательно, более равномерное распределение расходов воздуха по пучку труб приводит к некоторому повышению теплоотдачи со стороны воздуха. Влияние зазоров уменьшается при увеличении расхода воздуха.
При уплотненных зазорах коэффициент теплопередачи при изменении скорости воздуха в узком сечении с 5 до 7 м/с возрос от 28 до 32 Вт/(м2 • К), а коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха — от 31,2 до 35,2 Вт/(м2 • К).
В опытах составлял около 12 000 Вг/(м2 • К). Это говорит о том, что термическое сопротивление со стороны воды (с учетом ~ = 28) на порядок меньше, чем со стороны воздуха. Таким образом, ошибка в определении ав практически не влияет на значение коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха, определяемого из опытного коэффициента теплопередачи косвенным методом согласно вышеприведенной методике.
Результаты расчета и экспериментальная зависимость приведены на рис. 5.7 в сопоставлении с экспериментом. Для расчета коэффици-
Рис. 5.6. Зависимость коэффициента теплоотдачи и теплопередачи от скорости воздуха:
О — с уплотненными боковыми зазорами; х — без уплотнения зазоров
Рис, 5.7. Сопоставление данных расчет и эксперимента по теплоотдаче со стороны воздуха
х —.с учетом эффективности ребра, о — без учета эффективности
83
Рис. 5.8. Гидравлическое сопротивление теплообменника ио воздуху:
• — опытные данные; О — после устранения зазора у стенки, х — расчетные точки по [49]
ента теплоотдачи из эксперимента взяты: средняя температура воздуха, скорость в узком сечении по воздуху, геометрические характеристики теплообменника.
Из рис. 5.7 следует, что коэффициент теплоотдачи, полученный в эксперименте, на 32... 40 % ниже (без учета эффективности ребер, когда их термическим сопротивлением пренебрегаем) и па 22...30 % меньше с учетом эффективное!и, чем по методикам [5] и [49], и такое отличие нуждается в обьяснении.
Может быть несколько причин: существенное отличие в форме поверхности нагрева и большое значение коэффициента оребрения нашей поверхности по
сравнению с прототипами, взятыми в [5, 49];
наличие значительного контактного сопротивления между ребром jj трубкой, которое в меюдике обработки отнесено нами условно к термическому сопротивлению теплоотдачи от воздуха к стенке. Этот вопрос исследован в § 5.2.
На рис. 5 8 представлены результаты измерений гидравлического сопротивления модели конденсатора по воздушной стороне в диапазоне изменения скорости в узком сечении от 5 до 7 м/с. Гидравлическое сопротивление при уплотненных зазорах в указанном диапазоне скоростей изменяется от 9 до 15 мм водяного столба.
На этом же рисунке показаны расчетные точки гидравлического сопротивления по методике [49], которые показывают удовлетворительную сходимость результатов.
5.2.	ОЦЕНКА КОНТАКТНОГО ТЕРМИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ РЕБРО-СТЕНКА
Описание стенда
Для решения этой задачи рабочий участок стенда рис. 5.1—5.3 был изменен, чертеж его приведен на рис. 5.9. Питательная вода от коллектора поступает в две трубки. Для обеспечения равных расходов по трубкам на входе в них установлены дроссельные шайбы. Равенство расходов контролировалось по мерной емкости. Внутри тру-84
Рис. 5.9. Рабочий участок для опенки пеличипы кон-1экигого сопротивления «ребро-стенка»
бок устанавливались стержни диаметром 18 мм, образующие кольцевой канал с зазором 1,5 мм для прохода воды.
Для испытаний использовались стальные трубки диаметром 25x2 с оребрением трех типов:
1	— трубка с алюминиевыми витыми Л-образными ребрами, накатанными на стальную трубку с радиально-винтовым рифлением;
2	— трубка с медными штампованными ребрами, припаянными к трубке;
3	— трубка с медными штампованными ребрами, насажанными на трубку без пайки.
Длина рабочего оребренного участка 0,240 м.
Методика проведения испытаний и обработки результатов
Одновременно испытывались два типа оребрения (табл 5.2). В качестве эталона использовалась трубка с медным припаянным оребрением (тип И).
Сначала были установлены трубки с медными напаянными и медными насадными ребрами. Затем испытывалась трубка с алюминиевыми ребрами и трубка с медными напаянными ребрами. Расход питательной воды па обе трубы устанавливался равным Равномерность распределения воздушного потока контролировалась путем снятия
85
Характеристик» оребрения
№ п/п	Характеристика	Тип I	Тип II	Тип Ш
1	Материал ребер	Алюминий	Медь	Медь
2	Наружный диаметр трубки, мм	25	25	25
3	Наружный диаметр кольцевого канала, мм	2}	21	21
4	Внутренний диаметр кольцевого канала, мм	18	18	18
5	Наружный диаметр ребер, мм	57	57	57
6	Толщина ребра, мм	0,3	0,2	0,2
7	Высо i а ребра, мм	15,7	15,7	15,7
8	Шаг ребер, мм	2,3	2,4	2,5
9	Способ соединения ребер с трубами	накатка	напайка	насадка
поля температур за опытными трубками Измерения параметров проводились при установившихся режимах. В процессе испытаний изменялись расход и скорость воздуха, а также тепловые параметры:
температура воды на входе, t' , °C;
температура воды на выходе, С', °C;
температура воздуха на входе, /'з, °C;
температура воздуха на выходе, t" , °C-,
перепад давлений на сужающем устройстве (СУ) по воде, Д/?в, ,	2
кгс/см ;
перепад давлений на СУ по воздуху, , мм вод. ст.;
гидравлическое сопротивление по воздуху, Л^го, мм вод. ст.;
избыточное давление воздуха перед СУ, р^, мм вод. ст.;
барометрическое давление, р& мм рт. ст.;
средняя температура воды, °C
t - ~--------- 
вер 2	’
средняя температура воздуха, °C
= С1С ‘вз.ср 2
Расходы охлаждающего воздуха и питательной воды определены но показаниям стандартных дроссельных расходомеров, тенлофизи-ческие параметры воздуха и воды приняты по их средним температурам в трубном пучке и в целом методика обработки данных аналогична § 5.1.
86
Результаты испытаний
На первом этапе было определено поле температур за опытными трубками.
Поле температур измерялось на расстоянии 65 мм от центра трубок в вертикальной плоскости (см. рис. 5.9) лабораторным термометром с ценой деления 0,1 °C.
Результаты измерений представлены на рис. 5 10. По температуре воздуха за опытными трубками можно в первом приближении судить об эффективности данного вида оребрения. Из первой пары труб эффективнее работает трубка с напаянными медными ребрами, чем с медными ребрами без пайки. Разность темпера1ур нагрева воздуха достигает 7 °C. Имеется небольшое искажение поля температур в верхней части теплообменника, связанное по всей вероятности с несколько увеличенным зазором между трубкой и стенкой.
Из другой пары трубок (медные напаянные ребра и алюминиевые накатные ребра) температура несколько больше за трубкой с алюминиевыми ребрами, но зона повышенной температуры несколько уже, т.е. трубки работают приблизительно одинаково.
Затем были определены коэффициенты теплоотдачи со стороны воздуха. Коэффициенты теплоотдачи определялись для каждой трубки отдельно.
Рис. 5.10. Поле температур за опытными трубами
87
Рис. 5.11. За кисимосiь коэффициен га 1 ецлоо1дэчи к охлаждающему воздуху о г скороспг воздуха:
с?) — без учета эффективности ребер, б) — с учетом эффективности ребер, Л — ребро медное напаянное, О • - ребро алюминиевое нака|ное, х - - ребро медное насадное
Результаты обработки данных представлены, на рис. 5 11 На рис. 5 11, а показана зависимость приведенного коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха от скорости его в узком сечении. Из графика видно, что трубки с медными напаянными ребрами и алюминиевыми накатными ребрами имеют приведенные коэффициенты теплоотдачи, отличающиеся на 6—8 %, труба с медным напаянным оребрением обеспечивает несколько большую теплоотдачу; труба с медными насадными ребрами заметно уступает обеим трубам, ее приведенный коэффициент теплоотдачи меньше эталонной медной трубы на 10—40 %, при этом, чем выше скорость воздуха и теплоотдача от пего, тем заметнее разница. Это свидетельствует о наличии большого и постоянного по величине термического сопротивления в Mccje контакта насадного медною ребра со стальной трубкой.
Картина в целом не изменяется, если сопоставить трубы в координатах а83 =/'(иу3), т.с. когда исключено влияние эффективности оребрения на теплоотвод (рис. 5.11,6) Здесь Эталонная труба с напаянными медными ребрами и труба с алюминиевым накатным оребрением практически не отличаются, а насадное оребрение проигрывает еще более заметно.
В соответствии с принятой методикой обработки данных разница в значениях авз па рис. 5.1J, б есть не что иное, как следствие отличия термического сопротивления в месте контакта «ребро—стенка», условно отнесенного на теплоотдачу от воздуха к стенке.
На самом деле, поскольку мы считаем, что 111"1" аю ~ К ав Фр к“"тФр СТ<₽Р’
88
то при одинаковой скорости воды и воздуха, одинаковом термическом сопротивлении стенки и ребра разница в величине 1/авз ecib контактное сопротивление
7?	= 1 - 1
КОПТ а а ’
этал
где 1 /аэгал — термическое сопротивление эталонной трубы с напаянным медным оребрением; ф — коэффициент оребрения, отнесенный к поверхности контакта ребер со стенкой.
Па рис. 5.12 приведены результаты обработки экспериментальных данных рис. 5.11 в
ю2
Рис. 5.12. Оценка термического сопротивления кошакта «ребро-стенка»:
А — ребро медное напаянное; О — ребро L-образпое алюминиевое накатное; х — ребро медное насадное
виде 1/схвз =/(wB3). Нижняя кривая
соответствует эталонной трубе, эквидистантно ей расположена кривая для трубы с насадным алюминиевым оребрением Верхняя кривая —' насадное медное ребро.
Из этого графика следует, что термическое сопротивление контакта алюминиевого накатного ребра, приведенное к полной поверхности, составляет ДАК0НТ = (0,05—0,07)  Ю"2 (К • м2)/Вт, т.е. соответст-
вует коэффициенту теплоотдачи «конт/фр = 1430—2000 Вт/(м2,К). Приведен к поверхности контакта на трубке (при коэффициенте оребрения фр = 23,5) эквивалентный коэффициент теплоотдачи аК01Ц. = 33 600...47 000 Вт/(м2 • К), что можно признать вполне удовлетворительным: такое термическое сопротивление не оказывает существенного влияния на величину поверхности теплообмена ВКУ.
Насадное оребрение имеет соответствующие показатели ДА = ~ 0,45  10 2 м2  К7Вт, что соответствует ^конг^Рр” 220 Вт/(м2-К) и аконт - 5220 Вт/(м2 • К); такое контактное сопротивление увеличивает поверхность теплообмена на 13—14%. Большой разброс экспериментальных точек свидетельствует также о нестабильности Этого контакта.
Таким образом, подтверждена эффективность навивки £-образно-го оребрения па рифленую поверхность сильных труб.
89
5.3.	РЕСУРСНЫЕ ИСПЫТАНИЯ МОДЕЛИ ТЕПЛООБМЕННИКА
Эти испытания проведены на стенде, схема которого и рабочая установка контура приведены на рис. 5.1—5.3, обработка результатов испытании также соответствует § 5.].
Ресурсные испытания были начаты в январе 1991 г. и закончены в июне 1992 г. За это время наработка составила 8187 ч, при общем времени 12 384 ч. Перерывы в рабоге были обусловлены регламентными и ремонтными рабохами по стендовым и цеховым системам энергоснабжения.
Объемная производительность вентилятора поддерживалась постоянной.
В ходе испытаний температура воздуха на входе в теплообменник изменялась от минус 27 °C до плюс 27 °C, температура охлаждаемой воды от 120 до 65 °C.
Ревизия модели конденсатора проводилась через 1000 ч работы.
Основной составной частью загрязнения оребренной поверхности является тополиный пух и насекомые. Самая большая загрязненность наблюдалась в мае—июне месяце. Остальное время года оребренная поверхность находилась в удовлетворительном состоянии, так с июля 1991 г. до июня 1992 г. модель работала без остановок, связанных с загрязнениями оребренной поверхности. Это видно из рис. 5.13, где основное повышение гидравлического сопротивления приходится на период май—июнь месяцы.
Очистка оребренных трубок производилась путем обдува их воздухом из цеховой магистрали со стороны выходного участка, т.е. об-
Рис. 5.14. Зависимость коэффициент теплопередачи oi скорости воздуха:
О — т •= 3038 ч, X — Т = 4500 ч; ® — т = 5170 ч; А — т - 6073 ч; □ -  т = 8000 ч
90
ратным током. Теплообменная поверхность после этого имела удовлетворительное состояние, так как основная доля загрязнения приходилась на входную часть первого ряда труб и при обратном токе воздуха весь слой грязи удалялся.
Зависимость коэффициента теплопередачи от скорости воздуха в узком сечении в различные периоды ресурса представлена на рис. 5.14. Все отклонения коэффициента теплопередачи от его среднего значения находятся в пределах погрешности эксперимента. Заметных изменений в состоянии оребренной поверхности из-за влияния атмосферных условий не обнаружено.
5.4.	ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛОГИДРАВЛИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК МОДУЛЯ ВКУ
5.4.1.	Описание эксперимешального стенда
Каждая воздушно-конденсационная установка состоит из нескольких секций, содержащих поверхность теплообмена, элементы корпуса и вентилятор. Теплообменная поверхность секции обычно набирается из однотипных модулей, часть из которых играет роль воздухоохладителя. Результаты испытаний одною такого модуля приведены в настоящем параграфе.
Тепловая схема стенда опытного модуля ВКУ приведена на рис. 5.15. Стенд установлен на открытом воздухе. Для обеспечения подачи охлаждающего воздуха на стенде установлены два центробежных вентилятора: ВЦ-4-70 и ВЦ-4-76.
Расход охлаждающего воздуха определялся по эпюре скоростей в цилиндрических патрубках, установленных на входе в вентиляторы и контролировался по характеристикам вентиляторов в соответствии с измеренными значениями мощности электродвигателя и напором. Для равномерного распределения воздуха ио сечению трубного пучка и установки номинального расхода за вентиляторами установлена выравнивающая решетка.
Пар в модуль поступал из цеховой магистрали через расходомер-цое сопло с критическим перепадом давления и дроссельно-увлажнительное устройство (ДУУ). Пар в ДУУ охлаждался до температуры насыщения конденсатом, подаваемым насосом ЭКН-18 через расходомерное устройство. Отсос воздуха из модуля осуществлялся стендовым эжектором типа 30-30. Конденсат отводился в сборный бак и откачивался насосом НЦКВ-25/40. Количество сконденсировавшегося пара контролировалось но мерному баку
91
Рис. 5.15. Схема стенда для целы гания модуля ВКУ:
7 -- модуль ВК, 2 — вентилятор; 3 — дросельцо-увлажнительпое устройство, 4 — пароструйный эжектор; 5 — сборные баки; 6 — конденсатный насос; 7 — кожух опытного участка
Изменение содержания воздуха в паровоздушной смеси (ПВС) осуществлялось подводом его через ротаметр или через мерное сопло из цеховой магистрали во входной патрубок (в нижнюю камеру).
Трубный пучок (рис. 5.16) состоял из 78 стальных (38x3 мм) оребренных труб длиной L - 5 м. Разбивка трубной доски по равностороннему треугольнику с шагом 5) = 70 мм. Наружный диаметр оребрения равен 68 мм. Материал ребра — алюминиевая лента из сплава АД-1М толщиной 0,4 мм. Глубина пучка по ходу охлаждающего воздуха составляла четыре ряда труб. Модуль может работать в режиме конденсатора (рис. 5.16, вариант а) и в режиме воздухоохладителя (рис. 5.16, вариант б). 92
Вариант б
Рис. 5.16. Модуль ВКУ:
вариац г а — воздухоохлади гель, вариант б — конденсатор, I — геомет рические характеристики труб, II — ловушка для конденсата первого ряда труб
Измерение температуры осуществлялось протарированными хро-мель-копелевыми термопарами с погрешностью 0,2 °C. Давления измерялись образцовыми манометрами и вакуумметрами с классом точности 0,4. Расходы пара и воздуха измерялись критическими соплами с погрешностью до 1 %.
5,4.2.	Методика обработки опытных данных
Давление в конденсаторе, кПа
Рк=В- Рвк.
где В — атмосферное давление, мм рт. ст.; р&к — показания вакуу-мегра, дел.
Расход пара, кг/ч, определяется по формуле.
Gn = 0.578ДУД/У, ,
где rZc = 10,8 мм — диаметр мерного сопла: — давление пара перед мерным соплом, кгс/см2, и0 — удельный обьем пара перед соплом (определяется по давлению и температуре перед соплом /0), м3/кг.
Количество сконденсированного пара бк в модуле определяется объемным способом по количеству конденсата в мерном баке, кг/С.
93
Расход воздуха, подаваемого в пар дерез мерное сопло, кг/ч,
«вз.П=
где dc вз — диаметр сопла, мм; ^s3j — давление воздуха перед соплом, кгс/см2; 7g3 — абсолютная температура воздуха перед соплом, К.
Количество тепла, отданное паром, кВт:
еп = ^-0("о-^.
где — энтальпия пара перед трубным пучком, определяется по давлению и температуре пара в паровой камере перед пучком, кДж/кг; //к — энтальпия конденсата, кДж/кг.
Количество тепла, отданное паром, при работе модуля в качестве охладителя эжектора, кВт:
<ДП Gnl)	Gn2
вп =	3600	(д° “ //к) + 3600 (й° ~ Н“,) ’
где /7СМ — энтальпия паровоздушной смеси, кДж/кг; G 2 — расход пара в паровоздушной смеси:
сп2 = 0,622 G 3Р2-Р^
Свз — расход воздуха, кг/ч;/;^ — давление насыщения при/см, кПа;
р2 — давление в нижней промежуточной камере, кПа.
Средняя температура воздуха на выходе из модуля, °C:
вз2 ^вз!
вз
где с — удельная теплоемкость воздуха, кДж/(кг • °C); ?B3j — температура воздуха перед трубным пучком, ”С; и>в} — расход охлаждающего воздуха, м3/с; рвз — плотность воздуха, кг/м3.
Среднелогарифмический температурный напор, °C,
— _ вх ~ fp,32) ~ вых ~ ^вз!^
.	*5 вх ~ *вз2
Ш ----------
t - f S вых вз]
где ^вх’ G вых — reMnepaiypa конденсации перед и после трубного пучка, определялись по давлению, °C; фм — температура паровоз
94
душной смеси на выходе из модуля, °C; е — поправочный коэффициент на перекрестный ток, в большинстве наших опытов е > 0,97.
Коэффициент теплопередачи определяется по следующей формуле, Вт/(м2  °C):
Л = -----,
F&t
где F = 550 м2 — полная поверхность [еплообмсна модуля ВКУ со стороны охлаждающего воздуха после глушения части труб; F = = 239 м2 — полная поверхность теплообмена двух первых по ходу воздуха рядов труб модуля (для случая работы модуля в режиме конденсации).
5.4.3.	Резулыаты испытаний модуля при рабою в режиме конденсатора
На рис. 5.17 приведены изменения характеристик опытного модуля в зависимости от тепловой нагрузки и темпера1уры охлаждающего воздуха. Хорошее совпадение с расчетом имеет место при натруз-ках более 60 % от номинальной, как видно из рис. 5.17, а. Это объясняется тем, что при снижении нагрузки ниже 60 % заметное влияние на теплообмен оказывают содержащиеся в паре неконденсирующие-
Рис. 5.(7. Тепловые характеристики опытного модуля:
а — зависимость среднего коэффициента теплопередачи от тепловой патрузкп, б— зависимость среднею коэффициента теплопередачи от температурь! охлаждающего воздуха; в — зависимость давления в модуле конденсатора от содержания воздуха в паре. QH = 7 10 кВт, <вз = -9 °C;	— давление конденса-
ции, кПа, GH3— расход воздуха, кг/ч
зо
о	I в)2 З(?вз,кг/Ч
95
Рис. 5.18. Влияние времени на тепловые характеристики модуля ВКУ:
I — расчетная кривая; □ — <в) - -5 °C, 10.12.1994 г; А — /вз = -1,8 °C, 26.12.1995 г
ся газы, которые не могут быть удалены эжектором ЭО-ЗО из-за низкого давления конденсации.
В то же время влияние температуры воздуха хорошо описывается расчетной методикой во всем диапазоне температур воздуха (см. рис. 5.17, б). Этот опыт проведен при большей тепловой нагрузке, давление конденсации было не менее 7,3 кПа, что исключило влияние эжектора па работу модуля ВКУ.
Влияние присосов воздуха на 'теплообмен в модуле ВКУ иллюстрирует рис. 5.17, в. Увеличение концентрации воздуха на входе в
модуль на 0,35 % приводит к снижению коэффициента теплопереда-чи с 38 до 34 Вт/(м2  К).
Изменение тепловых характеристик модуля во времени иллюстрирует рис. 5.18, из которого следует, что за год эксплуатации никаких существенных изменений в работе модуля не произошло. Этот факт подтверждает отсутствие влияния загрязнения поверхности теплообмена и коррозии труб в месте контакта ребро-стенка на показатели теплообмена. Следует также отметить, что трубы опытного модуля не имеют каких-либо защитных покрытий.
В целом тепловые н ресурсные характеристики модуля обеспечивают его надежную работу в течение длительного времени с характеристиками, близкими к расчетным.
5.4.4.	Результаты испытаний модуля при работе в режиме воздухоохладителя
Перед испытаниями модуля с воздухоохладителем была проведена модернизация стенда и опытного участка. В нижнюю камеру модуля были подведены пар и воздух. В верхней камере была установлена перегородка, которая разделила трубный пучок на два хода. Эскиз модуля после модернизации и схема движения пара представлены на рис. 5.16, а. Таким образом, пар из паропровода поступал в верхнюю камеру и, конденсируясь на двух первых рядах труб по ходу воздуха, попадал в нижнюю камеру, из которой по двум следующим рядам труб направлялся во вторую часть верхней камеры, соединенную с линией отсоса паровоздушной смеси. В нижнюю камеру подавались дополнительные расходы пара и воздуха,.соответствующие количеству теплоносителей, поступающих в модуль-газоох-
96
ладитсль с паровоздушной смесью из других модулей. Для равномерного распределения по камере пар подавался через распределительный коллектор, представляющий собой трубу с отверстиями.
Отсос паровоздушной смеси эжектором производился из коллектора в верхней части модуля. Таким образом, отвод тепла из зоны газоохладителя модуля производился воздухом, который нагревается в первых двух рядах труб модуля.
Температура атмосферного воздуха менялась с погодными условиями. Объемный расход воздуха на модуль был постоянным и равным 66 000 м3/ч, Расчетный расход газов в нижнюю камеру модуля составляет 21,4 кг/ч, а массовое газосодержанпе в парс на входе в модуль 0,5 %. Давление пара и парогазовой смеси измерялось на входе в модуль (а>квход), в нижней камере фК|||(3) п в месте отсоса парогазовой смеси к эжектору (д>к отсос).
На рис. 5.19 представлены результаты опытов по определению влияния давления парогазовой смеси в модуле при постоянных рас-
6)
Рис. 5.19. Температурные характеристики модуля с iатоохладигелсм при изменении давления конденсации:
а) — g„| = 1,7 кг/(м2 -ч); gD3i = 0.009 кг/(м2- ч); г|13 =-12...15 °C, gl(,= 0,35 кг/(м2  ч), gB32 = 0,07 кг/(м2-ч); б) — gnl = 2,31 кг/(м2- ч);двз( = 0,016 кг/(м2 • ч);fnJ = -6 °C,g„2 = = 0,37 кг/(м2 • ч); gn32= 0,085 кг/(м2 • ч); /к— средняя температура конденсата, I к1, /к3> /к4 — температура конденсата рядов труб по ходу воздуха; Гпвс — температура паро-вощупгноч смеси в линии отсоса к эжектору; gn = Gn/F, gB3 - GB3IF
97
Рис. 5.20. Зависимость относи-
тельного переохлаждения конденсата 01 давления и паровой нагрузки в ВК для модуля с ГО 1 —	= 1,68/0,35 кг/(м2-ч),
= 0,009/0,073 кг/(м2-ч);
'„ = -(12...15) °C; 2 -Xl]|/gn2 = = 2,3/0,37 кг/(м2-ч); g„|/gBj2-= 0,016/0,085 кг/(м2 • ч); 1„--6 °C
ходах пара <? । и воздуха (7в1 на входе, а также воздуха бгп2, подаваемого в зону газоохладителя и переменном расходе пара Сп2, подаваемого в газоохладитель.
Из предсзавленного на рис. 5,20 графика видно, что увеличение плотности паровой нагрузки gnI в газоохладитель приводит к росту разности между средней и минимальной (1 ряда) температур конденсата. Это обусловлено, с одной стороны, повышением температуры конденсата, образующегося в зоне газоохладителя, с другой — практически посюянной его температурой во втором ходе в Зоне расходов пара в него до 150...200 кг/ч и понижением этой температуры при G 2, большим, чем 150...200 кг/ч.
Характер изменения температуры конденсата обусловлен повышением давления пара в модуле (см. рис. 5.19) и в том числе, в первом ходе. Это вызывает первоначально уменьшение количества пара в ПВС (паровоздушной смеси), выходящего из первого хода, что и определяет некоторое — (на 2—3 °C) повышение температуры конденсата. При дальнейшем росте давления зона массовой конденсации пара в первом ходе сокращается и далее происходит охлаждение ПВС и конденсата.
При расходе пара в нижнюю камеру модуля, равном 75... 100 кг/ч разность температур конденсата составляет не более 5 °C.
Полученные экспериментальные данные по переохлаждению ПВС и конденсата в указанных охладителях обусловливают возможности выбора безопасных режимов работы при отрицательных температурах наружного воздуха.
5.5.	ЗАМЕРЗАНИЕ КОНДЕНСАТА В ВОЗДУШНОКОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВКАХ
5.5.1.	Механизм образования ледяных пробок
Образование ледяных пробок, сопровождающееся в ряде случаев разрушением трубчатой поверхности теплообмена ВКУ, — одна из наиболее актуальных проблем этих установок при работе в зимних условиях.
98
рис. 5.21. Механизм образования ледяных пробок и вертикальных н наклонных охлаждаемых трубах ВКУ
Процесс образования ледяной пробки при отрицательных температурах охлаждающего воздуха можно представить следующим образом (рис. 5.21), Из-за малой тепловой нагрузки в нижней части трубы парциоиальное давление пара заметно уменьшается, а концентрация неконденснрующихся газов растет. При некотором соотношении тепловой нагрузки, температуры и теплоотдачи охлаждающего воздуха внутренняя стенка трубы приобретает отрицательную температуру, на ней образуется слой льда (рис. 5.21, ст).
При неудовлетворительном отсосе неконденснрующихся газов стекающий конденсат достигает нулевой температуры, намерзает, увеличивая толщину ледяной корки. Удаление неконденснрующихся газов еще более затрудняется и наконец лед перекрывает сечение трубы (рис. 5.21, б). Над ним образуется сдой конденсата, над конденсатом — неподвижный некондснсирующийся газ при низкой температуре; близкой к температуре охлаждающего воздуха.
Толщина ледяного слоя постепенно растет за счет отвода тепла, при этом интенсивность отвода уменьшается, поскольку лед имеет низкую теплопроводность. Одновременно отводится lenno с поверхности воды за счет естественной конвекции в газовой фазе, на поверхности образуется ледяная корка (рис. 5.21, в).
При дальнейшем охлаждении увеличение обьема твердой фазы в замкнутой полости приведет к возрастанию давления на стенки трубы и в конечном счете образуется свищ в ее боковой поверхности (рис. 5.21, г).
В воздушных конденсаторах с горизонтальными оребренными V-образными трубами разрушению в большей степени подвержены не-
99
Рис. 5.22. Механизм образования ледяных пробок в 1 оризон гэльных трубах
оребренные трубы (рис. 5 22). Можно предположить, что ледяные пробки образуются здесь в оребренной части трубы, где охлаждение идет более интенсивно, а в гибе в это время остается еще незамерзший конденсат. По мере его замерзания гиб разрушается, тем более, что при деформации трубы в районе гиба уменьшается толщина наружной стенки.
5.5.2.	Оценка условий для образования твердой фазы в трубках ВКУ
Рассмотрим математическую модель образования твердой фазы на стенке трубы в постановке, близкой к задаче о ламинарной пленочной конденсации неподвижного пара на вертикальной плоской стенке, впервые решенной В. Нуссельтом.
Па вертикальной стенке, температура поверхности которой всюду равна Zc, конденсируется сухой насыщенный пар. Течение пленки, толщину которой обозначим через б, ламинарное, Задача стационарная,
Примем следующие допущения:
1)	силы инерции, возникающие в пленке конденсата, пренебрежимо малы по сравнению с силами вязкости н силами тяжести;
2)	конвективный перенос теплоты в пленке, а также теплопроводность вдоль нее несущественны по сравнению с теплопроводностью поперек пленки;
3)	трение на границе раздела паровой и жидкой фаз отсутствует;
4)	темпера!ура внешней поверхности пленки конденсата постоянна и равна температуре насыщения Z при заданном давлении пара;
5)	физические параметры конденсата не зависят от температуры;
6)	силы поверхностного натяжения на свободной поверхности пленки не влияют на характер се течения;
7)	плотность пара мала по сравнению с плотностью конденсата.
Принятые допущения позволяют существенно упростить математическую формулировку задачи.
100
Запишем уравнение энергии:
Ц = 0	(5-1)
О/
и уравнение движения
d~ w
Н ----f = -Pig-	(5.2)
dp
Изменение парциального давления
?„=/(£)	(5.3)
Граничные условия:
при у ~ 0 t = tc\ wx = 0,	(5.4)
у - 5 t - ts; 5vvr /5у = 0.	(5-5)
Расчет ведется последовательно для малых начальных участков трубы 5Х. начиная от входа пара, и для определенных начальных режимных и геометрических параметров, в число которых входит:
с/) — внешний диаметр трубы, м; d2 — внутренний диаметр трубы, м; X] — длина расчетного участка, м; w — скорость охлаждающего воздуха, м/с; р — давление пара на входе, Па; G) — расход, пара на входе, кг/с; 8 — массовая концентрация воздуха, кг/кг; (р — коэффициент оребрения; Лс— коэффициент теплопроводности стенки трубы, Вт/(м2 • К).
По этим данным определялись коэффициент теплоотдачи со стороны охлаждающего воздуха, термическое сопротивление стенки, температура насыщения на входе в трубу. Температура окружающего воздуха в контрольных расчесах подбиралась в соответствии с температурой воздуха в эксперименте, с которым сопоставлен расчет.
Определение локального коэффициента теплоотдачи со стороны пара на текущем значении участка 5Х проводилось итерационным методом. Предварительно выбиралось значение температурного напора по координате х, как
101
где Гпд — температура пара в сечении х; £вз — температура окружающего воздуха; п — коэффициент, который подбирается при отладке программы и позволяет сократить количество итераций.
Теплофизические свойства рассчитывались по температуре пленки
с помощью специальной подпрограммы, производящей кусочно-линейную аппроксимацию табличных данных.
Затем по формуле Нуссельта рассчитывалось текущее приближение коэффициентов теплоотдачи пара и паровоздушной смеси
и (VM.-
По величинам авз, асм и термическому сопротивлению определялся коэффициент теплопередачи Кх. Плотность теплового потока на участке 5Х> определяется по формуле
Ч = МГп - (вз)	(5-7)
и новое приближение значения температурного напора Az[Ir определялось но формуле
гп. = Л«оМ-	С5'8)
Условием выхода из итерационного цикла являлось совпадение начального значения температурного напора и значения температурного напора, подученного в результате расчета, с заранее заданной точностью. Поверочные расчеты показали, что удовлетворительная точность расчета достигается при расхождении значений Afnx в итерациях менее 0,01 °C. В случае, если полученное условие удовлетворялось, проверялся знак гсу При положительном значении этой величины осуществлялся переход на расчет теплоотдачи для следующего участка трубы х^- +	= xi + 8Х. Для этого предва-
рительно определялись параметры паровоздушной смеси на входе в расчетный участок.
Определялось значение расхода пара на входе в участок х^ j). Из-за произвольного задания величины участков 5У в расчете могла возникнуть ситуация получения отрицательного значения (?п на выходе из участка х^ । Физически это невозможно и является расчетной ошибкой, связанной с выбором слишком большого значения 8Х. В этой ситуации программа предусматривала повторный расчет для участка х- при новом значении 5Х = 5х/10. В случае 102
^nx(/+ 1) > 0 определялась концентрация воздуха, давление пара и его температура на входе в участок h и проводился новый итерационный цикл расчета.
Этот расчет проводился до тех пор пока не оказывалась ниже О °C, что в соответствии с расчетом свидетельствовало о наступлении обледенения на внутренней стенке грубы. В связи с резким падением температуры стенки в конце расчета дня повышения его точности предусматривалась проверка на то, чтобы в последней итерации tc была в диапазоне от О °C до-0,1 °C. В случае, если tc оказывалась меньше -0,1 °C величина расчетного участка определялась ио формуле 5Л = 8/10 и расчет повторялся с меныпим шагом. Выполнение указанного условия служило выходом из итерационного цикла.
Далее уточнялось значение расхода пара на входе в участок. На выходе из участка значение расхода пара уменьшалось па величину сконденсировавшегося пара. Из-за уменьшения расхода пара соответственно увеличивалась концентрация воздуха и падало парциальное давление пара по длине трубы. Расчет проводился до тех пор, пока заданный перепад давлений на трубке не совпадал с полученным в результате расчета.
В программе расчета также предусмотрена проверка на сверхзвук потока пара на входе в трубку.
Расчеты, проведенные по разработанной программе, проводились для диапазонов параметров, совпадающих с параметрами, используемыми на экспериментальной установке:
0,0029...0,0038 кг/с — расход пара на входе в трубку;
/?п = 0,04...0,14 ата — давление пара на входе в трубку;
£ = (5,29...6,16) • 10 3 — концентрация воздуха на входе в трубку;
Гвз = -10...-28 °C — температура окружающего воздуха;
Х>(1 - 0,038 м — наружный диаметр;
29 = 0,030 м — внутренний диаметр;
(р = 12	15,2 — коэффициент оребрения;
Лс = 38,4 Вт/(м'К) — коэффициент теплопроводности стенки трубки;
Лр= 237 Вт/(м • К) — коэффициент теплопроводности стенки ребра.
Оребрение трубки учитывалась введением коэффициента оребрения (р и эффективности ребра рр.
103
Эффективное^ ребра определялась по формуле для прямого ребра посеянной толщины:
где т — параметр ребра.
Для тонких плоских ребер
= 72и»/\5-	<51°)
где авз — коэффициент теплоотдачи or стенки ребра к воздуху; X — коэффициент теплопроводности ребра; 5 — толщина ребра.
В расчет приняты параметры трубного пучка, описанные в § 5.4, рис. 5.15, 5.16.
Приведенные графики (рис. 5.23) показывают достаточно близкий характер поведения расчетных и экспериментальных температур конденсата пара в первом ряду труб, средних температур конденсата и температур паровоздушной смеси в широком диапазоне начальных условий.
Рис. 5.23. Зависимос1ь температуры конденсата и паровоздушной смеси от давления в конденсаторе и тепловой ня1рузкя:
а) —	~ 1>4б кг/(м2 • ч), ge3 = 0,009 кг/(м2 • ч); /В3 = -Ю °C; б) — gn = 1,7 кг/(м2 - я),
=0,009 кг/(м2-ч);	-21 "С
Опытные данные: Л —температура конденсата в первом ряду труб; О —температура конденсата средняя, □ — температура паровоздушной смеси
Расчетные данные: X — температура конденсата в первом ряду труб; * — температура конденсата средняя; + — температура поровоздушной смеси
104
5.5.3. Экспериментальное определение переохлаждения конденсата
Определение температуры конденсата, стекающего из трубок ВКУ, выполнено на стенде, описание которого дано в § 5.4. При этом было установлено, что необходимо рассматривать не только среднюю температуру конденсата, но и, что очень важно, температуру конденсата гк!, поступающего из первого по ходу воздуха ряда труб, т.е. ту область ВКУ, где температура воздуха наименьшая.
Для этой цели конденсат первого ряда труб собирался в специальную ловушку, рис. 5.24, где была установлена термопара, тогда как средняя температура конденсата Гкср после его падежного перемешивания измерялась в конденсатонроводе на расстоянии 310 мм от нижнего коллектора экспериментального модуля.
Опыты были проведены при подаче пара в модуль при работе его в режиме зоны массовой конденсации, (см. рис. 5.24, д) и в варианте воздухоохладителя (рис. 5.24, б).
В первом случае стекающий конденсат собирается из всех четырех рядов труб, во втором — из первых двух по ходу воздуха.
Рис. 5.24. Варианты исполнения опытного модуля:
а — зона массовой конденсации; б — воздухоохладитель
105
Результаты испытаний приведены на рис. 5.25 в обобщенных координат
где t(( — температура конденсат (£К| или гк ); ts — температура насыщения; гвз1 — температура охлаждающего воздуха; gn — плотность паровой нагрузки.
Очевидно, чю при 5/к, близком к единице, температура кондеп-caia приближается к температуре охлаждающего воздуха, при 5/ , стремящемся к нулю, имеем конденсат, близкий к температуре насыщения. Следует отметить, что по оси абсцисс отложена плотность паровой нагрузки gjp отнесенная к полной поверхности теплообмена, т.е. с учетом внешнего оребрения.
График рис. 5.25 позволяет определить связь между паровой нагрузкой и температурой воздуха, опасной с точки зрения образования твердой фазы. Эти расчеты справедливы для труб длиной 5 м, диаметром 38x3. Разработанная программа расчета (см. п. 5.5.2) позволяет сделать оценку опасност замерзания для труб любой конфигурации и размеров. Например, при Гвз] = -15 °C и температуры насыщения ts - 45 °C (рк ~ 0,1 бар) температура конденсата первого ряда труб +15 °C (переохлаждение б£к ~ 30 °C) достигается при средней плотности паровой нагрузки около 2,85 кг/(м2 • ч) для 4-ряд-ного пучка и 3,6 кг/(м2 • ч) для модуля воздухоохладителя. 106
Дальнейшее снижение паровой нагрузки переводит ВКУ в зону риска, когда случайные отклонения в распределении расхода пара и отсоса паровоздушной смеси между трубками могут привести к образованию в одной из труб ледяной пробки.
5.5.4. Способы борьбы с замерзанием ВКУ
Этот вопрос частично рассмотрен в одном из разделов § 3.4 «Регулирование теплоотдачи в трубном пучке». Повторим это применительно к способам борьбы с замерзанием ВКУ.
Рециркуляция охлаждающею воздуха с выхода на вход в ВКУ (см. рис. 3.32, 3.33) позволяет сместить точку образования твердой фазы в теплообменных трубах, и в этом случае может быть обеспечено плавное регулирование.
Отключение части вентиляторов (рис. 3.34), изменение угла атаки лопастей (рис. 3.37) или уменьшение оборотов электродвигателей — второй эффективный способ борьбы с замерзанием за счет уменьшения теплоотдачи, увеличения нагрева воздуха и увеличения температурного напора. В этом случае возможно только ступенчатое регулирование.
Введение в конструкцию вентиляторов различного вида жалюзей с регулируемой степенью открытия (см. рис. 3.35) также эффективно с точки зрения борьбы с замерзанием, если обеспечен надежный привод механизма открытия — закрытия жалюзей.
Кроме рассмотренных здесь конструктивных решений, возможна! и другие способы борьбы с образованием льда.
Так подача дополнительного пара в зону, где велика опасность замерзания, например, в промежуточный коллектор между зоной массовой конденсации и воздухоохладителем (рис.5.26) увеличивает
Рис. 5.26. Подача дополнительного пара в золу замерзания ВКУ
107
паровую нагрузку gn и шюi носгъ jсилового потока, что в соответствии с рис, 5.25 уменьшит переохлаждение конденсата и опасность образования твердой фазы, В этом случае возможно как плавное, так и ступенчатое регулирование процесса. В случае ступенчатого регулирования на линии подвода пара в зону воздухоохладителя устанавливается ограничительная диафрагма, обеспечивающая заданный пропуск пара при полном открытии вентиля.
В качестве импульса для управления средствами борьбы с замерзанием следует принимать icMiicpaiypy конденсата — среднюю или на сливе из первого ряда труб, что более надежно, по несколько сложнее технически.
5.6, РАБОТА ВОЗДУШНО-КОНДЕНСАЦИОННОЙ УСТАНОВКИ ПРИ ЕСТЕСТВЕННОЙ ЦИРКУЛЯЦИИ ОХЛАЖДАЮЩЕГО
ВОЗДУХА
5.6.1. Методика расчета
В процессе работы ВКУ неизбежны моменты останова одного или нескольких вентиляторов, эго может быть связано с необходимостью их ремонта и профилактики или для уменьшения теилосье-ма с части поверхности теплообмена из-за низких температур охлаждающего воздуха. Если при останове вептиляюра не принять меры к прекращению подачи пара на отключенную секцию, не прикрыть жалюзи и т.н., то эта секция переходит в режим работы на естественной циркуляции воздуха (ЕЦ)
В зависимости от конструктивных особенностей ВКУ и темпера-
Рис. 5.27. Распетая схема для определения геилосьема секции ВКУ в режиме eci eci венной циркуляции
туры насыщения конденсирующеюся пара теплосъем секции в режиме ЕЦ можег быть различным, так как расход охлаждающего воздуха определяется соотношением между напором естественной циркуляции и гидравлическим сопротивлением воздушного тракта.
Расчетная схема приведена на рис. 5.27.
Движущий напор циркуляции Ддец определяется высотой канала. где протекает нагретый воздух и разностью плотностей холодного и нагретого воздуха Др. Для
108
случая, когда канал сформирован поверхностью нагрева и ограничивающей стенкой высотой Н,
Л^ЕЦ = Apg	О-11)
Если ограничивающая стенка отсутствует, то в качестве определяющей принимаем высоту вертикального сечения трубного пучка /ц
ДрЕЦ - Apg/i/2.	(5.12)
Коэффициент 1/2 отражает в первом случае разную высоту столба нагретого воздуха в пижней части секции (П) и в верхней части (около нуля), во втором случае этот коэффициент учитывает уменьшение температуры воздуха от £вз1 до гвз2, принятое с некоторой долей погрешности линейным.
Разность плотностей воздуха Др определяется барометрическим давлением рбар и разностью температур и Гвз2, кг/м3,
где R ~ 287 Дж/(кг  К) — газовая постоянная воздуха.
Температура воздуха на выходе определяется его расходом GW3, теплоемкостью с &3 и количеством переданного тепла Q,
Q
(5.14)
двз2 ~ вз1 (} е вз ръз
Количество переданного тепла в условиях конденсации пара при
температуре равно
KF
вз двз
(5-15)
где К — коэффициент теплопередачи, отнесенный к поверхности теплообмена F.
Практически задача определения теплосъема при ЕЦ решается последовательными приближениями при известной температуре охлаждающего воздуха t ! и насыщенного пара ts для поверхности нагрева F заданной конструкции (т.е. тип трубок, ребер, число рядов и т.п.) в такой последовательности:
109
Рис. 5.28. Графическое решение задачи расчета тенлосъема при ее 1 е с । пени ой циркуляции
1.	Задаем значение (7В3.
2.	Принимаем температуру на выходе Гвз2.
3.	Определяем скорость воздуха в расчетном сечении поверхности теплообмена w.
4.	По величине скорости w и тепло-фцзическим параметрам определяем коэффициент теплоотдачи к воздуху авз и коэффициент теплопередачи К.
5.	Рассматриваем по тем же данным
гидравлическое сопротивление трубного пучка
6. Рассчитываем но вышеприведенным формулам (5.14) и (5.15) температуру воздуха гвз2 и теплосъем Q.
7,	Рассчитываем уточненные характеристики теплосъема при новом значении £ 2: расчет повторяем с п. 2 до п. 6 до совпадения исходного и полученного значения 1вз2 с заданной точностью.
8.	Оцениваем полное гидравлическое сопротивление воздушного тракта (с учетом входного диффузора, поворотов и т.п.)
Лр„з= l,W,p,
9.	Определяем расчетную разность плотностей Др по (5 13) и напор естественной циркуляции Д/?Ец по (5.11) или (5.12)
10.	При ДрЕц < Дрвз корректируем Овз в сторону уменьшения, при Др[.ц > ДрВч, увеличиваем значение С?вз и повторяем расчет с п. 1 до совпадения исходного и полученного значения расходов воздуха с заранее заданной точностью.
В результате таких расчетов получаем решение для режима ЕЦ, качественная картина которой приведена на рис. 5.28. Современная вычислительная техника позволяет завершить итерационный процесс весьма быстро и эффективно.
5.6	.2. Экспериментальное исследование работы модуля ВКУ в режиме естественной циркуляции
Эксперименты по исследованию естественной циркуляции (ЕЦ) проведены на модернизированном стенде, схема которого приведена на рис. 5.29.
На линии отсоса неконденсирующихся газов из модуля были установлены ограничительные сопла диаметром 2,6...5,5 мм, что по-110
Рис. 5.29. Схема стенда для исследования рабшы модуля ВКУ в режиме естественной циркуляции воздуха:
------ — пар; — - — — паропоздушная смесь;--------— конденсат, —о— — воздух
зволяло избавиться от неконденснрующихся газов и одновременно контролировать выброс пара в окружающую среду (или эжектор)
Опыты были проведены при давлении конденсирующегося пара от 1 бар до 2,4 бар в диапазоне температур наружного воздуха от +5 до -14 °C.
Результаты экспериментов представлены на рис. 5.30 и обобщены на рис. 5.31.
График зависимости на рис. 5.31 может быть описан уравнением, бщ = »у,-и.	(5.16)
где К = 1,63 Вт/(м2 • К) — экспериментально определенный коэффициент теплопередачи, отнесенный к поверхности Ги располагаемой температурной разности между температурами насыщения / и охлаждающего воздуха /вз] па входе в поверхность теплообмена модуля.
Очевидно, что формула (5.16) справедлива для поверхности данного типа и модуля без ограничительной стенки, увеличивающей напор естественной циркуляции. В других случаях (5.16) может лишь служить ориентиром для оценки тепиосъема при ЕЦ
111
Рис. 5.30. Характеристики модуля
‘ - '„1 = 5-6 “С, 2 -	= -6,5 "С, 3 -	= —14 "С
ВК н режиме ЕЦ, F = 614 м*:
Рис. 5.31. Зависимость <2гц = /К- - ^пц)
/ по пару сконденсированному в ВК, 2 — по суммарному расходу пара;
•	=-'4 “С. * -	=-6,5 °C; о -	--0,2 "С, dr - 0,00554 М; + - <в„ =
~ 4 °C — отсос в эжектор; Д —	- 5 °C — ф ~ 0,00261 м
5.7. ТЕПЛООБМЕН ВНУТРИ ТРУБ ВКУ ПРИ ВСТРЕЧНОМ ДВИЖЕНИИ ПАРА И КОНДЕНСАТА
В большинстве случаев в трубках ВКУ имеет место спутное движение пара и конденсата. Обычно пар подается в верхнюю часть оребренных 1руб, установленных наклонно к горизонту или вертикально. Вместе с тем при конструировании ВКУ возникает проблема охлаждения паровоздушной смеси, чтобы уменьшить содержание в ней пара на входе в воздухоудаляющес устройство. Для этого необходимо смесь напргнзлять в специально выделенную часть поверхности теплообмена, называемую воздухоохладителем, такая схема приведена на рис. 5.32. В зоне массовой конденсации пара кондепса! движения смутно сверху вниз В конденсатном коллекторе жидкая фаза отделяется от паровой и отводится в конденсатосборник Паровая (раза, содержащая неконденсирующиеся газы, поступает в воздухоохладитель. Здесь движение пара и конденсата внутри труб встречное: пар двпжегся снизу вверх, а конденсат сверху вниз.
112
Рис. 5.32. Организация движения пара и паровоздушной смеси в ВКУ:
—-------— пар;------— конденсат
Такой характер движения при определенных соотношениях параметров может привести к образованию конденсатной пробки, а само явление называется захлебыванием.
Это явление достаточно подробно исследовано применительно к вертикальным трубам. Для большого числа экспериментальных данных получено обобщение, определяющее момент захлебывания в вертикальных трубах
Kg - 3,2(1 - Fr"), где
К 4-Я
Pg)
j — приведенная линейная скорость газа, отнесенная к полному сечению канала; р , pz— плотность газовой и жидкой фаз; с — коэффициент поверхностного натяжения; g — ускорение свободного па-
v рлДл
дения; Fr =--*--------— — число Фруда для канала диаметром
g(p/- Pg)D/a
D',	31/Re — коэффициент гидродинамического грения при сна-
рядном режиме течения и Re < 15; при Re > 152, ~ 2; а — капиллярная постоянная; /* = 4,2 при D/а > 5.
На основании такого анализа построена карта режимов, приведенная на рис, 5 33.
Однако на практике проектирования и эксплуатации ВКУ мы имеем дело, как правило, с наклонными трубами, которые исследованы значительно меньше. Кроме того, важный аспект задачи — предложить методы борьбы с захлебыванием, что обеспечит устой-
113
Газ вверх 1g К
1
О
— 1
-2
Жидкость вверх
О
1
2 1g К Газ вниз
1’пс. 5.33. Диаграмма режимов 1ечення вертикального двухфазного потока
I — устойчивый пленочный; II — снарядно-пузырьковый, Ш — пенообразный, IV — дисперсно-кольцевой; / — процесс захлебывания; 2 — опрокидывания, 3 разрушение снарядов, 4 — разрыв жидких перемычек между снарядами или пузырями в ядре потока; 5 — срыв капель с поверхности пленки; 6 — К. = 3,2; 7 — Fr' — 1
чивую беспульсационную работу ВКУ. Эти вопросы были исследованы на экспериментальных стендах при вефечном течении воды и воздуха, а также пара и конденсата.
5.7.1. Экспериментальная установка для изучения захлебывания в системе воздух-вода
На рис. 5.34 изображен экспериментальный канал, используемый для изучения захлебывания в системе воздух-вода. Устройство состоит из стеклянной трубки 1 длиной 2,5 м со смотровым окном 2, с варьируемым значением диаметра трубки от 20 мм до 56 мм*. Подана воды осуществляется через специальное пористое устройство 3, обеспечивающее равномерную нсвозмущетшуто подачу жидкости. Подача воздуха производится в специальную камеру 4, служащую также камерой сбора стекающей жидкости. Далее воздух проходит через профилированную сопловую в^авку 5 в экспериментальный канал. Часть оторвавшейся от пленки жидкости попадает через трубку 6 в камеру-сепаратор 7, откуда отводится для измерения расхода. Стекающая пленка через трубку 8 отводится за пределы камеры 4.
* Опыты по изучению захлебывания проведены инженером С.И Манюнмным на стендах МГТУ нм НЭ Баумана н КГПУ им. К Э Циолковского
I 14
Рис. 5.34. Экспериментальная установка для тученпя захлебывания в системе воздух-вода
Подача воздуха производится от воздуходувки 9. Расход воздуха измеряется с помощью сопла Вентури 10, регулирование расхода воздуха производится газовым вензилем 73. Подача воды производится от обычной водопроводной сети. Расход воды измеряется с помощью диафрагмы 77, регулирование расхода воды производится вентилем 14. Давление воздуха на входе (в камере 4) измерялось через штуцер 75, подключенный к манометрическому стенду.
Измерение расхода стекающей пленки производилось с помощью тарированной емкости 72 с точностью 0.5 г. Аналогично с помощью такой же емкости измерялся расход жидкости, попавшей в камеру-сепаратор 7. Стеклянный канал может устанавливаться под наклоном к горизонту.
Измерения производились следующим образом. Газовым вентилем 13 устанавливались последовательно значения давления воздуха в камере 4 в диапазоне р = 1,1...1,5 бар. Статическое давление воздуха на выходе принималось равным атмосферному. С помощью сопла Вентури определялся расход воздуха при заданных давлении и температуре перед соплом.
Определяя расход воды с помощью тарированной диафрагмы 77, подбирают его с помощью вентиля 74 таким, чтобы визуально зарегистрировать захлебывание. На рнс. 5.35 приведена фотография образовавшейся водной пробки при захлебывании. Возникновение пробки служит критерием начала процесса.
115
Рис. 5.35. Стеклянный канал с образовавшейся жидкой пробкой в режиме захлебывания
Данные но расходам воздуха и воды использовались для расчета приведенных скоростей воздуха и воды, соответственно, м/с;
g	г>2
р TlD
. _ 4Д
/ /	2
pzn7r
(5.17)
(5-18)
Плотность воздуха р^ определялась по значению давления Р и температуре на входе в канал. Плотность воды pz принималась по температуре на входе в установку.
Как указывалось ранее, исследование процесса производилось в диапазоне значений диаметра канала от 20 до 56 мм. с различными сопловыми вставками. Испытывались три вида сопловых вставок (рис. 5.36) при D == 32 мм.
116
б-
Рис. 5.36. Сопловые вставки для канала диаме1ром D = 32 мм:
7 — сопло с отводом воды за пределы камеры; 2 — сопло без отвода воды; 3 — сопло с отводом для канала со стержнями, где а - отводящие трубки; б — посадочные шпильки для стержней; в — стержень
Опытная установка также позволяет исследовать влияние наклона канала в диапазоне ср - 30—90 град, от горизонта.
Данные измерений по кршическим расходам воздуха и воды для различных вариантов использовались для расчета приведенных скоростей ji,jg и для расчета критериев Уоллиса—Кутателадзе К/5 К .
Полученные зависимости сравнивались с известными критериальными выражениями Уоллиса—Кутателадзе и между собой с целью выбора наиболее эффективного варианта.
5.7.2. Методика обработки экспериментальных данных (воздух-вода)
Основными исследуемыми характерными параметрами при изучении захлебывания являются приведенные скорости в (5.17) и (5.18), а также критерии Уоллиса—Кутателадзе;
4G,
-----=h==-,	(5-19)
Р/	Pg)
117
- 1/? _______________’
Pg ’tD7ga(p;-pg)
где I, g — индексы относящиеся к жидкости и воздуху; D — диаметр канала; g = 9,807 м/с2 — ускорение свободного падения; ст — коэффициент поверхностно]о натяжения, н/м; G; — массовый расход жидкости, кг/с, определяется по формуле:
G, = Mt - 1(Г3/60;
М/ — масса жидкой пленки, г, натекшей в тарированный сосуд за I мин; Gs — массовый расход воздуха, кг/с, определяется по формуле для сопла Вентури
Визуально процесс захлебывания начинается с роста амплитуды волновой поверхности пленки и началом видимого отрыва капель. В этот момент поверхность пленки весьма неустойчива, происходит образование водяной пробки и выброс ее в камеру-сепаратор.
Измерение расхода G/ по тарировочной емкости при образовании неустойчивости течения весьма затруднительно, так как удержаться на «начале момента» захлебывания вследствие нестабильности явления технически очень сложно. Поэтому целесообразно использование измерительной диафрагмы по расходу воды, протарироваицой объемным способом. Тогда расход Gy для начала захлебывания (рост амплитуды волны и начала видимого отрыва капель) определялся следующим соотношением:
т  Ю~3
/-•>	_ Л'1	1
где G; — расход воды из сети, определяется по диафрагме; т.\ — масса, г уносимой жидкости с поверхности пленки за 1 мин, определяется тарировочпым сосудом по сливу из камеры-сетнтрагора.
5.7.3.	Экспериментальная установка для изучения захлебывания в системе пар-конденсат. Методика измерений
Экспериментальная установка для измерения захлебывания в системе пар-конденсат изображена на рис. 5.37.
Парогенератор 7 вырабатывает пар заданных параметров: давления Р и температуры Т, которые измеряются соответственно манометром 2 и термометром 3, температурное реле поддерживает заданную температуру пара.
Далее пар поступает в паровой коллектор 5 и через сопловую вставку 6 подается в экспериментальный канал 7 диаметром 32 мм 118
Рис. 5.37. Экспериментальная установки для изучения захлебывания в системе иар-коцденся! (см. пояснения в тексте)
длиной 2,5 м с расположенными по периметру внутри канала сменными вставками-стержнями 8.
В кожух 9 подается вода для охлаждения внутренней стенки экспериментального канала. Для вакуумирования системы /явлений пара р = 0,09 МПа использовался вакуумный насос J0. Для отделения пара и крупнодисперсных водяных капель (если таковые захватятся потоком) предусмотрена камера-сепаратор 77.
Расход пара определялся по измеренной электрической мощности ТЭНов за вычетом тепловых потерь от парогенератора. Емкость парогенератора тарирована по количеству заливаемой воды с помощью специального уровнемера.
При заданной сиде тока I за время т = 1 час при установившемся Процессе кипения воды измеряется количество ЛД испарившейся воды.
Тогда расход пара определяется как
6’п = ЛД/3600 кг/с.
Подводимая к ТЭНам электроэнергия расходуется па генерацию пара и тепловые потери в окружающую среду. Уравнение баланса мощности имеет вид
М=Спг + РП0Т!
119
где U — рабочее напряжение ТЭПов, В; I — суммарный ток протекающей через ТЭНы, А; г — удельная теплота парообразования, Дж/кг; ГП01 —тепловые потери в окружающую среду, Вт.
В свою очередь, тепловые потери через теплоизоляцию парогенератора примерно пропорциональны разности темпера1ур
~ Ьозд) = Лю г
где t5 — температура насыщения пара; твозд — температура окружающей среды; К — коэффициент пропорциональности зависит от геометрии ПГ, коэффициента теплопередачи через стенку ПГ.
Тогда Gn - (ОТ - Kp(ts -
Значение коэффициента Кр находилось при известных значениях U, I, г, Г7, /В03Л, Gn, при этом Gfl определялся с помощью мерной емкости 12 в условиях полной конденсации пара в канале.
Регулированием расхода пара (сиды тока в ТЭНах) и расхода охлаждающей воды (с помощью вентиля и измерительной диафрагмы, анаяшично п. 5,7.1) достигался критический режим, визуально наблюдаемый в контрольном участке. С помощью стробоскопа определялась частота колебаний пленки в до- и околокризисном режимах, а также частота пульсации водяной пробки в режиме захлебывания.
5.7.4.	Методика обработки экспериментальных данных (пар-конденсат)
Как и для систем воздух-вода характерными параметрами при изучении захлебывания являются критерии Уоллиса—Кутателадзе.
Основными измеряемыми параметрами потока, входящими в данные критерии, являются критические расходы компонентов.
Электрическая мощность генератора W3 = IU варьировалась в пределах Р7Э = 2—18 кВт.
Далее по значениям температуры пара, температуры окружающей среды (воздуха), величине коэффициента и значению табличной величины теплоты парообразования г, находился расход пара С?п, кг/с, согласно формулам, приведенным в п. 5.7.3.
Массовый расход жидкости (конденсата) — Gt, как в п. 5.7.2, определялся по формуле, кг/с,
Gl = (М,- 1(Г3)/60,
где Мi — масса жидкой пленки, поступившей в тарированный сосуд 72 за 1 мин.
Для комплексного изучения и математического моделирования колебательных процессов в критическом режиме необходима мате-120
магическая обработка частотных характеристик пленки, полученных с помощью стробоскопа.
Для анализа пульсационных и детерминированных сигналов разработан алгоритм и программное обеспечение, реализующие спектральный метод в матричной форме представления операторов, позволяющий наиболее эффективно получать спектральные характеристики процессов.
5.7.5.	Результаты экспериментов по захлебыванию в системе воздух-вода
Критические параме]ры воздуха и воды (приведенные скорости — j ц или критерии Кутателадзе — К?, Kz для воздуха и воды) зависят от многих факторов.
В этом разделе приведены результаты исследований зависимости критических параметров течения о г условий профилирования ввода-вывода газожидкостной смеси, диаметра и от угла наклона канала.
Как средство борьбы с захлебыванием исследовались также сопловые вставки 1 на входе газа в трубу, конструкции которых приведены на рнс. 5.36, с отводом воды за пределы воздушной камеры 4 в коллектор-сборник воды, без отвода воды и стоком воды в воздушную камеру 2, с отводом воды и использованием стержней 8. Диамеф исследуемого канала 32 мм, внутренний диамеф сопел с отводом воды 26 мм. без отвода 28 мм, диаметр стержней 8 мм, число стержней — 6. расстояние между образующими стержней (зазор) 2 мм
В основании сопловых вставок с отводом воды за пределы камеры расположены водоотводящие каналы / (рис. 5 38) к которым подсоединены водоотводящие трубки 2. От трубок с помощью гибких водоводов вода подается в изолированный сливной коллектор-сборник воды, защищенный от воздушной камеры.
В случае со вставкой без отвода воды стекающая пленка воды непосредственно попадала в воздушную камеру. Чтобы стекающую пленку не «запирало» динамическим напором воздуха, был сделан щелевидно-виитовой канал для спуска воды, для чего между внутренней стенкой канала и наружной стенкой вставки помещена спираль (рис. 5.39) которая предохраняла стекающую из канала пленку от прямого столкновения с воздушным потоком, создавая дрессирующий эффект в щелевидпо-винтовом канале. Струя воздуха входящая в сопло, в этом случае, оказывает эжекторный всасывающий эффект на пленку, стекающую в камеру но наружной стенке сопла, затягивает часть жидкости (в виде капель) в канал, что можно считать недостатком, так как известно, что при увеличении каплесодер-жания увеличивается гидродинамическое сопротивление канала
121
Рис. 5.38. Сопловая вставка с о i водящими элементами;
1 — водоотводящий канал, 2 — водоотводящие трубки
Рис. 5.39. Сопловая вставка е щеле-впдпо-виитовым спуском воды без шводаза пределы воздушной камеры
Предварительные исследования показали, что расход уносимой жидкости в камеру-сепаратор в случае отвода воды за пределы воздушной камеры примерно в 1,3 раза меньше, чем в случае стока воды непосредственно в воздушную камеру (без отвода). Это соотношение практически не зависит от расхода воды и воздуха в исследованном диапазоне параметров. Потери давления от каплеуноса в этом случае также отличаются примерно в 1,3 раза.
Исследования 1радиепта давления при противоточном течении на околокризисных режимах при различных геометрических иараме!-рах канала хорошо известны.
Определенный интерес представляет исследование потерь давления при кризисном режиме захлебывания, но при ликвидации жидкой пробки в канале со стержневыми вставками.
Задачу исследования этих потерь можно разделить на две части: потери от сужения канала за счет вставок, а также ца внезапное сужение в сопле и потери за счет каплеуноса.
Первые потери легко определяются по известным справочным данным, при этом если приравнять эквивалентные диаметры каналов (определяемых по смоченному периметру) со вставками и без, то потери в обоих случаях будут практически одинаковыми,
Большой интерес предС1авляют потери за счет каплеуноса. Отмечена колебательная нестационарность процесса, т.е. периодическая пульсация пленки и концентрации уносимых капель, а соответственно и градиента давления. 122
Осредненный по времени расход капель, пропорциональный гидродинамическому сопротивлению, (точнее, безразмерное отношение G^/G = = &ppgDA/Q,(yiG2^) в зависимости от расхода газа (пара) приведен на рис. 5.40 для вариантов с отводом воды за пределы камеры (вариант 1) и без отвода (вариант 2)
Сопловая вставка с отводом воды за пределы воздушной камеры и соответственно без всасывания в сопло капель жидко-
Рис. 5.40. Завпсимоси. параметра кал-леуиоса G^/G^ от расхода пара
сти обеспечивает более низкое сопротивление. Однако, как и в первом случае, не предотвращает появление пробки, хотя в обоих случаях наблюдается увеличение критических параметров.
Использование стержней обеспечивает беспробочяый режим течения пленки, в тоже время конструктивно стержни удобно расположить по периметру сопла с отводом воды (см. рис. 5.38) при условии касания внутренней с генки капала. В дальнейшем при исследовании захлебывания в системе пар-конденсат используется эга конструкция со стержнями, в этом случае устраняется негативный эффект, собственно захлебывание.
В проделанных опытах объемные расходы воздуха и воды изменялись в пределах 0...10-2 м3/с, 0...1,6‘ 10~4 м3/с соответственно. Приведенные скорости воздуха и воды измерялись в пределах 0...13 м/с и 0...0,3 м/с соответственно.
На рис. 5.41 изображена зависимость критических параметров при различных условиях ввода воздуха (диаметр канала 32 мм). Использование косого среза с углом 9 = 45° для «безударного» ввода воздуха в основание канала повышает критическую скорость воздуха jg в 1,1...1,2 раза по сравнению с прямым срезом при скоростях воды J; > 0,05 м/с.
Использование сопловых вставок увеличивает критическую скорость воздуха более, чем в 1,9...2,2 раза по сравнению с прямым срезом при Ji > 0,043 м/с, причем использование отвода стекающей воды (пленки) за пределы воздушной камеры, т.е. без противодавления воздушного потока, увеличивает критическую скорость воздуха по сравнению со случаем стока воды в воздушную камеру.
123
Рис. 5.41. Завнснмос1ь критических ппрамеiров oi условии ввода-вывода (профилировании):
▲ — сопло 0 26 мм с отводом воды за пределы воздушной камеры, ▼ —- сопло 0 28 мм без отвода воды ?а пределы воздушной камеры, 0 — косой срез (угол среза — 45°); • — сопло + стержни, О — прямой срез
Использование стержневых вставок в виде набора равномерно расположенных с некоторым зазором по периметру канала стеклянных трубок в совокупности с соплом увеличивает критическую скорость воздуха по сравнению с прямым срезом в 1,2—1,7 раза и при эюм не происходит схлопывания стекающей пленки и образования жидкой пробки. Пленка в данном случае стягивается к местам касания стержней со стенкой канала. В щелевидных каналах, образованных стержневыми вставками, наблюдается сильное волнообразование на пленке.
На рис. 5.42 изображена характеристика критических параметров при различных диаметрах канала в пределах значений 20 ... 56 мм.
Хорошо видно, что увеличение диаметра канала способствует увеличению критических параметров. Очевидно, что этот эффект наблюдается и для косого среза, так как в обоих случаях увеличение смоченною периметра организует «безударный» ввод воздуха в основание канала, т.е. уменьшается скорость и возмущение потока при том же расходе.
Определенный интерес для воздушных конденсаторов с наклонными каналами представляет исследование влияние угла наклона на параме1ры захлебывания (рис. 5.43).
Замечено, что при угле наклона от горизонтали ф = 75...78 ° наблюдается скачок параметров В эюм случае визуально наблюдается переход от кольцевого течения к расслоенному. Увеличение критиче-124
Рис. 5.43. Влияние угла наклона канала па параметры захлебывания
ских параметров при расслоенном течении, вероятно, связано с возросшим влиянием гравитационных сил, оказывающих демпфирующее воздействие на процесс волнообразования Кроме того, уменьшается площадь границы раздела фаз и, следовательно, уменьшается воздействие газовой (паровой) фазы на течение жидкой пленки.
Аппромаксиционные прямые на рис, 5.41 построены по известным соотношениям Уоллиса—Кутателадзе. Отклонение от экспериментальных данных не превышав! 10—15 %. Так как процесс захлебывания идентифицируется визуально и имеет место затягивание процесса по времени, то можно говорить о корректности полученных данных.
На основании проведенных исследований можно сделать следующие выводы.
1. Критическое значение приведенной скорости воздуха / при приведенной скорости воды ц < 0,04 м/с (при у) > 0,04 м/с критические скорости газа при использовании сопла и косого среза меньше чем у прямого (см. рис. 3.1) увеличивается, по сравнению с прямым срезом, в следующих случаях:
а)	использование косого среза основания канала, угол 45° (в 1,12—1,14 раза);
б)	увеличение диаметра канала от 20 до 56 мм (в 1,23—1,28 раз);
в)	использование сопловых вставок (в 1,17—1,5 раза);
г)	использование стержней, расположенных по периметру канала, в совокупности с сопловой вставкой (в 1,2—1,7 раза);
д)	отвод стекающей пленки за воздушную камеру, по сравнению со случаем без ее отвода при yz< 0,03 м/с (в 1,09—1,1 раза) ;
е)	уменьшение угла наклона канала до фк < 75—78 ° (в 1,2— 1,4 раза).
125
Приведенные скорости воды свыше д = 0,04 м/с редки на практике, поэтому указанные способы вполне приемлемы для практического использования. Снижение критической скорости газа при использовании сопловых вставок и косою среза при больших j[> 0,04 объясняется тем, Ч10 свойство «безударного ввода» теряет смысл при малых скоростях газа, а приобретает значения фактор «безударного вывода» увеличенного потока воды, что затруднено из-за наличия сопловой вставки по воде или стекания кольцевого потока воды по косому срезу к острой кромке, вследствие чего на кромке поток сильно турбулизируется.
2.	Образование жидкой пробки можно устранить путем «стягивания» стекающей жидкой пленки под действием сил поверхностного натяжения в места с наименьшей кривизной, образованные равномерно размещенными ио периметру канала стержневыми вставками в местах касания со стенкой. Так как аварийные случаи при захлебывании чаще всего связаны с жидкой пробкой (скачки давления, гидроудары), то ликвидация этой жидкой пробки открывает возможность работы теплообменника на критических режимах.
5.	7.6. Результаты экспернменюв по теплообмену в системе пар-конденсат на критических режимах
При отсутствии конденсации или испарения нет принципиальных различий между гидродинамикой воздуха-воды и пара-конденсата, описываемой аналогичными соотношениями. При наличии этих процессов имеет место поперечный поток массы конденсирующегося пара, чго в принципе необходимо учитывать.
Так как в практических случаях захлебывание начинается у основания капала, то влияние процесса конденсации на скоростные параметры в области межфазной границы не существенно, и захлебывание в обоих случаях зависит только от гидродинамических параметров. Тогда количественные результаты, полученные в системе пар-конденсат, идентичны результатам для системы воздух-вода.
Однако практически нет исследований теплообмена при критических режимах, соответствующих захлебыванию для ыезаглушенных снизу каналов, а также при условии ликвидации жидкой пробки.
Исследование при данных условиях представляет большой практический интерес и открывает возможности для создания «критических» теплообменников, надежно работающих при критических режимах.
На рис. 5.44 приведены экспериментальные данные зависимости отношения критериев Нуссельта Nu/Nu' (где Nu'; Nu — критерии Нуссельта для околокризисного (без захлебывания) режима течения 126
соответственно для круглого канала и канала со стержневыми вставками) для пара при одинаковых эквивалентных диаметрах канала £>э = = 4Гпр//7с„, где Гпр — проходное сечение канала; /7СМ — смоченный периметр) от критерия Кутателадзе.
Проведены эксперименты с начальным давлением пара на входе Р-0,03—0,15 МПа. Экспериментальные данные в диапазоне 2 < < Ки < 3,2; 1/6 < S/d < 1/4 удовлетворительно аппроксимируются формулой:
Nu
Nu' Кц ~ 2,2 режим «полного»
Рис. 5.44. Экспериментальные данные по теплоотдаче при конденсации (Р “ 0,03—0,15 МПа; D = 32 мм)
1/2
Nu = 4,2lNu'](P/c/)Kn ,
где Nil' — критерий Нуссель га для конденсирующегося в трубе пара при турбулентном течении жидкости, определяемый по формуле (2.12): Кп — критерий Кутателадзе, рассчитанный по (5.19); Sid — относительный шаг стержней; 5 — расстояние между образующими стержнями, т.е. ширина щели; d — диаметр стержня.
Диапазон значений отношения Nu/Nu' = 0,799—1,35. Пониженное значение теплоотдачи при Кп < 3,2 можно объяснить тем, чю решетка стержней при Sid < 1/4 и невозмущепная пленка представляет собой значительное термическое сопротивление, в то же время при К - 3,2 наступает возмущенное состояние пленки, и менее зажатая решетка при Sld> 1/4 способствует увеличению коэффициента теплоотдачи. Вероятно, интенсивность возмущения в этом случае выше, чем обычная турбулентность стекающей пленки, хотя при этом толщина турбулизированной пленки выше и ограничена размером щелевидного канала.
Необходимо отметить ограничение Sid < 1/4, которое указывает на невозможность организации безпробочного течения при 5 > dl 4. Кроме того, все эксперименты проводились в трубе диаметром 13 = -32 мм, поэтому при обобщении результатов необходима соответствующая поправка.
Тем не менее, проведенные исследования указывают на возможность создания достаточно эффективного теплообменного тракта, использующего эффект интенсификации теплообмена в возмущенной пленке в режиме захлебывания, но при ликвидации образования жидкой пробки.
127
5.8. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТОКА ВОЗДУХА В ВКУ ШАТРОВОГО ТИПА
5.8.1.	Описание стенда и модели ВКУ/
Степень равномерности раздачи воздуха по поверхности теплообмена играет важную роль, так как определяет эффективность использования этой поверхности. Исследование этого фактора проведено на специальном стенде, где моделировались все основные процессы течения воздуха. В качестве базы для исследования была выбрана конструкция шатрового конденсатора Калужского турбинного завода (см. рис. 3.5, 3.18).
Объектами испытаний служили две модели.
Модель I представлена на рис. 5,45. Она включает сетки, имитирующие поверхности теплообмена, имитаторы приводного электродвигателя, закрутку потока вентилятором, настил для обслуживания оборудования. Боковые (торцевые) поверхности секции непроницаемые, одна из них выполнена из оргстекла для наблюдений при визуализации течения. Визуализация производится с помощью наклеенных к проволочкам тонких шелковинок.
Уголок закрутки потока имитатором вентилятора выбран на основе продувок модельного вентилятора в 1ДАГИ им. Н.Е. Жуковского,
Рис. 5.45. Модель I секции ВКУ
* Опыты проведены в научпо-исслсдонатсльском центре ОАО «КТЗ» с участием каид. техн наук II Г. Родионова, Л.А Дахповича и инженеров А.С. Голдина и В 11. Кольцова
128
выполненных на договорных условиях. Он составляет в среднем 20° по отношению к осевому направлению вентилятора.
Модель II представлена на рис. 5.46. Она отличается от первой наличием диффузора после вентилятора Конструкция такой секции ВКУ ориентирована на использование вентилятора типа «Торнадо» Таллиннского машиностроительного завода. Имитаторы электродвигателя и вентилятора в обеих моделях различны. В модели I имитируется тихоходный, а также быстроходный электродвигатель с редуктором, во второй —тихоходный электродвигатель.
Рис. 5.46. Модель И секции ВКУ
129
Рис. 5.47. Общий вид воздушного тарировочишо стенда
В каждой модели предусмотрело траверсирование потока па входе, па выходе и во внугренпем пространстве секции При этом модели можно продувать в режимах па «всасывание», на «нагнетание» с соогветствующей переустановкой моделей на стенде.
На рис. 5.47 представлен общий вид низконапорного стенда для аэродинамических продувок моделей секции ВКУ.
Источником потока воздуха является воздуходувка центробежного типа ВЦ4-70-10, приводимая электродвигателем мощностью 22 кВт. Она обеспечивает расход воздуха до 35 000 м3/ч с напором до 150 мм вод. ст. Воздуходувка смонтирована па отдельной раме, имеет ynpyine развязки с воздуховодами для устранения их вибрации. Воздуховоды на всасывании и нагнетании выполнены из листовой стали, свернутой в виде круглых труб диаметром 700 мм.
Для регулирования параметров и расхода воздуха па входе и выходе н воздуховодах установлены по одной шиберной заслонке. На нагнетании за заслонкой установлено выравнивающее устрой-cibo. Оно выполнено в виде сетки и набора перфорированных пластин и позволяет получить достаточно равномерное поле скоростей по поперечному сечению воздуховода. Специальные методические измерения полей давлений в воздуховоде в окружном и радиальном направлениях показали наличие небольшой неравномерности потока, вполне приемлемой для постановки экспериментов с моделью секций ВКУ.
Расход воздуха, поступающего на модель, определяется по результатам траверсирования сечения воздуховода двухканальным зондом полного и статического давления. Измерение давлений производится на всасывании и нагнетании по одному сечению (осевому) в воздуховоде в четырех радиальных направлениях, расположенных под углом 130
Рис. 5.48. Измерение скоростей и расходов воздуха траверсировянием воздуховода
90° относительно друг друга. Шаг перемещения зонда по радиусу выбирается оператором, проводящим эксперимент (рис. 5.48).
На обеих моделях секций ВКУ предусмотрены измерения для получения полей давлений в 26 фиксированных сечениях во внутреннем пространстве между сетками, а также в 7 сечениях за сеткой. Траверсирование потока производится двухканальным зондом полного и статического давлений, нечувствительным к углам атаки в диапазоне +30°, в одной четверти объема модели секции (в связи с симметричностью геометрической формы секции).
На моделях предусмотрена очистка сеток от ныли перед проведением экспериментов. Для этой цели демонтируются фиксирующие планки, сетки снимаются с каркаса и производится продувка их сжатым воздухом. По опыту работы на стенде можно отметить, что при очистке сеток от пыли полученные измерения воспроизводятся с высокой точностью в экспериментах, проводимых с перерывами во времени.
5.8.2.	Методика проведения опытов н обработки результатов
Поверхности теплообмена в натурной секции представляют 4 ряда оребренных труб. Перепад давлений на трубном пучке, полученный при отдельных испытаниях, составляет 120 Па для средней скорости потока воздуха на входе в трубный пучок 3 м/с. Указанные режимные параметры приняты в качестве исходных данных для моделирования.
В модели секции ВКУ поверхности теплообмена имитируются набором плоских металлических сеток с равномерным распределением ячеек квадратной формы. Аэродинамическое сопротивление
131
набора сеток предварительно подбиралось таким, чтобы выполнялось равенство критериев Эйлера у натуры и модели, т.е. Eu, - Ей м.
Еип = Др/рД = 120/(1,29  З2) = 10,3,
где Д/7 — перепад давлений; р — плотность воздуха; — средняя скорость воздуха.
Подбор сеток проведен на специальном воздушном тарировоч-ном стенде, при этом у набора сеток обеспечено значение критерия Еим -10,3.
Модель секции ВКУ выполнена в масштабе примерно 1:14 натурного объекта.
На рис. 5.49 приведен общий вид воздушного тарировочного стенда для подбора сеюк, имитирующих сопротивление поверхностей теплообмена. В ею состав входят: ресивер с выравнивающим устройством 7. суживающееся профилированное сопло 2, работающее в режиме звукового истечения воздуха, выравнивающая труба 3, на выходе из которой крепится набор металлических сеток 4 На этом стенде выполняются следующие измерения: давление и температура воздуха в ресивере, давление в выравнивающей трубе, перепад давлений на наборе сеток (с помощью микроманометра).
Для подбора гидравлического сопротивления, ими тирующего поверхность теплообмена, использованы наборы металлических сеток с ячейками 1x1 мм (К) и 0,12x0,12 мм (М), соответственно диаметры проволок 0,3 и 0,1 мм. На тарировочном стенде испытаны наборы: IK + ЗМ (т.е. одна сетка К вместе с тремя сетками М); 1К ->• 4М;
1275.
Рис. 5.49. Распределение скоросш поюка в теиновом воздуховоде:
1 — ресивер; 2 — критическое сопло; 3 — выравнивающий участок; 4 — набор сеток 132
IK + 5M. Сетки накладывались в следующем порядке — внутрь cei-ка К п поверку ее сетки М.
На рис. 5 50 представлены итоговые резульииы продувок различных наборов сеток в виде зависимости Ен = Eu(wl)3). Для установки в модель выбран набор сеток IK + 4М.
Схематически изучаемый объект можно представить в виде рис. 5.51. Измерение давлений производится в сечениях 1, 2, 3 на следующих расстояниях до зонда- сечение 2 — 45 мм перед сеткой; сечение 3 — 3 мм за сеткой.
По результатам измерений давления можно оценть гидравлические сопротивления по следующим зависимостям.
I)	Коэффициент потерь энергии во внутреннем пространстве модели:
г =
2
2)	Коэффициент потерь энергии в модели в целом:
'’И	О
ю%3)/2
Скорость w на входе определяется по перепаду осредпецных полного и статического давлений во входном сечении 1
Рис. 5.51. Схема секция ВКУ
Рис. 5.50. Зависимости критерии Ей от скорости потока воздуха для различных наборов сеток
133
3)	Доля потерь энергии потока на выравнивание, смешение и так далее во внутреннем пространстве модели:
С ^>выр
[(/Т-Рз*)-Птар-РзУар)] И -/Д)
В представленных зависимостях использованы осредненные по площади в соответствующем сечении измеряемые давления:
=	р'$ = у \р*^рг, p*3 = ^h’1^.
1 Fl	2 F2	F3
где p* означает полное давление; p — давление, осредненное по площади сечения.
Наиболее полно совершенство аэродинамических качеств внутреннего пространства модели секции ВКУ в интегральном виде характеризуется равномерностью поля скоростей, а также величиной £ВЬ1р. Здесь (Д*тар - ?*тар) — есть пеРспаД давлений на чистых сетках набора IK + 4М, полученный па тарировочном стенде для конкретного значения критерия Ей. В ходе опытных работ выполнено травсрсирование потока зондом во внутреннем пространстве модели секции.
Результаты траверсирования представляются в виде изобар перед сетками и после них, имитирующих поверхность теплообмена в сечениях 2 и 3 (см. рис. 5.51).
Кроме того, сделано осреднение (по площадям) скорости потока и построены гистрограммы распределения скорости с шагом =
= I м/с вдоль относительной площади (F ), где F = FJF, F- — площадь сечения сетки, занимаемая потоком со скоростью изменяющейся в диапазоне 1 м/с (например, от 4 до 5 м/с; 5—6 м/с и т.д,); F — суммарная площадь сетки.
Далее эти гистограммы преобразованы и приведены в виде безразмерных зависимостей относительной скорости потока, отнесенной к осредпенной скорости потока на выходе из модели, от относительной площади F . Осредненная скорость потока на выходе из модели (iv) определена путем приближенного построения на гистограмме зависимости w.(F); опорные точки для построения выбраны
134
на серединах соответствующих отрезков Aw, I м/с. Вычисление w произведено интегрированием w(F) по формуле
н -’ = J? _[ d F .
F F
Графическая зависимость и^/иДг) дает представление о равномерности распределения скорости потока по поверхности теплообмена.
5.8.3.	Результаты аэродинамической продувки моделей секций ВКУ
Все аэродинамические продувки выполнены при условии Еим = 10.
Итоговые обобщенные данные по продувке модели I представлены на рис. 5.52, (см. также рис. 5.45). Модели оснащены двумя вариантами имитаторов тихоходного электродвигателя и бысдоходного электродвигателя с редуктором. Оба варианта модели I имеют имитацию пастила площадки обслуживания, выполненной в виде металлической сетки с ячейками 8x8 мм (диаметр проволоки 1 мм). Они испытаны в режиме «на нагнетании» при одинаковых скоростях на входе в модели.
Из рис. 5.52 видно, что в сечении перед набором сеток имеется существенная неравномерность скоростей потока.
В угловой зоне, где имеется внезапный выход потока из трубы во внутреннюю полость секции, происходит торможение потока. Тра-версированием этой области установлено наличие развитого вихревого движения воздуха. Отметим, что вблизи сетки происходит перестройка течения и выравнивание поля скоростей, обратных течений перед сеткой не обнаружено. Сетка является существенным гидравлическим сопротивлением и обеспечивает стабилизацию потока; видно, что поле скоростей за сеткой достаточно равномерно.
При использовании в модели I имитатора быстроходного электродвигателя с редуктором увеличивается неравномерность ноля скоростей, как следует из рис. 5.53.
Приведем итоговые значения доли потерь энергии потока на смешение, выравнивание. Для модели I с имитатором тихоходного элек-тродвигателя: £выр = 0,35.
Для модели I с имитатором быстроходного электродвигателя с редуктором: ^вьф = 0,471.
Видно, что £вь1р в обоих случаях достаточно велики. Это обусловлено, в основном, наличием, внезапного расширения потока на
135
100	200	300	400	500	600	700	Д мм
(Н)	(12)	(13)	(14)	(15)	(16)	(17)
0
Рис. 5.52. Поля скоростей (изотахи) перед сеткой и за сеткой и модели I с имитатором тихоходного электродвига!еля: л) — попе скоростей перед сеткой, б) - - поле скоростей за сеткой
выходе лз трубы во внутреннее пространство модели, что способствует развитому вцхреобразованию и увеличению потерь энергии в потоке. Следствием этого является увеличение потребной мощности на привод вентилятора
В модели II используется диффузор, обеспечивающий плавный выход потока после вентилятора во внутреннее пространство секции. Данная конструкция в технологическом отношении сложнее предыдущей, имеет повышенную металлоемкость. Однако потери энергии, оцениваемые величиной ^ВЬ1р, в модели II существенно меньше, следовательно, снижены затраты мощности на привод вентилятора.
136
L, мм
55
115
175
235
295
355
415
50	150	250	350	450	550	650	750 В, мм
(16) (17)
(11) (12) (13)
Рнс. 5.53. Поля скоростей (изотахи) перед сеткой и за сеткой в модели I с имитатором быстроходного электродвигателя с редуктором:
а) — поле скоростей перед сеткой, б) - -поле скоростей за сеткой
На рис. 5.54 представлен характер течения воздуха в модели II секции ВКУ.
На рис. 5.55 приведены поля скоросгей перед сеткой и за сеткой в модели II при установке имитаторов тихоходного электродвигателя и завихрителя.
Введение этих имитаторов привело к изменению полей скоростей, как следует из сравнения рис. 5.54 и 5.55. В угловой зоне (вблизи сечений 1/1 и 2/1 у торцевой стенки) перед сеткой происходит подтормаживание потока. За сеткой поле скоростей достаточно равномерно.
137
Рис. 5.54. Поля скоростей перед сеткой и за сеткой в модели П без имитатора электродвигателя н завихрителя:
а) — поле скоростей перед сеткой; 6) — поле скоростей за сеткой
JI 12
2/1 J/l/'li’lS.,
Значение £ВЬ[р модели II без имитаторов (рис. 5.54)
Up - 0.253.
Значение Свыр модели II с имитатором тихоходного электродвигателя и завихрителя (рис. 5,55)
вь.р = 0,289.
По сравнению с моделью I, в модели II обеспечивается более равномерное поле скоростей потока на поверхности теплообмена.
Для модели II с имитаторами двигателя и завихрителя произведена продувка в режиме на «просос». Модель на стенде при этом уста-138
420	520	620	720 В, мм
(14)	(15) (16)	(17)
Рис. 5.55. Поля скоростей перед сеткой и за сеткой в модели II без имитатора тихоходного элек|родвмга1еля и завихрителя потока:
а) — поле cicopociefi перед сеткой; б) — поле скоростей за сеткой
120	220	320
(И)	(12)	(13)

навливалась на всасывании воздуходувки. На рис. 5.56 приведены результаты измерений углов входа потока на сетку, статических давлений на боковой стенке секции, эпюры давлений в выходном сечении за имитаторами двигателя и завихрителя, а также поля скоростей за сеткой модели II в режиме работы «на просос». Сопоставление распределений скоростей на рис. 5.55 и 5.56 свидетельствует о более равномерном поле скоростей за сеткой при работе модели на «просос». (Расход воздуха обеспечивался одинаковым в режимах «на просос» и «на нагнетании».)
Режим «на просос», очевидно, выгоднее использовать для повышения эффективности работы поверхностей теплообмена. Однако лри этом ухудшаются условия эксплуатации вентилятора, так как
139
Рис. 5.56. Эпюры статического длтепия пи боковой стенке, в выходном сечении, углов входа ня сетку для модели If с имитаторами дшкжеля п та-Biixpn 1еля при работе па «просос»
из-за неравномерности параметров потока воздуха ла входе увеличиваются динамические нагрузки у вентилятора, кроме того массовая производительность его уменьшается при отсасывании нагретого воздуха.
Режим «на нагнетание» лучше по эксплуатационным условиям работы вентилятора, ио при этом создаемся поле скоростей с большей неравномерностью на поверхностях теплообмена.
Выбор варианта использования секции ВКУ «на просос» или «на нагнетание» должен определяться конструктором в первую очередь соображениями надежности при эксплуатации В ОАО «КТЗ» для секций ВКУ к турбоусгановкам типа «Туман-4к>> принята конструк-140
Рис. 5.57. Гистограмма распределения потока по площади сен<и для модели I
с 1ИХОХОДИЫМ электропил) ятелем
кия скоростей пи тока ио площади сетки для модели I с быстроходным электродвигателем с редуктором
ция с работой вентилятора «на нагнетании», для турбоустановок «Чаплыгино-0,5» на просос.
Для расчета теплоотдачи па поверхностях теплообмена требуется интегральная оценка скоростей потока в функции от площадей, занимаемых потоком с фиксированным диапазоном изменения скорости, например с Aw = 1 м/с.
На рис. 5.57—5.61 приведены гистограммы щ(7?) для испытанных вариантов моделей, указана осреднеяная по площади скорость потока.
На рис. 5.62—5.66 представлены преобразованные гистограммы, где скорости iv.(F) приведены к осредненной но всей площади сетки скорости потока w.
Рис. 5.59. Гистограмма распределения скорости потока по площади сетки для модели II (без имитаторов)
пия скорости потока по площади сетки для модели II с электродвигателем и завихрителем
141
модели II с электродвигателем и завихрителем в режиме работы «па просос»
ригелем	рителем в режиме работы «па просос»
5.8.4. Влияние неравномерной раздачи воздуха на тепловую эффективность ВКУ
Распределение расхода и скорости воздуха по сечению теплообменной поверхности интересно прежде всего с точки зрения влияния на теплосъем.
Расчеты теплосъема выполнены в двумерной постановке для выделенного слоя из Z параллельных по пару теплообменных труб Расчетная схема приведена на рис. 5.67.
Труба по длине разбивается на N элементных участков длиной Ду, где у — безразмерная длина трубы. Расчет теплосъема ведется для каждого элементарного участка. Общий теплосъем и количество 142
сконденсировавшегося пара вычисляется суммированием но всем элементарным участкам (7V) и по числу труб в слое (Z).
В расчетном режиме давление в конденсаторе (р ) принято одинаковым для всех вариантов, не изменяется также и поверхность теплообмена, поэтому оценка эффективности вариантов ведется по количеству сконденсировавшегося в слое пара и критерий эффективности (3) выглядит следующим образом:
Воздух
Ряс. 5.67. Расчетная схема для опенки влияния раздачи воздуха в секции ВКУ
!—-^100, Gn0
где (?п — количество пара, сконденсировавшегося в слое z параллельных труб в данном варианте; G1|0— го же при равномерной подаче воздуха вдоль трубы.
Количество пара сконденсировавшегося в слое, находим суммированием:
G У б я Zj п j > 7=1
где G — количество пара, сконденсировавшегося в одной трубе слоя.
В свою очередь, G}  — найдем из уравнения
= Qn/'-.
где Qnj — теплосъем в j трубе; г — теплота парообразования при заданном давлении в конденсаторе (рк).
Величину теплосъема в j трубе определим из соотношения: N
1 = 1
где Q ( — теплосъем в элементе поверхности АУ = 1/N- K^FJG^c^
где GB3f — расход воздуха через элемент АУ; с = 1005 Дж/(кг • К) — теплоемкость воздуха; f — температура конденсации, °C; tf — тем
143
пература воздуха на входе в элемент i трубы /, в °C; Kt — коэффи-циен! 1еплопередади в элементе i, приведенный к полной наружной поверхности; F — полная поверхность теплообмена в элементе i.
Расход воздуха через элемент i может изменяться, но так, чтобы суммарный расход воздуха через слой был бы одинаковым во всех вариашах:
1
GB3, = (GB3/M/(O J7m = 1,
О
где /'(У) — функция распределения расхода воздуха вдоль трубы, которая является варьируемой величиной.
Величина поверхности теплообмена элемента (FJ одинакова для всех элементов и всех рядов и равна:
F;. = F/N,
где F— поверхность теплообмена всей оребренной трубы.
р = р + р
J р J in’
где Fp — поверхность ребер; Fni — поверхность не занятая ребрами.
Коэффициенты теплоотдачи и теплопередачи определены по формулам раздела 2, при этом учтено изменение скорости пара по мере его конденсации и соответственно коэффициента теплоотдачи пар-стенка.
Некоторые вычисления сделаны применительно к результатам исследования модели секции ВКУ, предъявленных на рис. 5.52—5.55. Все сечения теплообменной поверхности ргтзделепы на 3 части, для каждой определено распределение расхода и скорости воздуха по длине труб, дано также среднее для всей секции распределение расхода. Эти данные представлены на рис 5.68. Расчет выполнен при давлении конденсации 10 кПа и температуре охлаждающего воздуха 5 °C.
В результате расчета установлено снижение теплосъема в варианте а (ио рис. 5.68) на 2,13 %, б — на 4,04 %, в — 0,74 % и г — 2,42 %. При этом следует иметь в виду, что вариант в не содержит имитатора электродвигателя и, следовательно, его показатели не свидетельствуют о преимуществах над другими вариантами.
Изменение температуры охлаждающего воздуха не влияет на характер распределения ноюков его и, как показали те же расчеты, на уменьшение теплосъема.
Для анализа физических аспектов этих явлений выполнены расчеты изменения теплосъема при лилейном изменении расхода воздуха вдоль труб ВКУ.
144
Рис. 5.68. Распределение расхода воздуха ио длине труб в различных сечениях секции;
о) — с тихоходным электродвигателем без диффузора, б) — с быстроходным элек-тродви) ателсм без диффузора; в) — без электродвигателя с диффузором, г) — с тихоходным электродвигателем и диффузором
Результаты этих расчетов приведены па рис. 5 69.
Функции распределения расхода (и скоросчи) имеюч вид
/(?) =/ы + М У, о	w
где а и b — принятые постоянные; у — координата вдоль длины труб, отнесенная к ее длине; w — значение скорости па длине у; w — среднее значение скорости но всему сечению секции ВКУ.
На рис. 5.69 представлены результаты расчета по нринячой методике. На рис. 5.69, а показано равномерное распределение скорости и расхода воздуха по длине труб; б — увеличение расхода воздуха по мере конденсации пара; в — уменьшение расхода по мере конденсации На этом же рисунке представлены главные показании в относительных единицах и изменение теплового потока е по сравнению со средним его значением, изменение коэффициента теплопередачи
145
Ы, °C
Рис. 5.69. Влияние распределения расхода воздуха на теплосъем ВКУ: а — равномерное распределение f(y) = = 1; б — увеличение расхода в зону входа пара в трубки /Q') = 1,5 - у: в — уменьшение расхода в зону входа пара в трубки f(y) = 0,5 + у
СО = — , а также абсолютного нагрева воздуха в различных частях поверхности теплообмена.
В поле рис. 5.69 даны характеристики неравномерности теплосъем а
g-gp go ’ где Q — теплосъем с учетом неравномерной подачи воздуха; Qo — то же при равномерной раздаче.
Из рассмотрения этих данных следует, что некоторое увеличение расхода воздуха в районе входа пара в трубы ВКУ может благоприятно сказаться на общей эффективности теплообменника. Так на рис. 5.69, б прирост теплосъема составил 0,76 %. При этом обратный вариант с уменьшением относительного расхода воздуха в район входа пара дает заметный отрицательный эффект, а иа рис. 5.69, в — до 4,29 %.
Глава 6. РАСЧЕТ ВОЗДУШНО-КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВОК
6.1.	ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА
Для расчета ВКУ, как и любого другого конденсатора, необходимо задать или выбрать ряд технических и конструктивных характеристик как собственно ВКУ, так и всей энергетической установки в целом. Очевидно, что определяющими являются расход конденсирующегося пара, давление конденсации и расчетная температура охлаждающего воздуха, при этом расход пара и давление конденсации могут быть взаимосвязаны, если поставлена задача создать энергоустановку определенной мощности.
С другой стороны, если ВКУ проектируется для конкретной энергоустановки с заранее известным расходом пара, то выбор давления повлияет на величину мощности. В обоих случаях целесообразно оптимизировать величину давления конденсации, определить технический и технико-экономический оптимумы на базе выбранной целевой функции.
Выбор расчетной температуры охлаждающего воздуха также является оптимизационной задачей, требующей предварительного анализа. На рис. 6.1 приведен типовой график продолжительности стояния температур. В первом приближении, достаточном для нашего анализа, график можно считать зеркально симметричным относительно значения среднегодовой температуры, приближенно описываемым уравнением (без учета области особо низких температур,
Рис. 6.1. Типовой график продолжи । елыюсти стояния тем пера i ур
147
продолжительность которых составила около 0,5 % от годового числа часов стояния)
h
8720
h
0,5 + 0,71 I—-—-— N Gnax ~~ Gnm
где t — среднегодовая тампература.
Если мы выберем в качестве расчетной температуры ВКУ среднегодовое ее значение, то по определению номинальная или несколько большая мощность энергоустановки будет обеспечена в общей сложности в течение полугода, в остальное время будет вырабатываться меньшая мощность.
Если принять в качестве расчетной максимальную температуру для данной местности, го номинальная мощность буде! обеспечиваться круглогодично, но это потребует значительно большей поверхности геплообмена ВКУ, а в ряде случаев такой подход может оказатася вообще бессмысленным, так как высокая расчетная температура не сочетается с глубоким вакуумом в конденсаторе.
Очевидно, что рост расчетной температуры целесообразно ограничить, так как по мерс отклонения се значения от среднегодового времени, когда мощность ниже номинальной, быстро сокращается.
Так, для центральной области России, где среднегодовая температура составляет около +5 °C, выбор в качестве расчетной гемперагуры 1-15 °C сократит время с мощностью меньше номинальной с 4360 ч до 1800 ч, а расчетная температура +20 — примерно до 400 ч.
На рис. 6.2 приведена безразмерная зависимость числа часов работы установки с пониженной мощностью при отклонении расчетной температуры воздуха от среднегодового значения.
Очевидно, что повышение расчетной температуры па величину (Г-	~	= 0’1 - 0,15 вероятнее всего оправдано, так как
нергоустановки с пониженной мощностью, тогда как выбор расчетной температуры с пара-метром (г-	&°.2
едва ли целесообразен.
В самом деле, есть ряд аргументов против такого выбора: повышение расчетной температуры приводит к бысгрому росту поверхности теплообмена ВКУ и мощности вешиляторов, росту капитальных затрат и расходу электроэнергии на собственные нужды энергоустановки;
148
Рис. 6.2. Продолжительность периода с пониженной мощпоегьш н зависимости от выбора pac'ieiHoii leMiiepaiypw
при температурах ниже расчетной давление в конденсаторе также будет ниже номинального, но использовать более глубокий вакуум в полной мере не удастся, так как прирост мощности энергоустановки в этом случае заметно меньше, чем потери мощносш при ухудшении вакуума;
увеличение поверхности теплообмена с ростом расчетной температуры усугубляет проблему замерзания при отрицательных температурах воздуха;
высокие наружные температуры характерны для летних месяцев, когда общая потребность в электроэнергии существенно меньше, чем зимой;
температурный максимум и максимум элсктропотреблепия, как правило, не совпадают во времени.
Приведенные сведения необходимо учитывать при выборе расчетной температуры для воздушно-конденсационной установки,
6.2.	ВЫБОР ДАВЛЕНИЯ В КОНДЕНСАТОРЕ
С уменьшением расчетного значения давления в конденсаторе (при заданной температуре охлаждающего воздуха) растут размеры поверхности теплообмена и необходимая мощность вентиляторов.
При этом одновременно имеет место прирост мощности энергоустановки за счет углубления вакуума. Для серийно изготовляемых установок значение прироста мощности определяется по стандартной методике с помощью поправок к мощности при отклонении вакуума от расчетной величины.
При этом, как указано в предыдущем параграфе, при одинаковых отклонениях давления конденсации oi номинального прирост мощности при углублении вакуума меньше, чем потери ее при ухудшении вакуума Это положение иллюстрируется на рис. 6.3 для паротурбинной установки К-20-0,7.
Очевидно, что для данной турбинной установки существует технический предел, когда прирост мощности турбины АЛД будет полностью израсходован на дополнительную мощность вентиляторов АЛД которые необходимо установить в связи с ростом поверхности теплообмена.
На рис. 6.4 приведена зависимость изменения отпущенной электроэнергии от давления конденсации в ВКУ. При рк < 8 кПа прирост мощности АЛД оказывается меньшим, чем дополнительное потребление энергии вентиляторами АЛД. Таким образом, отпуск электроэнергии потребителю при снижении рк ниже 8 кПа уменьшается при одновременном росте размеров поверхности теплообмена
149
Рис. 6.3. Мощность турбины К-20-0,7 в зависимости от давления в конденсаторе
5	10	15	рг кПа
Рис. 6.4. Выбор оцтцмалыЮ| о давления в ВКУ ((7П = const):
I — мощность турбины при Gn = 147 т/ч; 2 — потери мощности из-за расхода на эжектор, 3 — полезная мощность
150
Иными словами, давление рк = 8 кПа для заданных расчетных условий является нижним техническим пределом [рк] п при выборе давления конденсации.
Верхним техническим пределом [рк]в является максимально допустимое значение давления по условиям работы последних ступеней и выхлопного патрубка турбогенератора Здесь возможна ситуация, когда при высоких температурах охлаждающего воздуха возникает необходимость снижения расхода пара и мощности турбины, чтобы давление конденсации не было выше допустимого эксплуатационного предела.
В интервале между [рк] „ и [рк]в лежит технико-экономический оптимум, который определяется с учетом отпускного тарифа на электроэнергию, капитальных и эксплуатагшонных затрат, связанных с ее производством. В нашем конкретном случае для турбогенератора К-20-0,7 было принято расчетное давление 11 кПа при расчетной температуре охлаждающего воздуха Гвэ)= —1,5 °C (см. рис 6.4).
При выборе рк следует учитывать соображения, описанные в § 6.1 для выбора t
6.3.	ВЫБОР СООТНОШЕНИЯ ДЛИНЫ И ДИАМЕТРА ТРУБ ПОВЕРХНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА
Этот вопрос возникает во всех случаях конденсации пара внутри охлаждаемых труб.
Рассмотрим теплообменную трубу с внутренним диаметром d длиной /, на которой имеется оребрение, (рис. 6.5). Коэффициент оребрения по отношению к внутренней поверхности обозначим ф , коэффициент теплопередачи, отнесенный к полной поверхности оребренной трубы, К, температурный напор — А?.
Плотность теплового потока составит
д-АГДГ,	(6.1)
а количество сухого насыщенного или перегретого пара, поступающего в трубку, равно

Рис. 6.5. К расчету соотношения Ud
здесь (1 -х) — степень конденсации пара в трубе (х — степень сухости на выходе из трубы); hn - hK— разность энтальпии пара и конденсата, обычно hn-
- hK = г — теплоте фазового перехода.
151
В зоне мгюсовов конденсации принимают х = 0,1 - 0,15, югда как на выходе из воздухоохладителя х примерно равен 0.
Скорость пара на входе в трубу
где v - - удельный объем пара на входе в трубу,, обычно и равен v" — удельному объему насыщенного пара.
Тогда из (6.1) и (6.3) после преобразований получаем соотношение длины и диаметра грубы
/ УУУМ	....
d 4кфрл:д/ '	( ' )
Если принять /«п • hк = г и u -- и", то
d 4(з"(рр/бДГ'	V ' 7
Так, например, для выбранной скорости пара w = 50 м/с при К -= 30 Вт/(м2 • К), Дг = 25 К, фр ~ 20 и х = 0,15 при рк = 19,6 кПа имеем Ud = 221, а при рк = 9,8 кПа получаем lid = 113.
При внутреннем диаметре трубы d ~ 38 мм расчетная длина труб составит при рк = 19,6 кПа I = 8,4 м, а при рк = 9,8 кПа I = 4,3 м.
Обычно выбирают скорость пара па входе в трубы wn = 40. ..60 м/с, что обеспечивает достаточно высокую теплоотдачу пар-стенка при умеренных потерях давления и отсутствии эрозионных процессов на паровой стороне.
Следует иметь в виду, что в реальном копдепсаюре скорости пара будут заметно отличаться для различных рядов труб по ходу воздуха, так как последний нагревается, что приводит к уменьшению AZ и q. Формулы (6.1)—(6.4) дают значения средних величин без учета перераспределения тепловых нагрузок.
6.4.	ВЫБОР СКОРОСТИ ОХЛАЖДАЮЩЕГО ВОЗДУХА
Скорость воздуха wn3 существенно влияет на интенсивность теплоотдачи от ребер к воздуху авз, на общий расход воздуха и геометрические характеристики поверхности теплообмена.
В общем случае при заданном теплосъеме с ростом растет увеличивается глубина теплообменной поверхности (число рядов труб) по ходу воздуха, уменьшается входное сечение.
152
В случае расчета ВКУ выбор величины w реально оказывается ограниченным конструктивными параморами поверхности теплообмена и характеристикой вентилятора.
В самом деле, диаметры труб поверхности теплообмена при длине их 5...10 м в соответствии с § 6.3 лежат в диапазоне 30...50 мм; при коэффициенте оребрения 12...20 диаметр оребренных труб составит 45...75 мм при шаге оребрения 3...4 мм.
Применяемые в ВКУ осевые вентиляторы имеют небольшой напор 140...160 мм. И тогда оказывается, что при глубине 4—5 рядов поверхность теплообмена имеет протяженность по ходу воздуха 170..-250 мм, а такой протяженности соответствует скорость воздуха 5...7 м/с в узком сечении.
Таким образом, оказывается, что конструктивно-технологические параметры поверхности теплообмена и вентиляционных установок существенно ограничивает возможность варьирования величины >v03 и сужают рамки гехпико-экономического анализа до технически приемлемых величин скорости охлаждающего воздуха.
6.5.	методика расчета вку
Исходные данные для расчета содержат следующую информацию:
Расход пара, кг/с
Энтальпия пара, кДж/кг
Давление пара па входе, кПа
Температура конденсата, °C
Энтальпия конденсата, кДж/кг
Расчетная гемпература охлаждающего воздуха, °C
Расход неконденсирующихся газов, кг/с
Компонентный состав неконденсирующихся газов
Барометрическое давление, кПа
С?Г1 \ /-’к ‘к л м Gr воздух, углекисло I а, сероводород и пр.
Рб
Конструктивно-технологические параметры модуля для ВКУ:
Диаметр труб, мм
наружный	D
внутренний	d
Теплопроводность материала труб, Вт/(м • К)	X
Высота ребер, мм	/?р
Топщина ребер, мм	6р
Шаг ребер, мм	/
153
Теплопроводность материала ребер, Вт/(м • К.)	Ар
Коэффициент оребрения (отнесенный к наружной поверхности труб)	фр
Длина труб, м	L
Разбивка трубного пучка, мм поперечный шаг	5|
продольный шаг	S2
Компоновка
Гидравлический диаметр, мм
Число рядов в глубину
Число рядов по фронту
Глубина трубного пучка, мм
Поверхность теплообмена модуля (полная), м2
2
Сечение для прохода воздуха, м
г-	Т-
Сечепие для прохода пара, м
Режимные параметры (ориентировочно):
Скорость воздуха в узком сечении на входе в поверхность теплообмена, м/с
Скорость пара па входе в трубу, м/с
шахматная, коридорная dr
2
П
Fu = Ttt/Ltppnz
вз
Расход воздуха на один модуль, кг/с (pBJ по р§ и Гвз)
^31 ^ВЗ Рвз^вз	(6-6)
Нагрев воздуха, °C
Степень конденсации пара в модуле
Расчет гидравлического сопротивления и теплопередачи в ВКУ: Средняя температура воздуха
? = 1ю + М/2.
Теплофизические параметры воздуха при средней температуре t и барометрическом давлении р§ — по таблицам (приложение):
плотность кг/м3	р;
вязкость, кг/(м • с)	П;
теплопроводность. Вт/(м	• К)	X;
теплоемкость, кДж/(кг-К)	ср,
число Прандтля	Рг.
Теплофизические свойства пара и конденсата при температуре насыщения:
плотность конденсата, кг/м3	рк;
154
плотность пара, кг/м
вязкость конденсата, кг/м - с
2 кинематическая вязкость, м /с теплопроводность конденсата, Вг/(м  К) число Прандтля конденсата
Средняя скорость воздуха при 1
273 + ? W — W -----------
вз 273 + Гвз
Число Рейнольдса
Re = ------.
П
Pru
Pr
(6.7)
(6-8)
Расчет начинаем с определения гидравлического сопротивления по воздуху Дрвз. Оно рассчитывается по формулам § 2.3 для средней скорости воздуха шпз при теплофизических свойствах, определенных по средней температуре его.
Полученное сопротивление сопоставляем с напорной характеристикой вентилятора Д/?н; при этом надо иметь в виду, что 15—25 % напора будут израсходованы на преодоление дополнительного гидравлического сопротивления входных устройств вентилятора, потери в диффузоре, повороты потока внутри секции и пр.
Если сопротивление поверхности нагрева Дрвз не совпадает с располагаемым напором вентилятора (за вычетом дополнительного сопротивления), то следует скоррекшровать величину скорости воздуха. Уточненное значение можно оцепить по приближенной формуле
Др,/0,75—0,85) w' = ;v /--------------.
вз
Несколько лучшую сходимость даег формула
(^„(0,75 —0,85)V-°’57 у/ = TV I --------------
” т I А^вз I
(6-9)
После этого расчет гидравлического сопротивления надо повторить сначала до получения необходимого совпадения.
Дальше рассчитываем теплоотдачу по воздушной стороне.
155
Коэффициент теплоотдачи от оребренных груб к воздуху (по § 2.3) aB3 = Nuy.	(б.10)
вз
Эффективность ребер зависит от их геометрических ргимеров п геплопроводпосги, которая учитывается параметром
= КЧ/Лр8р’	(6-П)
На рис. 6.6 приведены графики для определения эффективности круглых ребер постоянной толщины.
Эти же данные можно аппроксимировать уравнением: th (л? h )
Е = ----(1 - 0,135тЛ ),	(6.12)
щп	Р
где th(m/;p) = (exp(m/ip) - exp(-m/lp) )/(exp(m/ip) + exp(-m/ip)) — гиперболический тангенс.
Коэффициент теплоотдачи от ребер, приведенный к полной поверхности теплообмена
% =	1(Фр-1)£+1].	(6.13)
Теплопередача со стороны конденсирующегося пара ап рассчитывается по формулам (2.13)—(2.15) по скорости пара на входе wnj, степени конденсации 1 - х и геллофизпчсским свойствам конденсата.
Рис. 6.6. Эффективность круглых ребер постоянной толщины
156
Коэффициент теплопередачи, отнесенный к полной поверхности, определяется по уравнению
1	1	(—	_	t/ 1 d'\	., ,
^ = % + Утк + с+ тУ«ЛЛ’ ) где 7?тк — сопротивление термического контакта ребро-стенка; 7?отл— термическое сопротивление отложений со стороны конденсирующегося пара
Кота = 5от.,Ч>п,;	(6.15)
Rc— термическое сопротивление стенки
R^ - (A/2ZJ) \x\(D/d').	(6,16)
Общая тепловая эффективность модуля ВКУ
(6.17)
Общий теплосъем одного модуля
e = E(iK-iB3)^GB3i.
Расход пара на один модуль
G Q
1,1 (Лп-М(л*)'
(6.18)
(6-19)
Уточненное значение скорости пара па входе
п1 п
(6.20)
(6-21)
где и — удельный объем насыщенного пара при
Уточненное значение нагрева воздуха
Ar' = rf“-р вз!
Значения Скорости пара и нагрев воздуха по (6.20) и (6.21) сопоставляются с принятыми рацее параметрами, после чего расчет повторяется в режиме итерации до получения необходимой точности.
После завершения расчета определяется необходимое число модулей зоны массовой конденсации
т = G„/Gnl
(6-22)
157
и общая производительность вентиляторов
GB3 = '«GB3|-	(6-23)
Теперь с учетом характеристик конкретного вентилятора можно определив число модулей в секции ВКУ, которую обслуживает один вентилятор.
Расчет воздухоохладителя производится по той же методике, при этом расход пара в воздухоохладителе равен
G„o = G„x,	(6.24)
а значение теплоотдачи пар-стенка должно быть уменьшено с учетом влияния неконденсирующихся газов на 30—50 % по сравнению с теплопередачей от чистого пара.
6.6.	ПРИМЕР РАСЧЕТА ВКУ
Исходные данные для расчета
Расход пара <_? л, кг/с	9
Энтальпия пара йп, кДж/кг	2585
Давление пара на входе рк, кПа	9,81
Температура конденсата /к, °C	45,5
Энтальпия конденсата, кДж/кг	190,6
Расчетная температура охлаждающего воздуха /вз, °C 15
Расход неконденсирующихся газов (7Г, кг/с	2 • 10 3
Компонентный состав неконденсирующихся газов воздух
Барометрическое давление р§, кПа	98
Конструктивно-технологические параметры модуля для ВКУ:
Диаметр труб, мм:
наружный D	38
внутренний d	32
Теплопроводность материала труб /Ц , Вт/(м • К) 48
Высота ребер Л мм	15
Толщина ребер 5р, мм	0,4
Шаг ребер 1, мм	3
Теплопроводность материала ребер Л. Вт/(м • К) 170
Коэффициент оребрения (отнесенный к наружной поверхности труб) фр	19
Длина труб L,	5,0
Разбивка трубного пучка, мм:
поперечный шаг S)	70
продольный mar S2	60
158
Компоновка	шахматная
Гидравлический диаметр dr> мм	5
Число рядов в глубину z	4
Число рядов по фронту п	20
Глубина трубного пучка /, мм	240
Поверхность теплообмена модуля (полная) FM, м2 907 Сечение для прохода воздуха FB3, м2	2,8
Сечение для прохода пара Fn, м2	0,0643
Режимные параметры.
Скорость воздуха в узком сечении на входе
в поверхность теплообмена w м/с	6
Скорость пара на входе в трубу иу^м/с	50
Расход воздуха на один модуль (7вз[ = ^взРпз^вз’ кг,<с 19,9 Нагрев воздуха Д/, °C	20
Степень конденсации пара в модуле 1 - х,	0,9
Расчет гидравлического сопротивления и теплопередачи в ВКУ: Средняя температура воздуха t = ?вз + Д//2, °C 25 Теплофизические параметры воздуха при средней температуре ~t и барометрическом давлении р$ — по таблицам (приложение):
3
плотность р, кг/м	1,145
вязкое! ь Т], кг/(м - с)	18,44 • 10~6
теплопроводность Л, Вт/(м • К)	2,61 • Ю’2
теплоемкость е кДж/(кг • К)	1,0
число Прандтля Рг	0,71
Теплофизические свойства пара и конденсата при температуре насыщения:
плотность конденсата рк, кг/м3	990
плотность пара рГ1, кг/м3	0,0669
вязкость конденсата Т]к, кг/(м • с)	600 • 10-6
кинематическая вязкость vK, м2/с	0,61 • 10"6
теплопроводность конденсата Лк, Вт/(м • К) 637 • 10’3 число Прандтля конденсата Ргк	3,92
) 59
Средняя скорое]ь воздуха
273 + 7	/	7	<7,
’%3 = ""вз	. м/с, при t	6,21
X. / з -Г «вз
Й’ Зр<
Число Рейнольдса* Re = ------- 1930
Ч
Расчет начинаем с определения гидравлического сопротивления по воздуху Дрвз- По данным рис. 2.13 для ККР-8 при средней скоро-С1И воздуха wB3 и теплофизических свойствах, определенных по средней температуре ею, f = 0,030
= 4/ф	4 - 0,03	ЮЮДД = ш Па
dr 2	5-Ю3	2
Полученное сопротивление сопоставляем с напорной характеристикой вентилятора Д^!( = 16 мм вод. ст. = 157 Па; Д/?вз/Д/?п = 0,81, таким образом, корректировка скорости не требуется.
Дальше рассчитываем теплоотдачу по воздушной стороне.
Коэффициент теплоотдачи от оребренных труб к воздуху по рис. 2.13
St  Рг2/3 = 0,007
Nu = (St-Pr)2'3 -Re-Pr1'3 = 0,007- 1929 • (0,71)1'3 = 12,06.
Тогда по (6,10)
а = 12,06 0,0261 = 62,95 Вт/(м2 • К). 5-10
В дальнейших расчетах принимаем авз = 0,8 ’ а =50,36 Вт/(м2 • К).
Параметр т но (6.11) т = /	2 ^°’26— - 44,44; л1/?р = 0,667-
а/ 0,3 • 10~3 • 170
По рис. 6.6 определяем эффективность круглых ребер постоянной толщины Е = 0,82.
* Число Рейнольдса рассчитывается по определяющему размеру, принятому в формулах для расчета i идравличсского сопротивления и теплоотдачи
160
Коэффициент теплоотдачи от ребер, приведенный к полной поверхности теплообмена, определяем по (6.13)
“пр= “Г [(Фр- 1)£ +11 =	1(19- I) -0,82 +1) = 41,77 Вт/(м2  К).
Теплопередача со стороны конденсирующегося пара ап рассчитывается по формуле (2 13)—(2.15) по скорости пара на входе ny(i. степени конденсации и теплофизическим свойствам конденсата
Так, для расчета по (2,15) скорость циркуляции
Рп 0,0669 . п 1П „ , ”'ЭТ = - w„ = ^Г'50 = °-(Ю338 М/С-
Число Рейнольдсе по (2.16)
„	0,00338-0,032	,,,,
Re = ------------ =	.
0,610- 10
Число Нусселыа по (2 13)
Nu = 0,024- 177,3°’8-3,92°'43 х
Коэффициент теплоотдачи пар-С1енка по (2.14)
“п = 216,7'(Ш2 =4312 Вт/(м-Ю-
Коэффициент теплопередачи, отнесенный к полной поверхности, определяется по уравнению (6.14)
I = _^ + Г10^ + зЦ1С
К 41,77 I 2-48
1	38	,О-4	1	,О
1,1 32 + 10 + 43Т2 32J ' 9 =
= 342,6 • 10 4 (и2  К)/Вт.
Тогда коэффициент теплопередачи К = 29,1 Bi/(m2 • К).
Общая тепловая эффективность модуля ВКУ но (6.17)
6 - 1 - exp I - ——— = 1 - exp
^4^6 = 0,73. 10  19,97
161
Общин теплосъем одною модуля зоны массовой конденсации
Q - &(Д - UcpGB31 = О’?3 • (45>5 - 15) • 19,9 - 445 кВт-Расход пара на один модуль, кг/с,
445
£
= 0,2065 кг/с ~ 743,4 кг/ч. (/7п-Лк)(1-л-) (2585 - 190,6) • 0,9
Уточненное значение скорости пара на входе
П|«п 0,2065-14,95 ,Qn , ---- _ _2--------г— - 48,0 м/с.
0,0643
Уточненное значение нагрева воздуха
-Ср<Д,1 1 ' 19,9
22,4 °C.
Величины скорости пара и нагрев воздуха сопоставляются с принятыми режимными параметрами 50 м/с и 20 °C. Дальнейшие итерации не дадут существенного уточнения теплосъема.
Далее определяется необходимое число модулей зоны массовой конденсации
т
к
SBzP = 9(1 -0,1) = 3
<?п|	0,2065
Тепловые характеристики газоохладителя (воздухоохладителя) рассчитываю!, исходя из коэффициента теплоотдачи от парогазовой смеси к стенке
аПГС ~ 0>5а[( = 2666 Вт/(м • К).
Тогда коэффициент теплопередачи К = 25,3 Вт/(м • К).
Общая тепловая эффективность модуля газоохладителя но (6.17)
,	( 25,3-9074
е = 1 - ехр - —т------- = 0,68 .
k 10 -19,94
Общий теплосъем модуля газоохладителя по (6.18)
0 = 0,68 • (45,5 - 15) • 19,9 = 415,4 кВт.
Расход пара на модуль газоохладителя, кг/с, 415 4
Gfir " (2585 - 190,Г) " °’173 '
162
Количество модулей газоохладителя
Общее число модулей ВКУ
т ~ тк + т10 ~ 44,4.
Общая производительность вентилятора
Свз = 44,4- 19,9 883,6 кг/с.
Теперь примем за основу конструктивно-компоновочного решения, когда один вентилятор с диаметром колеса 5 м обслуживаем 8 модулей секции ВКУ.
В этом случае вся воздушно-конденсационная уоаповка будет состоять из 6 секций по 8 модулей, т.е. всего 48 модулей Расчетный запас составит около 8 %, при этом в каждой секции будут использованы 7 модулей зоны массовой конденсации и один модуль газоохладителя.
Этот вариант компоновки приведен на рис. 3.4—3.5.
Глава 7 ВОЗДУХОУДАЛЯЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
7.1, ТИПЫ ВОЗДУХОУДАЛЯЮЩИХ УСТРОЙС ТВ И СХЕМЫ ИХ ВЫПОЛНЕНИЯ
Воздухоудаляющие устройства для ВКУ в принципе ничем не отличаю юл от аналогичных устройств обычных конденсаторов.
В отечественной практике наибольшее распространение получили пароструйные эжекторные установки для турбин мощностью до 200 МВц для ycjaHOBOK большей мощности применяются также водоструйные эжекторы. В зарубежной практике используются водокольцевые насосы и компрессоры. Схемы включения этих аппаратов приведены на рис. 7-1—7.3.
Водокольцевые насосы и компрессоры характеризуются наибольшей технической эффективностью, однако эти аппараты и более
Рис. 7.1, Схема включения пароструйного эжеюора:
7' — турбина; Г — генератор; К — конденсатор; РД - регулятор давления, КН — копдспсдюриые пасосы
Рис. 7.2. Схема включения водо-ci рунного эжектора:
К — конденсатор; ДЭ - эжектор; НН~ подъемный насос
слив уплотняющей воды
Рис. 7.3. Водокольцевой насос для конденсаторов с ухудшенным вакуумом:
К — конденсатор, ВКН — водоколь-ценой насос; ВЭ — эжектор; ПН — подъемный насос
164
Рис. 7.4. Водокольцевой насос Бессоповскою заводя (Россия)
} - корпус передний; 2 —вал; 3  - рабочее колесо, 4 - корпус средний; 5 — корпус задний
сложны в изготовлении и эксплуатации. Разрез водокольцевого насоса приведен на рис 7.4.
Внутри корпуса, оборудованного узлами 1, 4 п 5, расположен вал 2 с рабочим колесом 3, установленными с эксцентриситетом по oi-ношепию к расточке корпуса. В резулыате вращения ротора создается водяное запирающее кольцо, а из-за эксцентриситета ротора газовый объем уменьшается от камеры входа газа до выхода, давление газа с уменьшением объема возрастает до необходимого уровня.
Технические характеристики водокольцевых насосов приведены в табл. 7.1.
Как следует из рассмотренной 'таблицы, минимальное давление, которое может обеспечшь водокольцевой насос — нс ниже 0,15...0,20 бар.
В конденсаторах с более глубоким вакуумом в качестве иред-включенной применяют ступень пароструйною эжектора с промежуточным охлаждением.
Конструкция двухступенчатого пароструйного эжекюра. приведена на рис. 7 5. Первая ступень (большого размера) присоединяется трубопроводом к воздухоохладителю конденсатора, парогазовая смесь рабочего пара и оюос из конденсатора поступают в промежу-
165
Водокольцевые вакуумные насосы
Марка	Произвол . приведенная к начальным условиям, MJ/c	Давление начальное, МПа	Давление конечное, МПа	Расход воды, л/с	Потребляемая мощность, КВт	Частота вращения вала, об/мин	Габаритные размеры насоса, мм			Масса насоса, кг
							длина	ширина	высота	
ВВН-3/0,4	0,05	0,04	0,1013	0,11	4,85	1500	650	410	340	105
ВВН-6/0,4	0,1	0.04	0.1013	0,2	9,6	1500	780	430	440	200
ВВН-12/0,4	0.2	0,04	0,1013	0,4	18,6	1000	1250	500	600	390
ВВН1-12ТМ	0,2	0,04	0,1013	0,4	18.6	1000	1250	500	600	300
ВВН-25/0,4	0/17	0,04	0,1013	0,79	35	750	1420	680	715	720
ВВН1-50ТМ	0,833	0,04	0,1013	1,17	70	600	1750	800	900	800
ВВН2-50М	0,875	0,02	0,1013	1,225	71	600	1750	850	900	1350
ВВН2-50Х	0Д5	0,02	0,1013	1,17	63	600	1750	800	900	1100
ВВН2-50Н	0,75	0.02	0.1013	1,17	63	600	1750	800	900	1100
ВВН1-I50H	2,5	0,04	0,1013	6	204	300	2600	1400	1400	5000
ВВН2-15ОМ	2,5	0,02	0,1013	5.27	180	300	2560	1300	1400	5850
ДВВН-150Б	2,5	0,04	0,1013	11,16	187	186	2725	I860	1850	8200
ВВН2-300	5,67	0,02	0,1013	12	400	250	3200	1800	1950	12500
Рис. 7,5. Эжектор ЭО-40 К 13
точный охладитель, где большая часть пара кондспсируеюя, а оставшаяся парогазовая смесь отсасывается второй ступенью и подается в концевой охладитель; парогазовая смесь с небольшим содержанием пара выбрасывается в атмосферу. При расчетном давлении в конденсаторе до 3,5 кПа может оказаться целесообразным применять 3-сту-пенчатые эжекторы, при давлении 5—18 кПа — 2-ступенчатые; при давлении более 20 кПа можно ограничиться применением одноступенчатого аппарата.
Технические характеристики парос!руйных эжекторов приведены в табл 7.2.
Водоструйные эжекторы выполняются одноступенчатыми, но иногда из конструктивных соображений эта ступень разделяется на несколько однотипных параллельных ступеней, рис. 7.6.
Особенности пароструйных эжекторов, обслуживающих ВКУ на геотермальных установках, является большой расход неконденсирую-щихся газов при ограниченных количествах охлаждающей воды. В этом случае возможно применение крупногабаритных пароструйных ступней со сбросом пара в промежуточный или концевой теплообменники, охлаждаемые воздухом. Такая схема реализована в ВКУ геотермальной установки ТУМАН-4К, рис. 7.7, она позволяет существенно уменьшить поверхность охлаждения по сравнению со схемой, где охлаждение осуществляется водой, которая в свою очередь должна быть охлаждена в специальных воздухоохлаждаемых модулях.
167
Таблица 7.2
Пароструйные эжекторы КТЗ
Характеристика эжектора	Тип эжектора								
	ЭО-8	эо-ю	ЭО-15	ЭО-17	ЭО-20-1	ЭО-ЗО	ЭО-50	ЭУ-195	ЭО-40
Давление перед I ступенью, кПа	4,7	3,43	3,24	3,3	4,9	3,23	3,50	82,5	3,5
Объемная производительность, м3/с	0,065	0,106	0,149	0,146	0,093	0,240	0,317	0,040	0,277
Масса эжектора (сухой), т	0,305	0,355	0,360	0,360	0,310	0,490	0,750	0,290	0,812
Давление рабочего пара, МПа	0,395	1,57	1,57	1,57	1,57	1,5"	0,59	1,57	0,59
Расход рабочего пара при температуре 425 °C, кг/ч Площадь поверхности, м2.	134	61	93	102	80	155	380 (на-сыщ.)	43	510 (на-сыщ.)
промежуточного охладителя	1,14	1,08	1,16	1,18	1,16	1,40	2,54	1,16	6,27
концевого охладителя	1,14	1.08	1,16	1,10	1,16	1,40	2,54	1,16	6,27
Диаметр труб охладителя, мм	19x1	16x1	19x1	19x1	19x1	19x1	19x1	19x1	12x1
Расход охлаждающей воды, т/ч	8,2	4,8	8,0	12,8	9,5	18,0	24	9,5	26
JL500
Рис. 7.7. Пароструйный »жекюр reoicpMflJii.iiojj установки ТУМАН-4К с воздушными охладителями
В ряде случаев, в частности в ВКУ, для геотермальных установок, воздухоохлаждающее устройство размещается в непосредственной близости ог ВКУ, т.е. вне помещения машинного зала. Эго определяйся как компоновочными соображениями, так и необходимосшо иметь минимальные потери давления на линии от ВКУ к воздухоохлаждающему устройству.
169
7.2. РАСЧЕТ СТУПЕНИ ПАРОСТРУЙНОГО ЭЖЕКТОРА
В технической литературе нам не удалось найти данные об использовании водоструйных эжекторов в ВКУ, такое решение в принципе противоречит идее использования воздушно-конденсационных установок. В связи с этим приводим методику расчета только пароструйных ступеней.
Основной геометрический параметр ступени. Изложенная далее методика расчета применима к проточной части, геометрические характеристики которой приведены па рис. 7.8. Длина конической части камеры смешения /к/dг = 6, угол конуса 5—6 °, длина цилиндрической части /] /(7( - 4, длина диффузорной части /д/dv = 4—6 и угол раскрытия диффузора 10—12° (здесь dr— диаметр горловины цилиндрической част камеры смешения). Ряд исследований, например ВТИ, КТЗ [53], подтвердил, что такая проточная часть близка к оптимальной в широком диапазоне параметров пара, коэффициентов инжекции и степеней сжатия пароструйных эжекторов.
В результате обработки большого числа экспериментальных данных [53] построена обобщенная диаграмма для расчета ступеней пароструйных эжекторов, приведенная па рис. 7.9. Точки на диаграмме получены при испытаниях эжекторов с проточной частью, выполненной по тину, приведенном на рис. 7.8, при оптимальном расстоянии сопла от камеры смешения. Использование диаграммы на рис. 7-9 существенно упрощает расчет эжекторных ступеней и одновременно обеспечивает высокую надежность данных, которые базируются на результатах экспериментов.
Важнейшей характеристикой эжектора при заданных параметрах пара является отношение сечений цилиндрической камеры смешения fv к критическому сечению /* рабочего сопла:
Рис. 7.8. Схема проточной части эжекюра
F = (dr/d,)2 .(7.1)
Выбор этою параметра в значительной степени определяет размеры ступени эжектора.
По левой вертикальной оси отложен коэффициент эжекции ступени, равный отношению массового расхода инжектируемой среды <твс к массовому расходу рабочей среды <?р:
“ = СвГ<Д- С-2)
170
Коэффициент эжекции
Относительное предельное противодавление
Рис, 7.9. Обобщенная диаграмма для расчета пароструйных эжекторов (цифры околоэкспериментальиых точек — давления рабочего пара, 1Q5 Па)
Расход рабочего пара равен, кг/с:
Gp = 648Л 7^р7 ир ,	(7.3)
где /?р — давление рабочего пара, МПа; и — удельный обьем пара, м3/кг.
Па правой вертикальной оси отложено относительное значение предельного противодавления ступени эжектора
/’пр ~ /?пр'//’р-	(7.4)
На поле диаграммы отложены линии и = const и линии постоянных относительных давлений всасывания
Р^Р^Р?'	Г5)
На диаграмме нанесены два вида зависимостей: и = u(F) при /?вс = const (восходящие с ростом F ломаные линии) ир = р(Г) при и = const (нисходящие кривые).
Использование диаграммы характеристик эжектора позволяет решить ряд задач. Одну из них проиллюстрируем примером.
Пример I. Заданы параметры эжектора: давление рабочего парарр = 1,6 МПа, температура tр = 250 °C, давление всасывания рк = 4 кПа, предельное противодавление рпр = 24 кПа и расход инжектируемого воздуха 40 кг/ч. Требуется определить расход рабочею пара и геометрические размеры ступени эжектора
1.	Относительное давление всасывания по (7.5)
Г„е=~£-i = 0.0025.
1,6- 10
2.	Относительное противодавление по (7.4)
, ШТ 0,0.5.
1,6-10
3.	Задаем в первом приближении коэффициент эжекции и = 0,30.
4	По диаграмме рис 7.9 находим F при и = 0.30 и р 0,015, F = 88.
5.	По J?uc = 0.0025 и F =88 уточняем значение и по диаграмме: и = 0,42.
б.	Повторяем расчет, начиная с п. 4; во втором приближении при и = 0,42 Твс = 0.0025 получаем F = 92, а уточненное значение и 0,43, дальнейшие уточнения не требуются.
7.	Расход рабочею пара с использованием
С = 40/0,43 = 93,02 к!/ч (0,0258 кг/с).
8.	Сечение сопла исходя из (7 3) при /? ~ 1,6 МПа и у = 0,1477 м3/кг
172
9.	Критический диаметр рабочего сопла
d* - 3,92 мм
10.	Сечение цилиндрической части камеры смешения по (7.1)
/г = 1,113 - 1СГ2 м2
и ее диаметр d = 37,7 мм.
11	Длина камеры смешения в соответствии с рис. 7.8 составляет примерно 530—610 мм, в том числе входной конической части — около 230 мм, цилиндрической — 150 мм и выходного диффузора — 150 —-230 мм.
Диаметр конической части па входе составляет 58—62 мм. Диффузорный участок длиной 230 мм имеет диаметр выхода 78—86 мм
12	Диаметр выходной части рабочего сопла рекомендуется определять с помощью 1 азо динамических таблиц при расширении газа п = Д я затем умсиь-шать его на 20—30 %. В нашем случае при я = 0.0025 для перегреюго водяного пара (к. = 1,3) q = 0,038 Расчетное выходное сечение сопла можем найти по уравнению
В нашем конкретном случае
Принимаем / = 0,75/ = 239 * 10 6 м, а диаметр выходной части сопла 17,5 мм, его длина при угле раскрытия 15° составляет примерно 51 мм.
Таким образом, получены важнейшие геометрические характеристики ступени эжектора, что позволяет вести его конкретную конструкторскую разработку. Вопрос о выборе осевого расстояния от среза рабочего сопла до входа в камеру смещения будет рассмотрен отдельно.
Приближенную оценку осевого расстояния oi среза сопла до входа в камеру смешения можно сделать по формуле:
для первой ступени
lc/dr ~ 0,019(? т 50);	(7 6)
для второй ступени
lc/dY = 0,25(F - 8).	(7.7)
В случае нашего примера по (7.7) находим и lc!dr = 0,019 • (92 + + 50) = 2,7 и /с = 101,7 мм.
В целом это наиболее трудноопределимый параметр, в связи с чем в конструкции эжектора должна быть предусмотрена возможность изменять осевое расстояние на готовом эжекторе за счет прокладок, проставок и т.п.
Более совершенная, но и более сложная методика расчет эжекторных ступеней приведена в [53]
Глава 8. КОНДЕНСАТОСБОРНИКИ И ДЕАЭРАЦИОННЫЕ УСТРОЙСТВА
8.1.	ОСОБЕННОСТИ КОНДЕНСАТОСБОРНИКОВ ВКУ
В конденсаторах, охлаждаемой водой, конденсатосборник является органической частью корпуса и располагается непосредственно под трубным пучком.
В воздушно-конденсационных установках корпус как таковой отсутствует, конденсат из труб поверхности охлаждения сливается в коллектор и поступает в конденсатосборник, конструктивно не связанный с ВКУ. Это дает определенную свободу в выборе конфигурации и места расположения конденсатосборника.
Вместе с тем общие принципы конструирования и расположения конденсатосборника ВКУ такие же, как и для обычного водоохлаждаемого конденсатора:
уровень конденсата должен обеспечивать необходимый подпор для конденсатного насоса;
обьем конденсатосборника должен обеспечивать надежную работу энергоустановки во всех эксплуатационных режимах;
размещение и конструкция трубопровода к конденсатному насосу должны исключать возможность образования воронки;
конденсатосборник должен быть оснащен приборами контроля уровня и работы регулятора уровня;
необходимо иметь возможность осмотра и очистки внутренних полостей конденсатосборника;
необходимо обеспечивать плотность конденсатосборника и прочность его при воздействии внешнего барометрического давления, а также при гидроиспыганиях.
На рис. 8.1 показана общая компоновка элементов энергоустановки с воздушным конденсатором.
На рис. 8.2 приведена конструкция конденсатосборника теплоутилизационной энергоустановки мощностью 500 кВт с воздушным конденсатором.
Особенностью работы воздушно-конденсационной установки является заметное переохлаждение конденсата, характерное для случая конденсации на стенке трубы большой протяженности. Это положение хорошо иллюстрируется экспериментальными данными § 5.5. 174
Рис. 8.1. Расположение конденсатосборников и конденсатных пасоюв ВКУ
Кроме опасности замерзания, здесь имеет место насыщение конденсата агрессивными газами кислородом, сероводородом (для геотермальных установок) и др. Это в свою очередь становится причиной коррозии тракта паросиловой установки, куда поступает газопа-сыщенный конденсат
Как известно, в иоотвеюшии с законом Генри равновесная концентрация растворенного газа в жидкости Q уменьшается с ростом температуры и снижением парциального давления газов />. над границей раздела фаз.
С- = alPll	(8.1)
где а - — коэффициент растворимости, зависящий от температуры жидкости.
Отличие концентрации от равновесной зависит от величины по-верхносш контакта F и времени протекания процесса т.
dC2 - (SACFdr,	(8 2)
здесь [3 — коэффициент массоотдачи; ДС — разность между действительной и равновесной концентрациями.
Таким образом, процесс деаэрации протекает более ишенсивно при нагревании жидкости (уменьшается равновесная концентрация), удалении выделившихся газов от поверхности раздела (т.е. уменьшенииа также с ростом поверхности и времени контакта газонасыщенной жидкости с чистым, не содержащим агрессивных газов паром.
Наилучший вариант — контакт кипящей диспергированной жидкости с чистым паром в течение необходимого времени релаксации. II наоборот, контакт недогретой насыщенной жидкости с парогазо-
175
Рис. 8.2. Конденсатосборник ВКУ теплоутилизационного энергокомплекса КТЗ-Турбокоя
Boii смесью — причина насыщения конденсата агрессивными газами. Именно этот процесс имеет место в зоне массовой конденсации при спутном течении пара и конденсата сверху вниз.
В зоне газоохладителя (воздухоохладителя) имеет место встречное движение пара и конденсата; однако пар на входе в газоохладитель содержит заметное количество неконденсирующихся газов, что не позволяет в полной мере деаэрировать конденсат.
Таким образом, характер процесса конденсации и охлаждения парогазовой смеси таков, что в конденсатосборник ВКУ поступает конденсат, содержащий недопустимо высокую концентрацию агрессивных газов
8.2.	ДЕАЭРИРУЮЩЕЕ УСТРОЙСТВО КОНДЕНСАТОСБОРНИКА
Ряд конструкций деаэрирующих устройств описан в [53]. На рис. 8.3 представлена схема деаэрирующего устройства ЛМЗ, применяющегося в конденсаторах 300 КЦС-1 турбины К-300-240 Главным элементом устройства является барботажный перфорированный лист 2 с порогом б. Конденсат на него сливается через зубчатый порог 10 с листа И. па который он поступает из конденсатора 1 через отверстие 3. Пар для барботажа поступает в камеру 8 коллектора 9. Сопла на коллекторе распределены по длине равномерно и рассчитаны на критический расход пара при давлении 1,2- 105 Па Перфорация барботажного листа представляет собой щели шириной 3 мм. Характеристика этого устройства по результатам испытаний на блоке 300 МВт Конаковской ГРЭС представлена на рис. 8.4.
Схема деаэрирующего устройства ХТГЗ для турбины К-500-240-1 показана на рис. 8.5. Это устройство деаэрирует конденсат, который проходит только через пучок воздухоохладителя. Считается, что основной конденсат деаэрируется до нормы в трубном пучке. Особенностью устройства является использование собственного конденсирующегося пара для нагрева конденсата до температуры насыщения. Конденсат поступает на дырчатый лист 1, откуда в виде схруй вытекает в водяной объем конденсатосборника 2. Греющий пар 3 из трубного пучка конденсатора 4, направляясь по каналу 5 к воздухоохладителю, пересекает поперечно струи воды и нагревает конденсат до температуры насыщения.
Недостатком описанного устройства является невозможность деаэрации всего конденсата в случае его насыщения газами выше нормы.
На рис. 8.6, 8.7 показаны деаэрирующие вставки струйного и пленочного типов для турбины Т-250/300 240 ТМЗ. В струйном устройстве греющий пар из нижнего теплофикационного отбора турбины
177
Рис. 8.3. Схема деаэрирующего устройства, расположенного в конденсатосборнике конделеаюра турбины К-300-240 ЛМЗ }25J:
7 — конденсатор, 2 — барботажный лист; 3 — прямоугольное отверстие, 4 — конденсатосборник; 5 — лаз; б — порог; 7 — подвод конденсата к насосам, 8 — паровая камера; 9 — паровой коллектор, 70 — зубчатый порог; 11 — лист; 12 — пояс жесткости
поступает по трубе 1 в распределительную коробку 2, откуда через отверстия 3 заполняет объем, через который протекают струи деаэрируемой воды с перфорированного листа 4. Несконденсирован-ный пар отсасывается в воздухоохладитель.
В деаэрирующем пленочном устройстве (рис. 8.7) конденсат поступает на тарелку 1 и через ее отверстия в объем насадки 2, где растекается по омегообразным элементам, заполняющим этот объем. 178
Рис. 8.4. Зависимость остагочпого содержания кислорода в конденсате после деаэрационных устройств ог удельною расхода пара па барботаж при нагрузке блока 13G—300 МВт, абсолютном давлении в конденсаторе 3,7—6,0 кПа и начальной эем-nepaiype охлаждающей воды 4— 18 °C по данным ЦКТИ |25|
Рис. 8.5. Схема деаэрирующею ycipoiter-ва, установленного в конденсатосборнике комдепсаюра К-11520 юловпой турбины К-500-240-1 Х'ГГЗ {49]
Рис. 8.6. Схема деаэрирующего усгройства струйного шла для конденсатосборника конденсатора турбины Т-250/300-240 ТМЗ [49]
179
Рис. 8.7. Схема деаэрирующего устройсюа пленочного типа для кондепсаiо-сборника конденсатора 'Г-250/300-240 ТМЗ [49]
Навстречу движению конденсата направляется греющий пар из распределительного короба 3 с окнами. Парогазовая смесь удаляется через патрубки 4 в даровой объем.
Для заполнения насадкой деаэрирующих конденсатосборников Moryi использоваться различные элементы. Однако наибольшее распространение нашли омегообразные элементы. Они штампуются из нержавеющей стали 12Х18Н9Т толщиной 5 = 1 мм Недостатком конструкции является вывод парогазовой смеси непосредственно в объем конденсатора без каких-либо защитных приспособлений, предотвращающих ее контакт с падающим вниз кондепсагом.
В пространстве между конденсатосборником и трубным пучком расположено устройство в виде шатра с вытяжными окнами, организующее отсос выделяющихся при деаэрации некондецсирующихся газов. На иижней опоре расположена насадка из омегообразных элементов из нержавеющей стали, лежащих слоем высотой 300 мм на сетке, натянутой на раму из углового железа. На верхней опоре лежит распределительная решетка, представляющая собой стальной лист с отверстиями 7 мм для равномерного распределения поступающего на насадку конденсата; кроме того, на распределительной решетке размещены отверстия диаметром 34 мм с шагом 60 мм с приваренными патрубками для прохода парогазовой смеси. По периметру листа имеется борт высотой 45 мм, предотвращающий перелив конденсата через края.
Струйное устройство Союзтехэнерго (рис. 8.8, а) состоит из двух сит /, изготовленных из стального листа со сверлениями 5 мм. В середине сига, расположенного на верхней опоре конденсатосборника, находится окно 2 с бортами из углового железа высотой 25 мм для 180
20
25
Рис. 8.8. Конденсатосборники cipyfnioio шла («) и с снегообразными элементами (б) [28]:
7 — перфорированный лист; 2,3 — омегообразпые элементы; 4 окно для отсоса газа; 5 — патрубки отвода газа
прохода парогазовой смеси. Сито, установленное на нижней опоре, имеет борта по периметру.
На рис. 8.8, б приведена конструкция деаэрационного устройства с омегообразными элементами насадки из нержавеющей стали. Пар подводится в коллектор под насадкой, конденсат поступает сверху и движется навстречу пару.
Деаэрирующее устройство барботажного типа показано на рис. 8.9. Оно смонтировано в конденсатосборнике 1. В верхней части устройства расположен распределитель воды 2, а под ним — барботажный перфорированный лист 3, расположенный поперек движения конденсата.
На сливе барботажного листа имеется порог 4, а ниже размещена перегородка 5, которая вместе с листом 3 образует паровую камеру, разделенную листом б с отверстиями в виде сопл на два отсека, в верхнем из которых размешены вертикальные перегородки 7, делящие отсек на ряд ячеек. Количество перегородок может быть
181
Рис. 8.9. Барботажное устройство
различным, увеличение их количества улучшит работу деаэрирующего устройс I ва.
Устройство pa6oiaer следующим образом. Вода с обечайки конденсатора по распределителю 2 сливается на барботажный лист 3 и далее в конденсатосборник. Пар па барботаж поступает сначала в ннжний отсек, а затем через сопла листа б в изолированные ячейки и далее через щели барботажного листа в воду. При барботаже происходит значительное увеличение поверхности контакта фаз и выделение из воды газов. Пароозовая смесь поступает на трубный пучок в зону воздухоохладителя.
Барботажное устройство наиболее эффективно по сравнению с другими. Оно позволяет обеспечить глубокую деаэрацию воды при любых режимах эксплуатации Питание барботажного устройства осуществляется обычно паром из отбора.
Применение деаэрирующих устройств в конденсатосборнике компенсирует существенный недостаток ВКУ: переохлаждение конденсата и связанное с ним насыщение его агрессивными газами.
Глава 9. ТЕХНОЛОГИЯ ПРОИЗВОДСТВА И ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ВОЗДУШПО-КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВОК
9.1. ЦИКЛ ПРОИЗВОДСТВА ВКУ
Общий технологический цикл приведен па рис. 9.1. Основные технологические процессы можно разделить на три части:
изготовление оребренных труб;
сборка модулей;
монтаж ВКУ в целом.
9.2. ИЗГОТОВЛЕНИЕ ОРЕБРЕННЫХ ГРУБ
Технологический процесс изготовления оребренных труб состоит из нескольких основных операций. Первая часть — нанесение защитного покрытия на трубы. В качестве такого покрытия применяется цинк, технология нанесения которого хорошо отработана, а также некоторые лаки и полимеры. Оцинкованная труба подвергается накатке и калибровке, что необходимо для качественной навивки оребрения. В случае покрытия лаками или полимерами операция ка-
183
Pitc. 9.2. Устройство для някагки и калибровки труб
либровки и накатки должна предшествовать нанесению покрытия, чтобы целостность защитного слоя не была нарушена. Устройство и операция роликовой накатки и калибровки представлены на рис. 9.2.
Параллельно с обработкой труб производится подготовка алюминиевой ленты для оребрения. Прежде всего необходимо отжечь ленту для снижения твердости. Отжиг производится в печах при температуре 350—400 °C в течение 4—6 часов в зависимости от размеров рулона алюминиевого листа. После отжига и охлаждения рулон поступает на резку роликовыми ножами, здесь производится алюминиевая полоса, размер которой соответствует L-образным алюминиевым ребрам (рис. 9,3).
Обработанная защитным покрытием и откалиброванная труба с накатанным на ней рифлением подается на навивочный стан (рис. 9,4). В навивочной головке (рис. 9.5) из алюминиевой ленты предварительно образуется Л-образный профиль, а затем прижимными роликами нижняя полка профиля вдавливается в накатное рифление на трубе. Труба вращается и одновременно перемещается в осевом направлении, причем величина перемещения за один оборот равна шагу оребрения. Из-за того, что плоская полоса превращается в спиральное ребро алюминиевая лента деформируется; около основания ребер образуется небольшая волнистость, а на вершине ребер лента растягивается. Увеличение высоты ребер при заданном диа-184
Рис. 9.3. Резка алюминиевой лшы
Рис. 9.4. Стаи для навивки оребрения на трубах
185
Рис. 9.5, Павивочная головка стана
метре трубы увеличивает деформацию сжатия в основании ребер и растяжения около вершины. Таким образом, максимальная высота ребер определяется технологической возможпошыо навивки: умеренном волнистостью в основании и отсутствием разрывов на вершинах ребер. Чем больше диаметр несущей трубы, тем большая высота ребер может быть обеспечена такой технологией навивки.
Производительность навивочного стана существенно зависит от конструкции н качества изготовления навивочной головки. Для труб диаметром 25—38 мм скорость навивки колеблется в интервале 0,5—I м/мин, весь технологический цикл изготовления пятиметровой трубы (установка, заправка ленты, навивка, снятие оребренной трубы) занимает 12—15 мин.
9.3.	СБОРКА МОДУЛЕЙ
Трубные доски модулей изготавливаются из листа углеродистой стали толшиной 25—40 мм, большие толщины соответствуют большим диаметрам труб.
Сверловка отверстий производится на станках с числовым программным управлением или по специальным кондукторам.
Поскольку грубы ВКУ имеют оребрение, завести неоребренные концы их можно без специального приспособления только в одну
186
трубную доску. Для заводки во вторую доску требуется специальное приспособление, обеспечивающее взаимное расположение труб в пучке, соответствующее отверстиям во второй трубной доске. Для упрощения этой операции в свободные концы оребренных труб целесообразно установить направляющие конусы.
После установки трубных досок трубы диаметром до 28 мм могут быть развальцованы с помощью ленточной вальцовки или труборас-ширителя, после чего производится автоматическая обварка венчиков труб, обеспечивающая плотность и прочность соединения труб с трубной доской. Для труб большою диаметра применяется гидровальцовка. Проверка плотности соединения труб с трубными досками производится гидроиспытаниями избыточным давлением 0,15— 0,2 МПа с помощью специальных технологических камер, присоединенных струбцинами к трубным доскам. Допустимо применение цветной дефектоскопии вместо гидроиспытаний.
После проверки плотности соединений к трубным доскам привариваются камеры для сбора конденсата и паровые камеры (если не предполагается вваривать трубные доски в паровой или конденсатный коллектор).
Модуль ВКУ в сборе с конденсатным коллектором приведен на рис. 9.6.
Рис. 9.6. Модули ВКУ с пятиметровыми оребренными трубам!
187
9.4.	МОНТАЖ ВКУ
Модуль в сборе поступает на монтажную площадку, где производится сборка ВКУ в целом. На рис. 9.7 показан монтаж ВКУ фирмы GEA для паротурбинной установки мощностью 160 МВт.
После сборки модулей ВКУ с паровыми и конденсатными коллекторами производится гидроиспытания их для выявления неплотностей. В воздушных конденсаторах КТЗ предусмотрена возможность гидроиспытания наливом, для чего в паропроводе устанавливают
Рис. 9.7. Монтаж ВКУ фирмы GEA
188
специальные пороги, обеспечивающие заполнение модулей, конденсатных и паровых коллекторов в пределах сборки и сварки.
В практике конструирования и эксплуатации в России и странах СНГ единичные мощности паровых турбин с ВКУ не превышали 37 МВт, и это представляется оправданным в наших условиях.
9.5.	ВОПРОСЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ
ВОЗДУШНО-КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВОК
Эксплуатация ВКУ в условиях России и СНГ должна обеспечивать сохранение плотности установки в зимнее время и чистоты поверхности нагрева — в летнее.
Предприятия химической промышленности, в составе которых есть технологические установки с ВКУ зарубежного производства, имеют наибольший опыт эксплуатации. В целом этот опыт положительный, хотя на обследованных нами объектах имели место случаи разрушения труб из-за замерзания конденсата, глушение части труб, постепенное повышение давления конденсации из-за уменьшения поверхности нагрева и ее загрязнения
Авторами обобщены и представлены в табличной форме возможные неисправности ВКУ, эжекторов отсоса воздуха из конденсатора и способы устранения этих неисправностей.
Следует иметь 8 виду, что все проверки и признаки неисправностей приведены в предположении, что контрольно-измерительные приборы, на основании которых делается вывод о наличии дефектов исправны, а отборы среды импульсными линиями выполнены по известным правилам.
Поэтому специалист, приступающий к анализу неисправностей и причин их возникновения, прежде всего должен убедиться в достоверности исходной информации, а затем заняться ее анализом.
Неисправности ВКУ, способы из устранения
Характер неисправности	Возможная причина неисправности	Контрольные признаки, способы проверки	Способ устранения
1. Давление в кон-	1 ] Загрязнение по-	Рост гидравлического	Очистить поверх-
дснсаторе заменю превышает расчетное для данной тем- пера гуры охлаждающего воздуха и тепловой нагрузки	верхности натрсва 1 2 Наличие неплотности в вакуумной системе	сопротивления по воздуху Быстрое падение вакуума при останове эжекторов при закрытых вентилях на линии сброса парогазовой смеси цз эжектора в а гмосфсру и работающей системе уплотнений турбины	ность теплообмена струей сжатого воздуха или воды Выявить и устранить неплотности гидро-испытанисм наливом или с помощью чсчснскателя
189
Продолжение тибл
Характер неисправности	Возможная причина неисправности	Контрольные признаки, способы проверки	Способ устранения
1 Давление в кон-	1,3. Нсудовлетворн-	Недостаточное разре-	Отрегулировать дав-
дснсаюрс заметно	тельная работа смете-	жоцие в камерах рсгуля-	пение в камерах уп-
превышает расчет-	мы уплотнений тур-	тора давления в упдот-	лотнепий,устранить
нос для данной температуры охлаждающего воздуха и тепловой нагрузки	бины 1 4. Неисправность воздухоудаляюшея о устройства	нениях См раздел «Неисправности эжекторов. .»	неисправности в регуляторе давления
	1 5. Недостаточная	Малое гидравлическое	Изменить угол уста-
	производительное!ь вентилятора	сопротивление ло воздуху при очищенных поверхностях нагрева ВКУ	новки лопастей Проверить число оборотов электродвигателя (для двухскоростных двигателей) Очистить сетки на входе воздуха в вентилятор
	1 6 Неправильное по-	Проверить положение	Закрыть линию ре-
	ложснис жалюзей или шиберов рециркуляции воздуха	жалюзей и шиберов	циркуляции,удостовериться в полном ожрытии жалюзей поверхности теплообмена
	1 7. Нарушение в сне-	Наличие пульсации и	Гидроиспытагь нали-
	теме слива конденса-	i ндроударов в линии	вом конденсатный
	та, заполнение конденсатом	слива конденсата	коллектор и трубы отвода, устранить неплотности Проверить наличие уклонов в линии слива конденсата
2 Слишком медленный набор вакуума	2.1 Наличие неплотностей в вакуумной системе	См, п. 1 2	См. п. 1.2
	2 2. Неудовлетворительная работа еис|С-мы уплотнений турбины	См. п 1 3	См п 13
	2 3. Неисправность	См раздел «Ненсправ-	См. раздел «Нейс-
	воздухоудаияющего устройства	ности эжекторов»	правностн эжекю-ров»
	2 4. Несоответствие	Снять кривую набора	Заменить воздухе-
	производительности	вакуума во времени,со-	удаляющее устройст-
	воздухоудаляюшего	поставить с расчетной	во на аппарат бодь-
	устройства объему вакуумной системы	характеристикой	шей производительности
190
Окончание табл
Характер неисправности	Возможная причина неисправности	Контрольные признаки, способы проверки	Способ устранения
3. Большое псрсох-	Избыточная произво-	Измерить температуру	1) Уменьшить часто-
ЛЙЖДСНДСкондсн-	дитслытость вентиля-	конденсата в линии ели-	ту вращения вентиля-
сата	торов для данной	ва, сопоставить с таб-	торов
	температуры охлаждающего воздуха	личным значением	2) Изменить угол установки лопастей вентилятора в соответствии с зимним или летним сезоном 3) Отключить один или несколько вентиляторов 4) Прикрыть жалюзи 5) О|крыгь шибера на рециркуляцию воздуха
	Исудовлстворятсль-	Содержание кислорода	1)Проверить и уста-
	пая работа деаэрационных ус тройств конденсатора или конденсатосборника	превышает норму	новить давление пара перед деаэрационным устройством 2) Проверить и отрегулировать уровень конденсата в конденсатосборнике
	Наличие неплотности вакуумной системы	См и. 1 2	См. п 1.2
Повышенная вцб-	Нарушение балапси-	Показания датчика виб-	Произвести баланси-
рация вентилятора	ровки ротора	рации	ровку ротора вентилятора
	Образование наледи на лопастях вентилятора	Визуальный осмотр	Снять наледь с помощью гидравлических или механических приспособлений
	Обрыв лопасти	«	Восстановить вентилятор, отбапансиро-Batb ротор
	Задевание лопастиза	Образование наледи на	Устранить задсва-
	элементы корпуса	корпусной детали	нис, проверить форму диффузора
Неисправности двухступенчатых эжекторов отсоса воздуха из конденсатора и способы их устранения
Характер неисправности	Возможная причина неисправности	Контрольные признаки, способы проверки	Способ устранения
Эжектор нс обеспечивает заданное давление в конденсаторе	Присосы воздуха в конденсатор выше расчетных Давление пара па рабочие сопла яс соответствует норме На ступени эжектора подастся рабочий пар с большим содержанием илаги	Установить ротаметр па выходе воздуха из эжектора, измерить расход воздуха Проверить величину давления пара на сопла ио манометрам Резкие колебания стрелки манометра давления пара перед ступенью	Уплотнить вакуумную систему Установить заданные значения давления Принять меры схемного характера(увеличение продувок, проверка трассировки труб)
191
Окончаниетабч
Характер неисправности	Возможная причина неисправности	Контрольные признаки, способы проверки	Способ устранения
Эжектор нс обсс-	На промежуточный	Давление па всасе II	Принять меры схсмно-
печнваст заданное давление в конденсаторе	охладитель подастся охлаждающая среда с температурой, выше предельно допустимой На промежуточный охладитель подается недостаточный расход охлаждающей среды Забилось сопло 1 ступени эжектора Забилось сопло 11 ступени эжектора Не сливается или плохо сливается конденсат из промежуточного охладителя эжектора Нс сливается или плохо сливается конденсат цз концевою охладителя эжекюра	ступени выше допустимого; температура охлаждающей среды да входе в промежуточный охладитель выше допустимой Давление на всасе второй ступени выше допустимого. Температура охлаждающей среды на выходе из промежуточных охладителей выше нормы Давление на всасе 11 ступени нормальное, давление на всасе I ступени изменяется при изменении давления на всасс II ступени Давление на всасс второй ступени выше допустимого при нормальных расходе и температуре охлаждающей среды и присосах воздуха Выбросы воды из всс-ювой трубы	го характера Увеличить расход охлаждающей среды Вскрыть и очистит ь рабочее сопло I ступени Вскрыть И ОЧИСТ И 1 ь сопло II ступени )) Проверить проходимость сливной трубы 2) Проверить плотность сливного гидрозатвора и сборного бака или конденсатосборника; ИСКЛЮЧИ (Ь присосы воздуха 3) Проверить заполнение гидрозатвора па сливе 4) Проверить достаточность высоты гидроза-гвора I)	Проверить проходимость сливной трубы, продуть СЖД1ЫМ воздухом 2)	Проверить давление в точке слива конденсата из труб, оно нс должно быть выше атмосферного 3)	Проверитьплотность охладителей по водяной стороне(при отключении эжектора не должно быть воды на сливе из охладителей)
192
9.6.	ИСПЫТАНИЯ ВОЗДУШНО-КОНДЕНСАЦИОННОЙ УСТАНОВКИ ТУРБОГЕНЕРАТОРА П-1,2-1,3/0,6
На мусоросжигательном спецзаводе № 2 «Экотехпром» в апреле—июне 2001 г. проведены испытания воздушно-конденсационной установки (ВКУ), комплектующей турбогенератор (ТГ) П-1,2-1,3/0,6 ОАО «Калужский турбинный завод».
Расчетные характеристики ВКУ
Расход пара, т/ч	9,2
Степень сухости пара	0,9
Давление на входе ВКУ, кПа	10
Расход охлаждающего воздуха, м3/ч	1,06	•	106
Температура воздуха, °C	15
Общая поверхность охлаждения, м2	89 600
Расчетный коэффициент теплоотдачи. Вт/(м2 • К) 30
Тепловая схема ТГ с ВКУ приведена на рис. 9.8. Пар от котлов поступает на паровую турбину, вырабатывающую мощность 1,2 МВг. При снижении мощности пар частично (или полностью) идет в обвод турбины через дроссельно-увлажнительную установку (ДУУ). В комплект ВКУ входят двухступенчатый эжектор типа 30-40 АОА «КТЗ» для отсоса воздуха и конденсатосборник с конденсатным насосом.
Рис. 9.8. Тепловая схема гурбогенераюра П-1,2-1,3/0,6 с ВКУ
193
Конструкция ВКУ
Конструктивное оформление ВКУ приведено на рис. 9.9. По паропроводу диаметром 600 мм пар после паротурбинной установки (или ДУУ) подается к ВКУ, где распределяется по шестнадцати модулям. Модуль представляет собой четырехрядный по ходу воздуха трубный пучок, набранный из труб диаметром 38x3 мм длинной 5 м, оребренных алюминиевой лентой толщиной 0,3 мм с шагом 3 мм. Высота L-образных ребер 15 мм, количество труб в модуле 78 шг.
Модули попарно объединены в восемь групп, каждая группа обслуживается одним вентилятором фирмы «Комвен» с колесом диаметром 2,5 м из стеклопластика Приводом вентилятора служит электродвигатель мощностью 11 кВт. 3000 об/мин с карданным валом и редукторной передачей 1:10. Вентилятор работает на просос воздуха через поверхность теплообмена, что несколько снижает весовую производительность, но улучшает обтекание трубного лучка, а ограждение защищает элементы ВКУ от атмосферного воздействия.
Четыре группы модулей с вентиляторами образуют секцию размером в плане 6x6 м (без учета площадок обслуживания) и являются пост явочной единицей. Два из восьми модулей в секции выполнены в виде газоохладителей: в первых двух рядах по ходу воздуха пар из коллектора 600 мм движется сверху вниз в коллектор конденсата 300 мм, а в остальных двух —• снизу вверх на вход эжектора отсоса.
Испытания ВКУ проведены в режиме принудительной тяги и в режиме естественной циркуляции.
Цель испытаний на первом этапе — подтверждение характеристик ВКУ в номинальном и переменном режимах.
На рис. 9.10 приведена характеристика ВКУ при различных паровых нагрузках. В номинальном режиме давление конденсации близко к расчетной величине.
На рис. 9.11 дано распределение температур поверхности нагрева со стороны входа воздуха, измеренных оптическим пирометром в трех сечениях модулей ВКУ Основная цель этих измерений — определение зон поверхности, опасных с точки зрения замерзания конденсата.
Из рассмотрения этого рисунка следует, что верхняя и средняя части поверхности модулей работают примерно одинаково во всех зонах ВКУ. Нижняя часть модулей первых по ходу пара (1, 2, 3, 4) работает с явной недогрузкой; одновременно следует отметить, что, модули со встроенными в них газоохладителями характеризуются большим теплосъемом благодаря более высокой гемпера1уре поверхности ребер.
194
4x3165= 12 660
Рис. 9.9. Воздушно-коиденсаиноиная установка для турбины 11-1,2-1,3/0,6
195
60
Номер модуля по ходу пара
Рис. 9.11. Распределение температур по поверхности iенлообмепа со стороны входа воздуха при работе всех вентиляторов
Причина недогрузки модулей 1—4 — выраженный коллекторный эффект, связанный с тем, что сечение парового коллектора диаметром 600 мм в 1,6 раза меньше суммарного сечения теплообменных труб, а гидравлическое сопротивление труб недостаточно для выравнивания расходов в модулях по длине парового коллектора.
Другим фактором, способствующим образованию неравномерного распределения теплосъема, является малая доля поверхности газоохладителей — 12,5% по отношению к общей поверхности ВКУ. В результате скорость парогазовой смеси на выходе из теплообменных труб в конденсатный коллектор оказывается на порядок
196
меньше, чем на входе в эти 1рубы и, как следствие, возможен неравномерный отсос неконденсирующихся газов из отдаленных от газоохладителя частей ВКУ, это в свою очередь способсгвуе! накоплению газов в этих частях, снижению температуры поверхности и увеличению опасности замерзания конденсата при низких температурах охлаждающего воздуха.
Для предотвращения замерзания конденсата в теплообменных поверхностях сделана попытка управлять этим процессом за счет включения или отключения части вентиляторов, а также закрытием выходных диффузоров вентиляторов брезентовыми чехлами. С этой целью проведены испытания ВКУ в режиме естественной циркуляции.
На рис. 9.12 в качестве примера приведены распределения температур поверхности модулей со стороны входа воздуха при малой (рис. 9.12, а, около 20 %) нагрузке ВКУ, при средней (рис. 9.12, б, около 51 %) и близкой к номинальной (рис. 9.12, в, 93 %). Из рассмотрения этих рисунков следует, что такой подход позволяет радикально воздействовать на ситуацию, обеспечить значительно лучшее соотношение между температурой поверхности и температурой воздуха при опасности замерзания.
Вместе с тем при очень малых нагрузках, в частности при пуске ВКУ, опасность замерзания сохраняется в зоне работающих вентиляторов даже в случае естественной циркуляции (модули 13—16, рис. 9.12, а).
В связи с этим в дальнейшем принято решение установить в нижней части модулей со стороны входа воздуха шторы, обеспечивающие защиту поверхности от холодного воздуха в зимних условиях.
9.7.	ИСПЫТАНИЯ ВОЗДУШНО-КОНДЕНСАЦИОННОЙ УСТАНОВКИ ТУРБОГЕНЕРАТОРА «ТУМАН-4К»
На Верхнемутновской геотермальной электростанции проведены испытания воздушно-конденсационной установки «Туман-4К» ОАО «Калужский турбинный завод». Расчетные характеристики ВКУ приведены в табл. 3.2. Тепловая схема турбогенератора «Туман-4К» аналогична рис. 9.8 с той лишь разницей, что нар на турбогенератор поступает не от котла-утилизатора, а от геотермальной скважины, а конденсат I еотермального пара подается на скважины реинжекции, а не в деаэратор.
Конструктивное оформление ВКУ приведено на рис. 3.4. Четыре секции с вентиляторами диаметром 5 м присоединены к двум выхлопным паропроводам диаметром 800 мм. Вентиляторы расположены под секцией и подаю г воздух снизу вверх.
197
I о. и §
100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0
в)
Рис. 9.12. Распределение температур поверхности теплообмена при отключении вентиляторов
198
Рис. 9.13. Схема подачи пара и удаления парогазовой смеси «Туман-4К»
Рис. 9.14. Диаграмма нагружения ВКУ «Тумаи-4К»
а) — зависимость температуры конденсата от мощности турбины; б) — зависимость давления ог мощцосзи турбины
На площадке обслуживания размешены эжекторы Э1, Э2 для парогазовой смеси, а в составе секции имеются модули-газоохладите-ли ОХ. Схема подключения эжекторов приведена на рис. 9.13.
Па рис. 9.14 приведена диаграмма нагружения ТГУ «Туман-4К» и изменение параметров вакуумной системы, из которой следует, что с ростом мощности (т.е. расхода пара и содержащихся в паре геотермальных газов) в момент повышения температуры воздуха от 5 до 13 °C произошло резкое изменение давления в конденсаторе.
199
Детальный анализ выявил, что имел место переход эжектора I ступени на допредельный (неустойчивый) режим работы, что связано с недостаточной поверхностью охладителя парогазовой смеси.
В дальнейшем принято решение разгрузить этот охладитель установкой вспомогательной второй ступени, подключаемой при температуре воздуха выше +10 °C.
Одновременно выявлены заметные неравномерности температур наружной поверхности теплообмена при малых тепловых нагрузках (менее 35 % номинальной). Причина этого явления такая же как в конденсаторе П-1,2-1,3/0,6 — влияние коллекторного эффекта и условий отсоса парогазовой смеси.
ПРИЛОЖЕНИЕ
Физические свойства воды на линии насыщения
О	Е	р, кг/ MJ	Л, кДж/кг	кДж/(кг  К.)	Л-102. Вт/(м • К)		ц- 106, Па-с	’/£и ‘,01	(3- 104, 1/К	; 0 • 104, Н/м	sc
0	1,013	999,9	0	4,212	55,1	13,1	1788	1,789	-0,63	756,4	13,67
10	1,013	999,7	42,04	4,191	57,4	13,7	1306	1,306	+0,70	741,6	9,52
20	1,013	998,2	83,91	4,183	59,9	14,3	1004	1,006	1,82	726,9	7,02
30	1,013	995,7	125,7	4,174	61,8	14,9	801,5	0,805	3,21	712,2	5,42
40	1,013	992,2	167,5	4,174	63,5	15,3	653,3	0,659	3,87	696,5	4,31
50	1,013	988,1	209,3	4,174	64,8	15,7	549,4	0,556	4,49	676,9	3,54
60	1,013	983,1	251,1	4,179	65,9	16,0	469,9	0,478	5,11	662,2	2,98
70	1,013	977,8	293,0	4,187	66,8	16,3	406,1	0,415	5,70	643,5	2,55
80	1,013	971,8	355,0	4,195	67,4	16,6	355,1	0,365	6,32	625.9	2,21
$0	1,013	965,3	377,0	4,208	68.0	16,8	314,9	0,326	6,95	607,2	1,95
100	1,013	958,4	419,1	4,220	68,3	16,9	282,5	0,295	7,52	588,6	1,75
но	1,43	951,0	461,4	4,233	68,5	17,0	259,0	0,272	8,08	569,0	1,60
120	1,98	943,1	503,7	4,250	68,6	17,1	237,4	0,252	8,64	548,4	1,47
130	2,70	934,8	546,4	4,266	68,6	17,2	217,8	0,233	9,19	528,8	1,36
140	3,61	926,1	589,1	4,287	68,5	17,2	201,1	0,217	9,72	507,2	1,26
150	4,76	917,0	632,2	4,313	68,4	17,3	186,4	0,203	10,3	486,6	IJ7
Физические свойства сухого воздуха при рв = 760 мм рт. ст.
1, °C	р, кг/м3	с кДж/(кг • К)	л -102, Вт/(м • К)	а  106, м2/К	м-106. Па • с	у  106, м'/с	Рг
-50	1,584	1,013	2,04	12,7	14,6	9,23	0,728
-40	1,515	1,013	2,12	13,8	15,2	10,04	0,728
-30	1,453	1,013	2,20	14,9	15,7	10,80	0,723
-20	1,395	1,009	2,28	16,2	16,2	12,79	0,716
-10	1,342	1,009	2,36	17,4	'6,7	12,43	0,712
0	1,293	1,005	2,44	18,8	17,2	13,28	0,707
10	1,247	1,005	2,51	20,0	17,6	14,16	0,705
201
Окончание табл.
1, °C	р, ki7mj	кДж/(кг • К)	X- ю2, Вт/(м - К)	a- I06, м2/К	ц • 1О6, Па-с	v- 1OG, м2/с	Рг
20	1,205	1,005	2,59	21,4	18,1	15,06	0,703
30	1,165	1,005	2,67	22,9	18,6	16,00	0,701
40	1,128	1,005	2,76	24,3	19,1	16,96	0,699
50	1,093	1,005	2,83	25,7	19,6	17,95	0,698
60	1,060	1,005	2,90	27,2	20,1	18,97	0,696
70	1,029	1,009	2,96	28,6	20,6	20.02	0,694
80	1,000	1,009	3,05	30,2	21,1	21,09	0,692
90	0,972	1,009	3,13	31,9	21,5	22,10	0,690
100	0,946	1,009	3,21	33,6	21,9	23,13	0,688
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Тихонов Б.А. Исследование воздушно-конденсационных установок: Авто-реф. дис... канд. техн. наук. М., 1973.
2	Ефимочкин Г.И. Сравнение воздушных насосов разных типов для конденсационных установок большой мощности // Теплоэнергетика. 1971. № 10. С. 16—19.
З.	Наш АЛ., West L.A. ESKOMS Forschritt in det 'ITochenkuhlung VGB Kiaft-werkstechn. 1988. № 9. C. 912—917.
4.	Sehulenberg F. Die Bedeutung der Luftkiihlung in Kraftwerken mid in der Vei-fabrenstech nik Brennst-Warme-kraft. 1988. Vol 40. № 9. C. 349—352.
5.	Справочник по теплообменникам / Под ред. О.Г Мартыненко. М.: Энерго-атомиздат, 1987. Т. 2. 352 с.
6.	Von Cleve П-Н. Die Luftgekiihlte Kondensationsanlage des 4000-MW-Kraft-werkes Matimba. Siidafrika VGB Kraftwerke, 1983. Kongress (1983 Hamburg) Vovtvage. C 120—131.
7.	Matsuda Osamu, Takimoto Akira, Hayashi Yujiro. Study on mist cooling for heat exchangers (4 th Report, mist coolend heat tvansferfrom a circular tube in a horizontal spray flow). Huxon кикай гаккай ромбупсю. В-Trans jap Soc., Meeh, Eng. B-1988. 54. № 506. P. 2864—2871
8.	Расчет и проектирования воздушно-конденсационной установки системы Геллера. Венгерторг «Комплекс» // Проспект. М
9	Lacitignola Р. , Mei G., Zanohini Q., Valeit R. Antibreering, air cooled steam condenser and test // Quaderni Pignone. № 33. PROM 441/2.
10.	Corrosion Test Comparison on Dry Cooling Bundles of Dry Cooling Towers VGB, Technicalscientibie Reports Themal Power Plants 1985 October. P. 86—92.
11.	Heller L., Forgo L. Efrahrungen miteiner luftgehiihlten Kraftwerkskondensations anlage // AUgemeine Wannetechnik. 1956. № 5. S. 3 —8.
12.	Расчет и проектирование воздушно-конденсационных установок системы Геллера//Трансэлектро Будапешт, 1968. 192 с.
13.	Форго Л. Сухие охладители циркуляционной воды для тепловых электростанций // Электрические станции 1960. № 8 С. 8—11.
14.	Форго Л. Воздушная конденсация системы Геллера на электростанциях. Проведение испытаний и усовершенствований. Мир ЭК, С // Доклад 91. 1968. С. 546.
15.	Smock R.W. Heat transfer tubes for air cooling // Elec. Light and Power. 1972. №21. p. 18—23.
16	Hungarian dry cooling tower station // Electr, Tinies. 1965. № 7 P. 62—64.
17.	Кристофер П.Д. Система охлаждения с помощью сухих градирен на электростанции Ружли, Экспресс-информация // Теплоэнергетика. 1965. Вып. 43. Реф. 191.
203
18.	Тихонов Б.А. Воздушно-конденсационная установка энергоблока 200 МВт Розданской ГРЭС // Энергетическое строительство. 1971 № 5. С. 15—23.
19.	Тихонов Б.А., Пушкин А.Г., Бесполой Ю.А. Пусконаладочные работы и испытания ВКУ: Сб. Работы Каззнергоналадки. Алма-Ата, 1974. С. 3—8.
20.	Тихонов Б.А. Дополнительное охлаждение масло и газоохладителей турбоагрегатов с ВКУ // Энергетическое строительство. 1971-№ 2. С. 12—16.
21.	Кутателадзе С.С., Боришаискнй В.М. Справочник по теплопередаче. ГЭИ, 1959. 414 с.
22.	Прейскурант № 23—08 оптовых цен на оборудование для кондиционеров, воздуходувок и вентиляторов. М., 1981.
23.	А. с. 162170 СССР, М. Кл. F28B 1/06. Теплообменный аппарат воздушного охлаждения / Г.В. Гущик, Т.А. Котли, Х.А. Куусик, А.В. Рауде // Открытия. Изобретения 1963.
24	Пат. 1269750 Италия, МКИ4 F 28В 1/06. Пароконденсатор с воздушным охлаждением / Alessandro Zanobiiu // Открытия. Изобретения. 1982.
25.	А. с. 236050 ЧССР (CS), МКИЗ F 28В 1/06. Конденсатор с воздушным охлаждением И Открытия. Изобретения. 1985.
26.	Заявка 2172391 Великобритания (GB), МКИ4 F 28В 1/06. Конденсатор пара с воздушным охлаждением. Открытия Изобретения. 1986
27	Заявка 0S 3315441 ФРГ, МКИ4 F 28В 1/06 F 04D 29/44. Охладитель с вентилятором. 1986.
28.	А. с. 1164543 СССР, МКИ4 F 28М 1/06. Теплообменник воздушного охлаждения // Открытия. Изобретения. 1985.
29	А. с. 242554 ЧССР (CS), МКИ4 F 28В 9/08. Воздухоохлаждаемый конденсатор водяных паров // Открытия. Изобретения. 1986.
30.	Заявка 60—37387 Японии (JP), МКИ4 F 28В 1/06. Конденсатор с воздушным охлаждением // Открытия. Изобретения. 1985.
31.	Заявка 59—24783 Япония (JP), МКИ F 28D 1/04 F 28В 1/06. Вакуумный конденсатор водяного пара с воздушным охлаждением И Открытия. Изобретения. 1978.
32.	Пат. 345700 ФРГ, МКл3 F 28В 1/06. Поверхностный конденсатор / Дщрих Донг// Открытия. Изобретения. 1969.
33	А. с. 709945 СССР, М. Кл3К 28В 1/06. Трубный пучок / В.А. Кирпиков, О.А Сергеев, А.В. Ваисович, И.М Калнинь И Открытия. Изобретения. 1978.
34.	А. с. 700757 СССР, М. Кл3 F 28В 1/06. С.р. Гопин, В.Л. Тихомиров, 13.М. Шавра, В.А Рогова, В.С. Крылов // Открытия. Изобретения. 1978.
35.	А. с. 960522 СССР, М. Кл3 F 28В 1/06. Трубчато-пластинчатый теплообменник / Е.В. Дубровский, В.И. Дунаев, А И Кузин и др И Открытия. Изобретения. 1980.
36.	А. с. 1168796 СССР, МКИ4 F 28F 1/26. Пластинчато-трубный теплообменник//Открытия Изобретения. 1985
37.	Заявка OS 3419734 ФРГ (DE), МКИ4 F 28В 1/00 F 28D 1/04. Поверхностный конденсатор. Охлаждаемый воздухом // Открытия. Изобретения. 1985.
38.	Заявка 256800 Франция (FR), МКИ4 F 28D 1/36. Оребренная трубка теплообменника// Открытия. Изобретения. 1986.
204
39.	Пат. 61—52399 Япония (JP) В, МКИ4 F 28F 9/00, 1/36. Теплообменник // Открытия. Изобретения. 1986
40.	Наг. 59-33834 Япония (JP), МКИ F 28F 13/04 F 28В 1/00 F 28В 1/40. Конденсационная теплопередающая трубка // Открытия. Изобретения. 1984
41.	Паг. 241537 ГДР (DD), МКИ4 F 28D 1/00 F 28В 1/06. Теплообменник с воздушным охлаждением '! Открытия. Изобретения. 1986.
42.	Пат. 4450899 США, МКИ F 28В 11/1)0 F 28F 13/06. Способ и устройство для регулирования работы охлаждаемого наружным воздухом конденсатора водяного пара // Открытия. Изобретения 1984
43.	Пат. 4518035 США (VS), МКИЗ F 28F27/02 F 28В 3/00 9/10. Вакуумный паровой конденсатор с устройством воздушного охлаждения // СИкрытия. Изобретения. 1985.
44.	А. с. 233206 СССР, F 24f 13/14. Жалюзи для системы вентиляции / И.М Все-миров, С.И Зенкович и др //Открытия. Изобретения 1967
45.	А. с. 626325 СССР, М. Кл3 F 24F 13/08. Клапан для приточных вентиляционных систем / В.М. Рубчинский, Ю.С. Вайберг // Открытия. Изобретения. 1977.
46.	А. с. 739310 СССР, М. Кл2 F 231 13/02. Шибер печи // Открытия. Изобретения 1978.
47.	А. с. 408129 СССР, М. Кл3 F 28В 1/06. Поверхностный многоходовой конденсатор с воздушным охлаждением / Д.Д. Сысоев, Л И. Другое, Е.Е. Егоров //Открытия. Изобретения. 1971.
48.	Пат. 1122237А SU (СССР), F 28В 1/06. Охладитель // Открытия. Изобретения. 1981.
49.	Кейс В.М., Лондон А.Л. Компактные теплообменники М.: Энергия, 1967 224 с.
50.	Прейскуранты цен на трубы № 01-03, на ленту алюминиевую № 02-10-2.
51.	Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. Теплопередача. М.: Энер-гонздат, 1981. 416 с.
52.	Петухов Б.С., Генин Л.Г., Ковалев С.А. Теплообмен в ядерных энергетических установках. М.. Энергоатомиздат, 1986. 470 с.
53.	Шкловер Г.Г, Мильман О.О. Исследование и расчет конденсационных установок паровых турбин. М.: Энергоатомиздат, 1985. 240 с
54.	Рнвкип С.Л., Александров А.А. Теплофизическне свойства воды и пара М.: Энергия, 1980. 424 с.
55.	Справочник по теплообменникам / Под ред. Б.С. Петухова. М.: Энергоатомиздат. Т. 1. 561 с
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение ......................................................... 3
Глава 1. Схемы паросиловых установок с воздушным охлаждением копденеаюров....................................................   5
1.1. Типы схем.................................................... 5
1.2. Сопоставление схем	по теплотехнической эффективности......... 8
1-3. Гибридные системы охлаждения..............-................. 12
Глава 2. Поверхности теплообмена для воздушио-кондецсационных установок........................................................ 14
2.1	Типы оребренных поверхностей.......................... .....	14
2.2.	Оптимальные размеры оребрения труб ВКУ..................... 16
2.3.	Теплоотдача в трубных пучках для ВКУ........................ 19
2.4.	Теплоотдача внутри труб ВКУ................................. 30
Глава 3. Конструкции воздушно-конденсационных установок........	32
3.1.	Конструктивно-компоновочные схемы ВКУ....................... 32
3.2.	Примеры конструктивного оформления.......................... 32
3	3. Модули для воздушно-конденсационных установок.............. 46
3.4.	Патентные разработки в области ВКУ........................   49
3.5	Конструкции ВКУ.............................................
Глава 4. Вентиля юры для воздушно-кондиционных установок.........	64
4.1 Конструкции вентиляторов. .................................   64
4.2. Технические и конструктивно-компоновочные характеристики вентиляторов.................................................. 65
Глава 5. Экспериментальное исследование элементов ВКУ ........... 74
5.1.	Теплоотдача и гидравлическое сопротивление трубного пучка... 74
5.2.	Опенка контактного термического сопротивления ребро-стенка..	84
5.3.	Ресурсные испытания модели теплообменника..................  90
5.4.	Исследование теплогидравлических характеристик модуля ВКУ ..... 91
5.4 1. Описание экспериментального стенда..................... 91
5 4.2. Методика обработки опытных данных...................... 93
5.4 3. Результаты испытаний модуля при работе в режиме конденсатора ...........................................   95
5.4.4. Результаты испытаний модуля при работе в режиме воздухоохладителя ........................................ 96
5.5.	Замерзание конденсата в воздушно-конденсационных установках .... 98
5.5.1.	Механизм образования ледяных пробок.................... 98
5.5.2.	Оценка условий для образования твердой фазы в трубках ВКУ ... 100
5.5.3.	Экспериментальное определение переохлаждения конденсата. ... 105
206
5 5,4 Способы борьбы с замерзанием ВКУ........................107
5 6. Работа воздушно-конденсационной установки при естественной циркуляции охлаждающего воздуха............................   108
5 6.1. Методика расчета..................................     108
5 6 2 Экспериментальное исследование работы модуля ВКУ в режиме
естественной циркуляции................................. 110
5.7. Теплообмен внутри труб ВКУ при встречном движении пара и конденсата................................................. ]]?
5.7.1. Экспериментальная установка для изучения захлебывания в системе воздух-вода ................................... 114
5.7.2. Методика обработки экспериментальных данных (воздух-вода) .. 117 5.7 3 Экспериментальная установка для изучения захлебывания
в системе пар-конденсат..............................    118
5 7.4 Методика обработки экспериментальных данных (пар—конденсат).......................................... 120
5.7.5 Результаты экспериментов ио захлебыванию в системе воздух—вода ............................................. 121
5.7.6. Результаты экспериментов по теплообмену в системе пар-конденсат на критических режимах......................... 126
5.8 Распределение потока воздуха в ВКУ шатрового типа............ 128
5 8.1 Описание стенда и модели ВКу........................... 128
5.8.2 Методика проведения опытов и обработки результатов...... 131
5.8.3. Результаты аэродинамической продувки моделей секций ВКУ . . . 135 5.8 4 Влияние неравномерной раздачи воздуха на тепловую
эффективность ВКУ....................................... 142
Глава 6. Расчет воздушно-конденсационных установок...	.	.	147
6.1	Исходные данные для расчета.................................. 147
6.2.	Выбор давления в конденсаторе............................... 149
6.3.	Выбор соотношения длины и диаметра труб поверхности теплообмена..................................................... 151
6.4.	Выбор скорости охлаждающего воздуха......................... 152
6.5	Методика расчета ВКУ.......................................   153
6-6. Пример расчета ВКУ.......................................... 158
Глава 7. Воздухоудаляющие устройсз ва............................ 164
7.1. Типы воздухоудаляющнх устройств и схемы нх выполнения....... 164
7.2. Расчет ступени пароструйного эжектора ....................   170
Глава 8. Конденсатосборники и деаэрационные устройства............174
8.1. Особенности конденсатосборников ВКУ ........................ 174
8.2. Деаэрирующее устройство конденсатосборника.................. 177
Глава 9 Технология производства и особенности эксплуатации воздушно-конденсационных установок............................... 183
9 I. Цикл производства ВКУ.....................................   183
207
9.2.	Изготовление оребренных труб ..................-.......... 183
9.3.	Сборка модулей............................................ 186
9.4.	Монтаж ВКУ............................................     188
9.5.	Вопросы эксплуатации воздушно-конденсационных установок.... 189
9.6.	Испытания воздушно-конденсационной установки турбогенератора 11-1,2-1,3/0,6..............................................    193
9.7.	Испытания воздушно-конденсационной установки турбогенератора «Туман-4К»..................................................... 197
Приложение..................................................... 201
Список литературы.............................................. 203