Г.Г.ШКЛОВЕР, О.О.МИЛЬМАН
ИССЛЕДОВАНИЕ И РАСЧЕТ конденсационных устройств паровых турбин
ЭНЕРГОАТОМИЗДАТ
Г.Г.ШКЛОВЕР, О.О.МИЛЬМАН
ИССЛЕДОВАНИЕ И РАСЧЕТ конденсационных устройств паровых турбин
Москва Энергоатомиздат 1985
Б БК 31.363
UI66
УДК 621.175/177
Рецензент В. А. Пермяков
Шкловер Г. Г., Мильман О. О.
111 66 Исследование и расчет конденсационных устройств паровых турбин. — М.: Энергоатомиздат, 1985.—240 с., ил.
95 к. 2500 экз.
Рассмотрены процессы тепломассообмена в конденсаторах и деаэрационных конденсатосборниках и методы их исследования и интенсификации. Изложены основы расчета и проектирования конденсаторных трубных пучков и многоступенчатых пароструйных эжекторов. Описаны конструкции элементов конденсационных устройств, даны рекоменда-ции по их эксплуатации в стационарных и переменных режимах.
Для инженеров и научных работников, занимающихся расчетом, проектированием и исследованием конденсационных устройств паровых турбин.
2303020100-343 051(01)-85
168-85
ББК 31.363
6П2.23
Г ригорий Г ригорьевич Шкловер	,
Олег Ошеревич Мильман ИССЛЕДОВАНИЕ И РАСЧЕТ КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТРОЙСТВ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Редактор А. П. Солодов
Редактор издательства Н. М. Пеунова
Художественный редактор А. Т. Кирьянов
Обложка художника Е. Н. Волкова
Технический редактор О. С. Быкова
Оператор М. А. Панфилова
Корректор 3. Б. Драновская ИБ № 2271
Набор выполнен в Энергоатомиздате на Композере ИБМ-82. Подписано в печать 09.01.85. Т-01210.Формат 60x90 1/16. Бумага офсетная № 1. Печать офсетная.Усл.печ. л. 15,0. Усл. кр.-отт. 15,25. Уч.-изд. л. 17,48. Тираж 2500 экз. Заказ 81. Цеиа95 к. Энергоатомиздат, 113114, Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10
Московская типография №9 Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли 109033, Москва, Ж-33, Волочаевская ул., 40
© Энергоатомиздат, 1985
ПРЕДИСЛОВИЕ
В книге описываются конденсационные устройства паровых турбин как единый комплекс взаимосвязанных элементов: собственно конденсатор, воздухоудапяющие машины, холодильники (охладители) паровоздушной смеси и деаэрирующие устройства, встроенные непосредственно в конденсатосборник конденсатора.
Главным образом в книге рассматриваются расчет и рациональное проектирование элементов конденсационных устройств с учетом их взаимодействия, исследование и интенсификация теплопередачи при конденсации пара, как чистого, так и с примесью воздуха, в трубных пучках модельных и натурных конденсаторов и холодильников эжекторов, повышение эффективности пароструйных одно- и многоступенчатых эжекторов, исследования, расчет и интенсификация процесса массообмена при деаэрации конденсата, методика экспериментального исследования конденсационных устройств и их элементов, переменные режимы работы конденсаторов.
Вопросам расчета и проектирования конденсационных устройств были посвящены книги [2, 18, 36] и другие, изданные около 20 и более лет назад. Главным образом это были учебники для студентов вузов энергетических специальностей. С тех пор в области теплообмена и гидродинамики в конденсаторах и других элементах устройств и их расчета и конструирования был достигнут существенный прогресс.
Начиная с 50-х годов XX в. и по настоящее время ведущую роль в вопросах методологии расчета и проектирования конденсационных устройств паровых турбин и их элементов играют теоретические и экспериментальные работы, выполненные во Всесоюзном теплотехническом институте им. Ф. Э. Дзержинского доктором техн, наук, проф. Л. Д. Берманом и его сотрудниками. В этот же период исследованиям и расчету конденсационных устройств уделяется большое внимание и Калужским турбинным заводом, который впервые в СССР освоил выпуск турбин для малой энергетики и турбоприводов питательных насосов блоков 500,800 и 1200 МВт. Аналогичными исследованиями занимаются НПО ЦКТИ, ПО ЛМЗ, ПО ХТГЗ, ПО УТМЗ, Союзтехэнерго, а также ряд институтов: УПИ, МЭИ, ЛКИ, БИТМ и др. В результате за последние десятилетия появилось много журнальных публикаций, прямо или косвенно касающихся конденсационных устройств. Разрозненность опубликованного материала побудила авторов к написанию данной книги с целью обобщения и систематизации накопленного опыта, а также изложения своего собственного опыта в этой области.
3
В книге помимо ранее опубликованных данных приведены результаты авторов и их товарищей по совместной работе: канд. техн, наук А. 3. Росинского, В. Г. Григорьева, А. В. Буевича, М. Д. Ро дивил ина, В. П. Семенова, инж. А. В. Герасимова, А. М. Усачева и С. Е. Гусева, которым авторы выражают свою благодарность.
Параграфы 1.1—1.3, 3.1—3.3, 3.5 и гл. 2, 4, 7, 9 написаны Г. Г.Шклове-ром, § 8.9 и гл. 6, 10 — О. О. Мильманом. Введение, предисловие, § 1.4игл.5,8 - совместно Г. Г. Шкловером и О. О. Мильманом, § 3.3 — совместно Г. Г. Шкловером и В. П. Семеновым. Авторы искренне благодарны док!ору техн, наук, проф. В. И. Кирюхину за высказанные им оригинальные идеи по проблеме совершенствования конденсационных устройств паровых турбин, доктору техн, наук, проф. Т. X. Маргуловой и канд. техн, наук В. А. Пермякову, чьи ценные замечания и предложения существенно повлияли на окончательную редакцию книги.
Авторы будут признательны за отзывы и замечания, которые просят направлять по адресу: 113114, Москва,М-114, Шлюзовая наб., 1Q, Энерго-атомиздат.
Авторы
ВВЕДЕНИЕ
Конденсационные устройства являются самой крупной по габаритам и металлоемкости частью современных энергетических паровых турбин. Так, например, в турбоустановку мощностью 300 МВт ПО ЛМЗ с турбиной К-300-240 входят четыре подогревателя низкого давления (ПНД) и три подогревателя высокого давления (ПВД) с суммарной площадью поверхности 5200 м2. В то же время площадь поверхности охлаждения конденсатора типа 300-КЦС для этой турбины составляет 15400 м2, что в 3 раза больше площади поверхности всех упомянутых теплообменников. Такие же соотношения поверхностей конденсаторов и теплообменников остаются справедливыми и для турбоустановок еще больших мощностей, устанавливаемых на ТЭС и АЭС.
Учитывая особую важность и значимость конденсационных устройств в составе паротурбинной установки, вопросам их расчета, проектирования, эксплуатации, исследования и совершенствования должно быть уделено много внимания. В связи с этим при создании конденсационных устройств очень важно рациональное проектирование, которое может существенно улучшить массогабаритные и технико-экономические показатели конденсатора, а также паротурбинной установки в целом. Такое проектирование должно базироваться не только на глубоких знаниях физических процессов, протекающих в данном аппарате или устройстве, но и на комплексном рассмотрении этих процессов в агрегате в целом. Такой подход к проектированию является современным и прогрессивным и позволяет в ряде случаев существенно повлиять на конструкцию элемента или создать новые виды его.
Как известно, до недавнего времени при разработке паротурбинной установки конденсационные устройства не рассматривались как комплекс аппаратов и устройств, работающих в неразрывном взаимодействии. Их расчет был основан на несвязанных между собой тепловых расчетах конденсатора и воздухоудаляющего аппарата для номинальных условий. Такой подход к проектированию не требовал от конструктора учета условий совместной работы аппаратов, что зачастую приводило на практике к несоответствию их характеристик при отклонении режимов работы от номинальных, а следовательно, ухудшению экономичности и снижению надежности установки. Подобные случаи имеют, например, место в некоторых установках при работе конденсаторов на низких температурах охлаждающей воды и при малых паровых нагрузках [19,20,39].
Комплексное рассмотрение конденсационных устройств выявляет сложную взаимосвязь между отдельными составляющими элементами схемы. От того, как эти элементы будут подобраны, как будут стыко
5
ваться между собой их внешние характеристики и насколько они будут приспособлены друг к другу на различных режимах, зависит оптимальность решения задачи. Эжектор, например, должен быть выбран так, чтобы на всех режимах совместной работы он не лимитировал глубину вакуума при конденсации пара в трубном пучке. В этих условиях обеспечиваются максимальная конденсация пара, минимальное переохлаждение конденсата, максимальная деаэрация конденсата непосредственно в трубном пучке, т. е. минимальное содержание кислорода и других газов в конденсате. От содержания газов в конденсате зависит эффективность работы деаэрационной вставки, встроенной в конденсатосборник, т. е. конечное содержание кислорода в конденсате на выходе из конденсатора.
Однако осуществить комплексную разработку конденсационных устройств можно лишь в том случае, если известны пути расчета и анализа переменны/ режимов отдельных составляющих ее элементов. Реализация этого положения зависит от возможности связать расчетным путем про-цесс конденсации в конденсаторе с процессами в элементах, обеспечивающих его нормальную работу.
Существующие в настоящее время методики расчета конденсаторов, как стационарных, так и транспортных, основываются на определении требуемой площади поверхности охлаждения по среднему коэффициенту теплопередачи. Для этих расчетов в настоящее время имеются формулы ВТИ [55], HEI (Института теплообмена США) [90], ВЕАМА (Великобритания) [87] и других авторов [2, 19,20,88], составленные по результатам балансовых испытаний ряда конденсаторов. Эти формулы построены структурно таким образом, что коэффициент теплопередачи является степенной функцией скорости воды. Влияние других параметров — паровой нагрузки, температуры охлаждающей воды, числа ходов, загрязнения труб и т. д. — учитывается в некоторых формулах соответствующими множителями. Влияние примеси воздуха в паре на коэффициент теплопередачи в формулах не отражено. Не нашло также отражения влияние конфигурации трубного пучка, размеров проходных сечений в трубном пучке и других геометрических соотношений поверхности. Поэтому расчетные формулы имеют известные ограничения по удельной паровой нагрузке, концентрации воздуха в паре, материалу и толщине охлаждающих труб и т. д. В связи с этим целесообразно, чтобы формула для расчета среднего коэффициента теплопередачи в конденсаторе состояла из величин, отражающих количественно и в явном виде влияние основных режимных теплофизических и геометрических факторов на процесс теплообмена. Этого можно достичь, если термическое сопротивление переносу теплоты от пара к воде в трубном пучке считать по сумме термических сопротивлений на паровой и водяной сторонах и стенке трубы, включая отложения на ней,
В [73, 75] приводится формула для расчета коэффициента теплопередачи по отдельным составляющим, полученная на основе обобщения результатов испытаний конденсаторов с площадью поверхности от 60 до 935 м2 и проверенная по данным испытаний трех конденсаторов поверхностью до 9115 м2 (по одному от ПО ЛМЗ, ПО ХТГЗ, ПО УТМЗ). Расчет
6
по такой методике актуален [30], так как он предполагает возможность учесть влияние на теплообмен каждого фактора в отдельности и всех в совокупности. Таким образом, при конструировании конденсаторов могут быть учтены наклон трубного пучка и выбор оптимального угла наклона, новые материалы труб и их толщина (например, иэ титановых сплавов толщиной 0,5—0,6 мм), большие скорости по охлаждающей воде (до 5 м/с) и др.
Главным достоинством дифференцированного расчета конденсаторов [30, 75] является возможность осуществления рационального проектирования конденсационных устройств на основе учета взаимодействия элементов по их характерным процессам. В настоящей книге сделана попытка представить материал в таком виде на основе полученных авторами и имеющимися в литературе данных.
Для рационального проектирования необходимо иметь данные по физическим процессам в отдельных элементах конденсационных устройств и конечные обобщения, позволяющие вести их расчет. Поэтому в книге отражаются результаты исследований по таким вопросам, как конденсация чистого водяного пара и пара с примесью воздуха в натурных трубных пучках главных конденсаторов паровых турбин, интенсификация теплоотдачи при конденсации пара на наклонных трубных пучках, конденсация чистого пара и пара с примесью воздуха в холодильниках пароструйных эжекторов, деаэрация конденсата в трубных пучках и деаэрирующих конденсатосборниках, газодинамика пароструйных эжекторов, методы исследования и испытаний конденсаторов и других элементов устройств, переменные режимы и совместная работа элементов в составе конденсационных устройств, расчет и рациональное проектирование конденсатора и примыкающих к нему элементов, а также дается обзор конструкций конденсаторов, пароструйных и водоструйных эжекторов, деаэрационных конденсатосборников.
Представленный материал охватывает не весь комплекс вопросов, необходимый для рационального проектирования конденсационных устройств паровых турбин, однако, обобщенный в едином ключе, он в какой-то мере позволяет расширить возможности конструкторов и исследователей, работающих в этой области.
Глава первая
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТРОЙСТВАХ ПАРОВЫХ ТУРБИН
1.1.	ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА
Термодинамический цикл паросиловой установки предполагает обязательное наличие холодного источника в конце процесса расширения рабочего пара в турбине. В качестве такого источника, как известно, используется часть паротурбинной установки, называемая конденсационными устройствами. Главной составной частью этих устройств является конденсатор пара. Конденсаторы являются неотъемлемой частью ГРЭС, ТЭЦ, а также одноконтурных и двухконтурных АЭС.
В конденсаторе современной паросиловой установки происходит конденсация почти всего отработавшего в турбине пара и переход его в жидкое состояние (конденсат). Благодаря этому достигается резкое (на несколько порядков) уменьшение объема рабочего тела. Образовавшийся конденсат собирается в конденсатосборнике, откуда конденсатно-питательными насосами возвращается через регенеративную систему в деаэратор и затем в парогенератор.
Процесс конденсации пара в конденсаторе паровой турбины обычно изобарный. При этом процессе достигаются такие цели, необходимые для рационального осуществления цикла, как уменьшение удельного объема рабочего тела благодаря фазовому переходу из газообразного состояния в жидкое, передача теплоты конденсации холодному источнику (охлаждающей воде) и сохранение рабочего тела в конденсаторе в виде конденсата для обеспечения его постоянной циркуляции в цикле.
Обычно в энергетических установках в качестве рабочего тела используется водяной пар, а в качестве жидкости, воспринимающей теплоту конденсации, -охлаждающая вода. Широкое использование воды как рабочего тела и теплоносителя, естественно, вызвано ее дешевизной, большим распространением в природе, безвредностью и т. д. и, что особенно важно, ее приемлемыми для теплосиловой установки теплофизическими свойствами. Надо отметить, однако, что для воды характерны большие значения теплоты парообразования (конденсации), что неблагоприятно сказывается на КПД цикла и массогабаритных характеристиках конденсационных устройств.
Так как температура охлаждающей воды обычно значительно ниже ее температуры насыщения при атмосферном давлении, то конденсация водяного пара в конденсаторе происходит при давлениях ниже атмосферного. Для эффективного использования энергии пара надо стремиться, чтобы конденсация пара происходила при температуре, возможно более близкой к температуре охлаждающей водь:, т. е. чтобы температурный напор между паром и водой был наименьшим. Решение этой задачи связано с определенными трудностями. Одни из них являются следствием расчетнопроектных ограничений по расходу охлаждающей воды, неравномерности распределения ее по отдельным трубам поверхности конденсации, компоновки трубного пучка, образования малотеплопроводных отложений на поверхностях трубок и т. д„ другие — следствием ухудшающего воздействия на теплоотдачу при конденсации пара примеси неконденсирующихся газов.
8
Известно, что водяной пар имеет в своем составе небольшое количество неконденсирующихся газов. Эти газы выделяются из воды, в которой они были растворены до поступления в котел, в процессе парообразования. Кроме того, значительная часть воздуха может проникнуть в конденсатор из атмосферы через неплотности системы, например через концевые уплотнения турбины, соединение выхлопного патрубка турбины с конденсатором, фланцевые соединения и т. д. Количество воздуха, проникающего извне в конденсатор, слабо зависит от режима работы конденсатора. В то же время относительное содержание воздуха в паровоздушной смеси зависит от тепловой нагрузки: возрастает с уменьшением поступления пара в конденсатор.
Наличие неконденсирующихся газов в паре ухудшает теплопередачу в конденсаторе и приводит к повышению давления конденсации, а следовательно, к ухудшению экономичности теплосиловой установки в целом. Кроме того, в присутствии неконденсирующихся газов не достигается полной конденсации пара: часть его в составе паровоздушной смеси удаляется из конденсатора воздухооткачивающим устройством. Количество несконденсированного пара приблизительно равно массе воздуха, поступающего в конденсатор, и примерно составляет 0,001—0,1% общего расхода пара.
Таким образом, для нормального функционирования конденсатора, работающего при давлениях конденсации ниже атмосферного, необходимо обеспечить:
непрерывный отвод теплоты конденсации пара. Это достигается прокачкой охлаждающей воды через трубки конденсатора. Для этого создается циркуляционная система водоснабжения с насосами, внешними охладителями и другим оборудованием;
непрерывный отвод конденсата из конденсатора. Откачка производится конденсатными насосами, входящими в конденсатную систему;
непрерывный отвод неконденсирующихся газов из конденсатора; он обычно выполняется пароструйными или водоструйными эжекторами.
В зависимости от назначения, компоновки установки, условий эксплуатации ПТУ конденсационные устройства могут иметь в своем составе то или иное оборудование. Некоторые варианты схемы рассматриваются ниже.
1.2.	ЭЛЕМЕНТЫ КОНДЕНСАЦИОННОГО УСТРОЙСТВА
В состав конденсационных устройств входят собственно конденсатор, воздухоудаляющее устройство, конденсатная и циркуляционная системы. При необходимости удаления коррозионно-активных газов, растворенных в конденсате, непосредственно в конденсаторе в его конденсатосборнике устанавливается специальное деаэрирующее устройство, которое в этом случае становится неотъемлемым элементом конденсационных устройств.
На блочных электростанциях, особенно атомных, в системе конденсационных устройств зачастую устанавливается дроссельно-увлажнительная установка (ДУУ) для сброса в конденсатор свежего пара, которая взаимосвязана с конденсатором, и поэтому вместе с другими сбросными
9
устройствами для горячей воды и пара других источников она также может являться элементом конденсационных устройств.
К конденсационным устройствам относится также система автоматики, обслуживающая конденсатор и его отдельные элементы, например регуляторы уровня конденсата, а также контрольно-измерительные приборы, арматура, трубопроводы и пр.
Рассмотрим работу конденсационной установки с поверхностным конденсатором и пароструйным эжектором по схеме, приведенной на рис. 1.1.
Отработавший пар из турбины направляется в поверхностный конденсатор 1, где конденсируется на холодной поверхности трубок и отдает теплоту охлаждающей воде, прокачиваемой через трубный пучок циркуляционным насосом. Образовавшийся конденсат стекает с поверхности в конденсатосборник конденсатора, откуда конденсатным насосом 2 подается в подогреватели низкого давления и деаэратор.
Для поддержания минимально возможного давления конденсации используется пароструйный эжектор 3. В целях повышения эффективности работы и улучшения его массогабаритных показателей эжектор выполняется многоступенчатым с последовательным сжатием паровоздушной смеси в пароструйных ступенях. Каждая ступень снабжается охладителем паровоздушной смеси.
В некоторых эжекторах паровоздушная смесь, отсасываемая из конденсатора, предварительно охлаждается в предвключенном охладителе. Конденсация основной массы пара из отсасываемой паровоздушной смеси эжекторов позволяет значительно уменьшить энергетические затраты на сжатие газовой смеси в каждой ступени.
Рис. 1.1. Тепловая схема конденсационных устройств
10
Для полезного использования теплоты конденсации рабочего пара в пароструйных эжекторах в качестве охлаждающего теплоносителя в охладителях используется конденсат из системы регенерации, который прокачивается насосом 2 через их трубную систему.
Перечисленное оборудование относится к простейшей схеме конденсационной установки. Однако в связи с рядом требований, предъявляемых к экономичности, надежности и эксплуатации паротурбинных установок, конденсационные устройства становятся все более сложными. Так, в конденсаторе появилось встроенное в конденсатосборник деаэрирующее устройство 4. Оно обычно выполняется в виде смесительного аппарата, в котором деаэрируемый конденсат нагревается до температуры насыщения паром из отбора турбины. Конструктивное выполнение деаэрационных устройств может быть, различным. Наиболее распространенными являются устройства струйного типа — конденсат стекает отдельными струями в паровой объем, барботажного — конденсат стекает в конденсатосборник по поверхности дырчатого листа, а пар барботирует через отверстия, расположенные в этом листе, и пленочного — конденсат и греющий пар в противотоке проходят насадку, состоящую из специальных элементов, например типа омегообразных деталей, колец Рашига и т. д.
Во многих паротурбинных установках существенной является проблема сброса в конденсатор свежего пара из котла и других источников теплоты. Эта необходимость вызвана, в частности, большой тепловой инерционностью котлов. В результате на переменных режимах работы, например при сбросе электрической нагрузки генератора, возникает ситуация, при которой требуется немедленный сброс излишков пара из котла в конденсатор, минуя турбину. Однако при этом необходимо предварительно дросселировать пар до уровня давления в конденсаторе и снизить его температуру до значения, безопасного для трубной системы. Таким образом, давление пара за устройством должно быть меньше атмосферного, а его температура — не более 80—100° С.
В качестве сбросных устройств используются редукционно-охладительные устройства (РОУ), ДУУ и др. Эти устройства 5 могут монтироваться на конденсаторе, непосредственно в нем или на отдельной площадке.
Известно, что при пуске турбоагрегата конденсационная система в значительной мере заполнена воздухом. Для быстрого пуска используется специально предназначенный пусковой эжектор 6, который имеет большую производительность по паровоздушной смеси. Для повышения экономичности на всасывании пускового эжектора устанавливается предвключенный охладитель пара 7, в котором происходит конденсация большей части пара.
Оборудование конденсационной установки в зависимости от ее назначения располагается на различных отметках по высоте машинного зала.
На самой нижней отметке располагаются конденсатные насосы, для нормальной работы которых требуется определенный подпор конденсата. Некоторые установки, особенно транспортные или транспортабельные, выполняются в бесподвальном варианте, т. е. все конденсационные устройства совместно с турбоустановкой располагаются на одной отметке (точнее, на одном этаже). Если компоновка не позволяет обеспечить нормальную работу конденсатных насосов (например, энергопоезда), то для повышения подпора на всасывании устанавливаются предвключенные водоструйные эжекторы. В качестве рабочей воды, подаваемой на сопло, здесь используется часть конденсата, отбираемого со стороны нагнетания насоса.
11
Стремление к повышению экономичности паротурбинной установки современных тепловых электростанций приводит к широкому внедрению регенерации теплоты путем подогрева питательной воды, направляемой в котел. Поэтому регенеративная система электростанции тесно связана с конденсационной установкой и может оказать существенное влияние на ее технико-экономические показатели.
1.3.	ВЗАИМОСВЯЗЬ ЭЛЕМЕНТОВ КОНДЕНСАЦИОННОЙ УСТАНОВКИ
Эффективность работы конденсатора определяется поверхностной плотностью теплового потока при данном давлении в трубном пучке. Естественно, что лучшими считаются те конденсационные устройства, у которых эта величина имеет наибольшее значение при том же давлении конденсации. Эффективность конденсатора зависит не только от параметров, определяющих процесс теплопередачи в трубном пучке, но и от условий взаимодействия процессов в пучке и элементах конденсационных устройств, а также степени взаимного влияния их на конечное давление.
Предположим, что в конденсаторе происходит конденсация ’’чистого” пара, т. е. свободного от примеси неконденсирующихся газов, В этом случае давление в конденсаторе будет соответствовать равновесному давлению на границе раздела фаз. Его численное значение однозначно определяется температурой насыщения двухфазной пароводяной среды, находящейся в трубном пучке.
Поскольку работа конденсатора происходит при непрерывном отводе теплоты фазового перехода рабочего вещества (водяного пара), давление в трубном пучке существенно зависит от параметров и расхода охлаждающей жидкости, прокачиваемой через трубки. Рассмотрим этот вопрос более подробно. Уравнение теплопередачи в конденсаторе имеет вид
С= kF At,	(1.1)
где Q — тепловая нагрузка конденсатора; к — коэффициент теплопередачи; F — площадь поверхности охлаждения трубного пучка конденсатора; At — температурный напор между паром и водой.
Если пренебречь потерей части теплоты в окружающую среду через корпус и трубопроводы конденсатора и отводом теплоты, связанным с отсосом паровоздушной смеси в воздухоотсасывающую установку, то можно приравнять количество теплоты, поступающее в конденсатор с отработавшим паром, количеству теплоты, воспринятому охлаждающей водой. С учетом этого можно составить балансовое уравнение в виде
Q = ^п(^п — ^к) ~ ^Св (^2 ~ ^i)>	(1-2)
где t2 - температура охлаждающей воды на входе и выходе; Gn - расход сконденсированного пара; W — расход охлаждающей воды; св — удельная теплоемкость воды; hn и hK — энтальпии пара и конденсата.
Если в первом приближении пренебречь термическим сопротивлением между паром и водой, можно считать, что в конденсаторе установится давление, соответствующее состоянию насыщения при температуре, равной температуре нагретой воды, т. е. tn = t2. Исходя из (1.2) можно
12
представить температуру пара в виде /ГллПп
= 6п(Лп — Л^/СИ'Св) + fi.	G-3)
Таким образом, давление конденсации находится в сильной взаимосвязи с начальной температурой охлаждающей воды G нее нагревом Сп(йп —Лк)/(1Рсв). Поскольку для стационарных конденсаторов разность йп - Лк — приблизительно постоянная величина и теплоемкость воды св незначительно изменяется в диапазоне температурных режимов работы конденсаторов, можно считать нагрев воды на различных режимах работы конденсатора зависящим только от отношения W/Gn = т, называемого кратностью охлаждения. Чем больше т, тем меньше нагрев воды и, следовательно, меньше давление конденсации.
Давление в конденсаторе, оцененное по (1.3), следует рассматривать условно как теоретически достижимое. На самом деле в реальном поверхностном конденсаторе всегда имеет место определенный температурный напор 6t между конденсирующимся паром и охлаждающей водой на выходе. Это приводит к тому, что температура конденсации Гп по (1.3) фактически окажется большей на величину 6г, и поэтому уравнение принимает вид
^п= <^п(Лп-Лк)/(И/Св) + Н + 8Г.	(1-4)
Температурный напор на выходе 6г является важной характеристической величиной для оценки эффективности конденсационных устройств. Она характеризует совершенство трубного пучка и оптимальность подбора оборудования конденсационной установки и схемы их взаимодействия, 6 г также является важным контрольным параметром при эксплуатации: чем меньше значения 6г, тем совершеннее конденсационные устройства. Наименьшие значения 6г, достигнутые в практике, составляют примерно 1—5 °C для номинальных нагрузок [39, 55]. Если температурные напоры составляют 5—10° С, то это свидетельствует либо о плохой плотности вакуумной системы, либо о недостаточной производительности воздухоудаляющих устройств, либо 96 уменьшении расхода воды или появлении малотеплопроводных отложений на поверхности трубок, либо о других эксплуатационных недостатках. В этих условиях наблюдается переохлаждение конденсата по сравнению с температурой насыщения пара при его давлении на входе. Переохлаждение может достигать 5—8° С, что приводит к неоправданной дополнительной потере теплоты из цикла с охлаждающей водой.
Переохлаждение конденсата в трубном пучке приводит к интенсивному поглощению им кислорода и других неконденсирующихся газов. Для удаления их из конденсата в деаэрационном устройстве требуется определенная затрата теплоты. Количественно эта теплота равна потерянной, так как в устройстве конденсат доводится до температуры насыщения. Однако в реальных условиях количество затрачиваемой энергии на деаэрацию может значительно превысить требуемое, полученное из баланса теплоты.
13
Нарушение нормального уровня конденсата в конденсатосборнике приводит при малых уровнях к срыву подачи и кавитационному износу насоса, а при больших уровнях — к затоплению деаэрационного устройства и части трубного пучка. Следствием последнего является ухудшение эффективности и деаэрирующей способности конденсатора, а также вероятность аварийного останова паротурбинной установки. Обеспечение дополнительных сбросов пара через ДУУ или РОУ и горячей воды через расширительные устройства требует тщательной проработки при проектировании конденсатора и его трубного пучка. В одних конструкциях эти устройства устанавливаются на корпусе конденсатора, а ввод пара в пучок выполняется через трубопровод (обычно большого диаметра), в других они монтируются непосредственно в пучке. Это затрудняет выполнение оптимальной компоновки конденсатора, так как дополнительные потоки пара и воды вызывают аэродинамические и температурные перекосы в трубном пучке и, следовательно, ухудшают эффективность его работы. Они могут также оказать существенное отрицательное воздействие на долговечность работы трубного пучка из-за больших скоростей сбрасываемых потоков пара, высокой его температуры или большой влажности. Эти потоки способствуют появлению интенсивного эрозийного износа трубок, опасных автоколебаний, а также разгерметизации вальцовочных соединений труб в трубных досках вследствие возникновения в них недопустимых термических напряжений.
Проведенный в общем виде анализ показывает, что взаимодействие процессов, протекающих в отдельных элементах конденсационных устройств, сказываются не только на технико-экономических показателях конденсатора и турбинной установки, но и на их долговечности и надежности в эксплуатации. Степень влияния каждого элемента на эти показатели разная. Количественно она определяется функцией и местом элемента в составе конденсационной установки. Отсюда возникает необходимость в системном подходе при решении задач рационального проектирования конденсационных устройств.
1.4.	СХЕМЫ ВКЛЮЧЕНИЯ КОНДЕНСАТОРОВ
Схема включения конденсационной установки в составе паровой турбины должна обеспечивать высокую эффективность работы всей установки, минимальный расход энергии на прокачку охлаждающей воды, а также рациональную компоновку оборудования и циркуляционных водоводов в машинном зале электростанции.
Современные паровые турбины большой мощности имеют большое число (до шести) потоков пара в части низкого давления, в соответствии с этим конденсатор должен быть конструктивно приспособлен, чтобы принять все паровые потоки. На практике имеют место два основных варианта включения конденсаторов по пару: связки "выхлопной патрубок — корпус конденсатора” и "несколько выхлопных патрубков на один корпус конденсатора”. В отечественной практике наиболее частым является вариант одно- и двухкорпусного выполнения конденсаторов с параллельным потоком пара в иих. Схема включения конденсаторов по охлаждающей воде представлена на рис. 1.2 [55]. Варианты включения а1 и — с двухкорпусным конденсатором, поперечно расположенным относительно оси турбогенератора; схема а 1 — с параллельным включением корпусов, схема а 2 — с последовательным включением корпусов по воде. Эти схемы хорошо вписываются в компоновку паровых турбин умеренных (до 150—200 МВт) мощностей.
14
Рис. 1.2. Схемы включения конденсаторов по охлаждающей воде [55]
В последнее время более широкое распространение получили схемы с аксиальным расположением конденсаторов (вдоль оси паровой турбины, варианты б и в). В этих схемах также возможно параллельное (б]) и последовательное (б2, 63) включение корпусов с параллельным или встречным движением охлаждающей воды. Встречное движение воды обеспечивает более равномерное распределение паровой нагрузки между корпусами конденсаторов.
Аксиальная компоновка имеет дополнительное преимущество в том, что позволяет разделить конденсатор на секции с различным давлением насыщения. Рисунок 1.3 иллюстрирует термодинамическое преимущество этого решения. Давление р^в первой по ходу воды секции заметно ниже, чем в односекционном конденсаторе, а во второй секции лишь незначительно выше. В результате среднее значение давления насыщения р*^ ниже, а термодинамическая эффективность выше для цикла с секционированным конденсатором. По данным [55] относительный прирост КПД турбоагрегата составляет 0,135% при температуре воды на входе в конденсатор 20 ’С, кратности циркуляции 60 и разделении конденсатора на три секции. С повышением температуры воды и уменьшением кратности циркуляции эффективность секционирования растет. Увеличение числа секций более трех нецелесообразно, так как не приводит к сколько-нибудь существенному росту КПД цикла.
Как показала практика проектирования конденсаторов, повышение их эффективности достигается увеличением числа ходов по воде. Если бы в конденсаторе не было потерь давления пара и отсутствовали неконденсирующиеся газы, то число ходов по воде не оказывало бы никакого влияния на работу трубного пучка, так как температура насыщения была бы одинаковой во всех точках поверхности нагрева. В действительности по мере движения пара давление его снижаемся из-за гидрав-
15
Рис. 1.3. Параметры воды и пара в несекционированном (о) и секционированном (б) конденсаторах
лических потерь, а температура насыщения уменьшается как в связи со снижением давления, так и из-за уменьшения парциального давления пара по мере его конденсации. В этих условиях подвод холодной воды (первый ход) осуществляется в область пониженного давления пара (т. е. в районе воздухоохладителя), а нагретая вода (второй ход) подается в верхнюю часть пучка, куда постуиет пар от паровой турбины. Таким образом, многоходовой конденсатор по эффективности реализации температурного напора приближается к противоточному теплообменному аппарату.
Глава вторая
ОСНОВНЫЕ ЗАКОНОМЕРНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА	$
В ПОВЕРХНОСТНЫХ КОНДЕНСАТОРАХ
2.1.	ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ
Целью расчета поверхностного конденсатора паровой турбины является определение площади поверхности теплообмена F, которая должна обеспечить конденсацию практически всего поступающего в конденсатор пара из турбины и других точек тепловой схемы в количестве Gn при заданном расходе охлаждающей воды W и ее номинальной начальной температуре Т1.
Уравнение теплопередачи удобно представить в дифференциальной форме для элементарной поверхности dF в виде
Д/х JF,	(2.1)
где dQ — количество теплоты сконденсированного пара, переданного охлаждающей воде; кх — коэффициент теплопередачи на участке поверхности; Д tx — температурный напор на этом же участке.
Если считать коэффициент теплопередачи кх постоянным по поверхности охлаждения, то, интегрируя выражение (2.1) по всей поверхности,
16
получаем выражение (1.1) для расчета поверхности конденсатора: Q = kbtF.
Здесь температурный напор Д? является средним по поверхности кон-
денсатора и может быть представлен как
&t=~fbtxdF.	(2.2)
F F
Исходя из балансовых соотношений, можно представить количество теплоты как
dQ = dGa(hn-hK)	(2.3)
на паровой стороне и
dQ = WcBdt	(2.4)
на водяной стороне, где йп - йк разность энтальпий пара и конденсата; dt — нагрев воды. Интегрирование этих уравнений дает выражения
Q = ^п(^п ~ ^к) >	(2-5)
Q = W f2cB dt = WcB -fi).	(2.6)
ti
Учитывая, что теплота конденсации пара равна теплоте, воспринятой водой, а также теплоте, рассчитанной по уравнению теплопередачи (1.2), можно написать
Gn(bn~ ^к) =	U2 — fi);	(2 7)
Gn(hn-hK) = kAtF. J
Совместное решение уравнений (2.7) методом последовательных приближений дает возможность определить требуемую площадь поверхности конденсатора. В расчетах конденсаторов пользуются осредненными значениями коэффициента теплопередачи и температурного напора. О методах их определения будет сказано далее. Следует отметить, что местные значения коэффициента теплопередачи кх и температурного напора Д1Х являются переменными величинами по поверхности конденсации и находятся в сложной зависимости от режимных условий и теплофизических параметров теплоносителей.
На входе в конденсатор, где концентрация неконденсирующихся газов в паре очень мала, коэффициент теплопередачи значительно больше, чем в зоне отсоса парогазовой смеси, где эта концентрация весьма существенна. Температурный напор претерпевает изменения в связи с непрерывным нагревом охлаждающей воды к выходу из конденсатора, а также возможным изменением температуры на паровой стороне.
17
2.2.	ИЗМЕНЕНИЕ ТЕМПЕРАТУР ПАРА И ВОДЫ ПО ПОВЕРХНОСТИ КОНДЕНСАТОРА.
СРЕДНИЙ ТЕМПЕРАТУРНЫЙ НАПОР
В связи с происходящим в конденсаторе теплообменом между паром и водой происходит нагрев охлаждающей воды и ее температура увеличивается. Если пар чистый и гидравлическим сопротивлением трубного пучка можно пренебречь, то температура пара во всем его объеме остается постоянной и соответствующей давлению насыщения по состоянию на входе.
Однако конденсация пара в конденсаторе обычно происходит в присутствии неконденсирующихся газов. Поэтому при практически постоянном давлении паровоздушной смеси в конденсаторе парциальное давление пара снижается по мере конденсации и в зоне трубного пучка воздухоохладителя достигает минимального значения. Температура пара в равновесном состоянии соответствует его парциальному давлению и на входе из аппарата также имеет наименьшее значение.
Интенсивность изменения температуры теплоносителей по поверхности теплообмена зависит от многих факторов, в том числе от схемы их движения относительно друг друга. В поверхностных конденсаторах главным образом используются схемы с перекрестным движением теплоносителей. В смешивающих и вспомогательных поверхностных конденсаторах применяются прямоточные, противоточные, перекрестные, а также более сложные схемы (рис. 2.1). Температура пара имеет постоянное значение в основной зоне конденсатора и несколько уменьшается в области воз-духоо хладителя.
Рассмотрим теплопередачу на элементарном участке поверхности dF (рис. 2.2) при прямоточном движении теплоносителей. На основании совместного решения уравнения теплопередачи и баланса теплоты на участке dF, предполагая практическое постоянство температуры пара и коэффициента теплопередачи, можно получить выражение
btkilF
d(&t) = d(Гп- 1в) ~	~
cBW
(2-8)
Интегрирование (2.8)
Az" J Az'
d(Az)
Az
— (kxdF cBW p
приводит к выражению
Az"
In — = In Az'
*П-'2
(2-9)
откуда
kF
b.t" — bt'e
csW
(2.Ю)
где Af' и Ar" — температурные напоры на входе и выходе.
Рис. 2.1. Схемы движения рабочих сред в теплообменных аппаратах:
1 - вход первичной среды; 2 - вход вторичной среды; а - прямоток; б - противоток; в - перекрестный ток; г, д — смешанный ток
Рис. 2.2. Изменение разности температур теплоносителей вдоль поверхности теплообмена
Таким образом, температурный напор между паром и водой по мере конденсации пара на поверхности изменяется по экспоненциальному закону. Так как температура пара в основной части конденсатора (зоне массовой конденсации) остается практически постоянной, характер изменения температурного напора определяется экспоненциальным ростом температуры воды.
Зная закон изменения температурного напора, можно определить его среднее значение по поверхности конденсатора из выражения
1
Д/ = — J At^dF. F F
kF
(2.И)
Заменив текущее значение Д1Х через Дг'е
cBW
, получим
kF
kF
Ае
At =--- J е
F F
csW	At1
dF = ------
kF/c^W
(2.12)
kF
Подставив выражения kF/cBW и e	из уравнений (2.9) и (2.10),,
получим выражение для среднелогарифмического температурного напора
19
в конденсаторе:
(fn~ fi) — (fn— f2>
д/ =------------------
fn_ fi In —----
ГП~ f2
^2 ~ fl
гп_ fl
In ------
fn- f2
(2-13)
Это выражение нашло широкое применение для определения температурного напора, так как оно в достаточной мере удовлетворяет требуемой точности расчета.
При соотношениях концевых температурных напоров (tn- ti)/(tn- Гг) < 2 средняя разность температур может определяться как среднеарифметическая:
AfCp = fn-(f2 + fi)/2.	(2.14)
Среднеарифметическая разность температур всегда больше среднелогарифмической для тех же условий. Однако при выполнении указанного неравенства погрешность не превышает 4%.
2.3.	КОЭФФИЦИЕНТ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ В КОНДЕНСАТОРЕ
Перенос теплоты от конденсирующегося пара к охлаждающей воде через промежуточную стенку, разделяющую теплоносители, относится к сложному виду теплообмена. Интенсивность этого процесса характеризуется коэффициентом теплопередачи к, численно равным количеству теплоты, переданной за единицу времени от одного теплоносителя к другому через единицу поверхности при среднем температурном напоре в один градус. В поверхностных конденсаторах эта теплота относится к единице поверхности теплообмена, в других аппаратах, в частности в смешивающих, коэффициент теплопередачи может также относиться к линейному или объемному размерам.
Коэффициент теплопередачи в конденсаторах определяется теплоотдачей с наружной и внутренней сторон трубки, толщиной и теплопроводностью стенки:
* = Пап,ОвА/й),	(2.15)
где ап, ав — коэффициенты теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке и от стенки к воде соответственно; X — теплопроводность материала стенки; 6 — толщина стенки трубки.
Удельную плотность потока теплоты q через поверхность конденсатора можно представить (обозначения на рис. 2.3) как
Ч ~ ап ((п~(Ст) »	(2.16)
(2.17)
<7=«B(f''T-fB).	(2-18)
Определив частные температурные напоры из (2.16) —(2.18) и затем просуммировав их, получим полный температурный напор между паром и
20
Рис. 2.3. Изменение температуры при переносе теплоты от пара к воде через стенку
водой:
/1	5	1 \	ч
t4~tn = q (— + г + — )• (2-19) \°п	X	°в /
Выражение в скобках представляет собой полное термическое сопротивление переносу теплоты от пара к воде:
1	Ь	1
/?= — + - + — = ЯЦ+ЯСТ+ЯВ,	(2.20)
ап	X	ав
где Rn — сопротивление переносу теплоты от пара к стенке; /?ст — сопротивление переносу теплоты через стенку; /?в — сопротивление переносу теплоты от стенки к воде.
Коэффициент теплопередачи Л является величиной, обратной полному термическому сопротивлению R:
пп X ов
Выражение к в (2.21) относится к случаю плоской стенки. Оно может быть использовано и для расчета тонкостенных трубчатых поверхностей вместо более точной формулы:
1
к = ------------------------------------ ,
1	d1	di	1	dj
— + ------ In ----- + ------- —
Cln	2X	d2	dB	d2
(2.22)
где dj и d2 — наружный и внутренний диаметры трубки.
Следует отметить, что формулы (2.21) и (2.22) не учитывают влияния на коэффициент теплопередачи отложений с обеих сторон трубки, которые появляются в результате эксплуатации конденсационной установки. В этом случае термическое сопротивление трубки рассчитывается как сумма частных сопротивлений отдельных и S,-
ее составляющих 2 -----. Отложения могут оказать существенное влияние на ин-
i>l X,-
тенсцвность теплопередачи. Так, отложения, например кальциевые, толщиной 6 = = 0,2 мм снижают коэффициент теплопередачи при конденсации чистого пара на 20-25%.
Для определения коэффициентов теплоотдачи ап и ав необходимо знать температуру поверхности трубки. Она может быть рассчитана при совместном решении уравнений теплообмена на паровой и водяной сторонах трубки (2.16) и (2.18) и общего уравнения теплопередачи (1.2). Получим расчетные уравнения в виде
к
(*n~*B);	-	’	,	(2.23)
ап
21
kdi
fCT=fB+ ----- (2.24)
ИЛИ
kb
= T (fn-fB)-	(2-25)
Уравнения (2.23) - (2.25) решаются методом последовательного приближения.
Коэффициенты теплоотдачи яп и ав для трубного пучка численно отличаются от коэффициентов, рассчитанных для одиночной трубки. Это вызвано различием условий конденсации в отдельных зонах, а следовательно, на каждой отдельной трубке из-за влияния на процесс теплопередачи большого разнообразия газогидродинамических и режимных факторов. Главными из них являются:
изменение скорости пара по мере движения (конденсации) его в трубном пучке;
влияние толщины пленки конденсата, связанное с рядностью трубного пучка, заливанием трубок конденсатом, режимом течения этой пленки;
тепловой перекос в трубном пучке, вызванный нагревом воды в трубках от входа к выходу;
неравномерность раздачи охлаждающей воды по трубкам;
изменение концентрации неконденсирующихся газов в паре в объеме трубного пучка;
неравномерность условий доступа пара к отдельным зонам трубного пучка на входе из-за влияния геометрических размеров входного патрубка и объема корпуса над трубным пучком, а также влияния выходной скорости пара из последней ступени.
Этот вопрос является одним из главных при разработке конденсаторов. Далее он рассматривается более подробно.
Точность расчета коэффициента теплопередачи в конденсаторе целиком зависит от достоверности определения его составляющих — коэффициентов теплоотдачи от пара к стенке и от стенки к воде, а также термического сопротивления стенки трубки.
Расчет главным образом сводится к определению среднего по поверхности пучка коэффициента теплоотдачи от паровоздушной смеси к стенкам труб асм. Трудность расчета асм обусловлена недостатком данных, отражающих количественную сторону процесса теплоотдачи со стороны пара.
Расчет теплоотдачи со стороны воды и термического сопротивления стенки не вызывает особых осложнений, так как этот процесс наиболее полно изучен, а имеющиеся данные вполне удовлетворяют требованиям расчета.
Термическое сопротивление стенки трубки зависит от теплофизических свойств материала трубки, геометрической формы ее поверхности и толщины стенки. В эксплуатации поверхность трубок с обеих сторон заносится отложениями. В этом случае поперечное сечение трубки оказывается неоднородным и состоящим из веществ разной теплопроводности.
22
В некоторых случаях, например, для создания условий несмачиваемости трубки конденсатом (капельная конденсация) ее поверхность покрывается специальными гидрофобными покрытиями, например на основе кремнеорганики, фторопласта и т. д. Эти вещества имеют плохую теплопроводность, и поэтому для получения положительного эффекта нанесенный на поверхность гидрофобный слой должен иметь минимальную толщину, исчисляемую суммарной толщиной нескольких молекул.
Таким образом, конденсаторная трубка практически оказывается многослойной и состоящей из разных материалов. Ее термическое сопротивление суммируется послойно и рассчитывается по формуле
и dj+t	di+i
R=Z — In ,	(2.26)
i=l Xf di
где dj+ j — наружный диаметр 1-го слоя; d, - внутренний диаметр /-го слоя; X/ -теплопроводность г-го слоя.
Обычно термическое сопротивление материала в балансе общего сопротивления незначительно. Однако при использовании трубок с низкой теплопроводностью оно может существенно сказываться на теплопередаче.
Интенсивность теплоотдачи при течении жидкости в трубке зависит от гидродинамического режима течения, теплофизических параметров жидкости и геометрической характеристики трубки.
Различают два режима течения жидкости в трубке: ламинарный и турбулентный. Ламинарный режим существует при числах Рейнольдса Re = wd/v < 2300. Здесь w - средняя по сечению трубки скорость, м/с; V — кинематическая вязкость жидкости, м2/с.
В конденсаторах вода поступает в трубки из водяных камер, в которых ее скорость мала. Трубки на входе скруглены для уменьшения входных потерь. Распределение скоростей на входном участке трубки можно считать равномерным. У стенок трубки образуются гидродинамический и тепловой пограничные слои с постепенно нарастающей толщиной вплоть до их слияния на оси трубы.
Длину начального участка трубки, на котором стабилизируются течение и теплообмен, при ламинарном режиме можно определить из выражения /нач =0,05d Re-Pr. При турбулентном движении начальный участок трубки для средней теплоотдачи равен Iнач яв 50d.
В конденсаторах скорость течения воды в трубках обычно принимается равной 1,5—2,5 м/с в стационарных установках и 3 м/с и более в энергетических установках судов [2]. Эти скорости соответствуют течению в конденсаторах со значениями чисел Рейнольдса, заметно превышающими нижний предел развитого турбулентного режима, т. е. Re > 10 000.
Для расчета коэффициента теплоотдачи в гладких трубках конденсаторов может быть использована предложенная М. А. Михеевым зависимость [48]
*
Nu = 0,021 Re °’8 Рг®’43(Ртж / Ргст) 0>25 6, .	(2.27)
Здесь за определяющую температуру принята средняя температура жидкости, а за определяющий размер - диаметр трубки. Отношение Ргж/Ргст учитывает изменение теплофизических свойств жидкости в сечении трубки; Ртст выбирается по температуре поверхности трубки. Коэффициент С/ учитывает изменение среднего коэффициента теплоотдачи за счет влияния начального участка трубки. Исследования показали, что при l/d >50 Cj = 1. В результате в реальных конденсаторах влиянием отношения l/d можно пренебречь, так как l/d >50.
Формула (2.27) пригодна для гладких круглых трубок и для любой жидкости в диапазонах чисел Рейнольдса Re =1 -104+5 • 106 и Прандтля Рг =0,6 +2500.
По числу Нуссельта можно получить коэффициент теплоотдачи с внутренней стороны трубки:
a=XNu/d2.	(2.28)
23
Если отнести коэффициент теплоотдачи а к наружной поверхности трубки, как это принято при расчете конденсатора, то (2.28) приобретает внд
^2
ав = а — = — Nil — = — Nu.	(2.29)
d\ d2 di di
Если раскрыть формулу (2.27) относительно коэффициента теплоотдачи, то получим
ав = Ви-в0-8(Ргж/РГсг)0-25,	(2.30)
где 0,021	/</2\0,8
В~~------- Рг°’43.
di \V / ж
Величина В вычисляется по теплофизическим свойствам воды, определенным по ее среднелогарифмической температуре в трубке.
Глава третья
ПЛЕНОЧНАЯ КОНДЕНСАЦИЯ ЧИСТОГО ПАРА
3.1. НЕКОТОРЫЕ ОСОБЕННОСТИ ПРОЦЕССА КОНДЕНСАЦИИ
Процесс конденсации пара — сложное физическое явление перехода пара в жидкое или твердое состояние. Он характеризуется скачкообразным изменением теплофизических свойств вещества: удельного объема, энтропии, внутренней энергии, энтальпии и теплоемкости.
Различают конденсацию в объеме пара, когда процесс происходит в гомогенных условиях, например при расширении пара в сверхзвуковых соплах Лаваля (может иметь место в ДУУ), или в гетерогенных, например при охлаждении пара на холодных трубках поверхностного конденсатора или на струях и каплях в смесительных аппаратах.
Процесс конденсации пара на холодной поверхности можно рассматривать как состоящий иэ нескольких последовательно протекающих явлений:
конденсирующийся пар подводится к границе фазового перехода и на поверхности происходит изменение агрегатного состояния вещества с образованием жидкой фазы;
выделившаяся при конденсации теплота парообразования передается охлаждающей стенке через слой конденсата, образовавшегося на поверхности;
конденсат с поверхности охлаждения в конденсаторах непрерывно отводится.
Каждое из перечисленных явлений может существенно влиять на интенсивность теплоотдачи при конденсации пара.
Скачкообразное изменение объема конденсируемого пара на границе раздела фаз вызывает приток к поверхности охлаждения новых порций пара из парового объема конденсатора. Скорость притока пара к поверхности зависит от поверхностной плотности теплового потока, удельного объема пара и теплоты парообразования.
24
В конденсаторах паровых турбин нормальная к поверхности трубки скорость подвода пара, например при поверхностной плотности теплового потока q = 2,5 х х 104 Вт/м2 и давлении конденсации 3 • 103 Па составляет около 0,5 м/с. По сравнению со скоростью пара в узком сечении трубного пучка конденсатора эта скорость ничтожно мала и практически не влияет на интенсивность конденсации. Сравнительно небольшая скорость подвода пара к поверхности при конденсации неподвижного пара определяется, как отмечалось выше, паровой нагрузкой и скоростью отвода теплоты парообразования охлаждающей жидкостью. Это и не позволяет сколько-нибудь существенно повысить скорость притока пара к поверхности, поскольку возможности отвода теплоты в конденсаторах ограничены теплоотдачей со стороны охлаждающей воды и термическим сопротивлением стенки трубки.
В начальный момент конденсации пара поверхность охлаждения покрывается адсорбированной мономолекулярной пленкой. По мере конденсации пара толщина пленки растет. Рост ее продолжается до определенной конечной величины, которая зависит как от скорости конденсации и скорости отвода пленки с поверхности, так и от условий взаимодействия жидкости с поверхностью охлаждения.
Различают два вида конденсации на твердой поверхности: пленочную и капельную. Пленочная конденсация возникает, когда поверхность охлаждения хорошо смачивается конденсатом. В этом случае поверхность покрывается сплошной пленкой конденсата (рис. 3.1,д), которая препятствует переносу теплоты в направлении холодного теплоносителя, снижает интенсивность теплообмена в конденсаторе.
Капельная конденсация возникает на поверхности охлаждения, которая плохо смачивается конденсатом. Благодаря этому на поверхности образуются капли различного размера, объединенные между собой очень тонкой пленкой с исключительно малым термическим сопротивлением (рис. 3.1,6). Капельная конденсация по сравнению с пленочной протекает более интенсивно.
Рис. 3.1. Фотографии пленочной (о) и капельной (6) конденсации водяного пара на горизонтальной трубке
25
В стационарном режиме конденсации пленка конденсата достигает определенной толщины, которая зависит от поверхностной плотности теплового потока, скорости пара, его теплофизических свойств и геометрии поверхности.
Отвод конденсата с поверхности происходит непрерывно отрывом капель и пленок и стеканием под действием сил тяжести. Прн конденсации движущегося пара скорость отвода конденсата по сравнению с неподвижным возрастает за счет механического воздействия скоростного потока на пленку прн обтекании ее в трубном пучке.
При конденсации температуры пара и конденсата на границе раздела фаз практически равны между собой н равны температуре, соответствующей давлению насыщения фазового перехода. Процесс сопровождается выделением теплоты парообразования на границе раздела фаз, которая отводится через жидкую фазу к охлаждающей стенке. Это приводит к тому, что пленка конденсата в целом должна переохладиться и иметь более низкую температуру (среднюю), чем насыщенный пар на границе раздела фаз. Степень такого переохлаждения конденсата зависит от теплового потока, теплофизических свойств конденсирующегося вещества, вида конденсации, условий конденсации и других факторов.
При капельной форме конденсации, как следует из условий термодинамического равновесия для искривленной поверхности раздела фаз, необходимо некоторое переохлаждение образующихся капель. Известно, что устойчивость образовавшихся капель зависит от соотношения давлений над поверхностью капли psr и в объеме пара Psoo, поверхностного натяжения жидкости на границе раздела фаз О, размеров капли и теплофизических свойств пара и конденсата.
Равновесное состояние капли в паровом объеме может быть описано уравнением Кельвина- Гельмгольца:
In PsrlPso°— (RTpd),	(3.1)
где R - газовая постоянная пара; Т, р — температура и плотность жидкости; d — диаметр капли.
Капля будет устойчивой, если psoo > psr при данном диаметре капли d. Если Psoo <Psz> капля будет испаряться. Такому состоянию для конденсации водяного пара в конденсаторах соответствуют капли весьма малых размеров (d as 2-10~7 м).
Вследствие неравновесности процесса конденсации на поверхности раздела фаз возникает скачок температур. Соответствующее этому скачку термическое сопротивление определено из газокинетических соображений и с некоторыми допущениями (рассматривая пар как идеальный газ) представлено как [6]
1 V 2тгЛп	/ / Рп	Рпов А
Дф~	(^п_Люв)/ I _________	~ 1 ,	(3.2)
Г	/ ' V Гп V ^пов /
где Ти и рп, Тпов и рпов - соответственно температуры и давления пара и конденсата на границе раздела фаз, К и Па; Rn - газовая постоянная для пара, Дж/(кг.К); г - теплота парообразования, Дж/кг; /- коэффициент конденсации.
Из формулы следует, что сопротивление на границе раздела фаз зависит от коэффициента конденсации f, давления пара и поверхностной плотности теплового потока q.
С учетом (3.2) общее термическое сопротивление на стороне конденсирующегося пара равно:
Д = 1/«п = Дпл + Дф,	(3.3)
где Rjuj - термическое сопротивление пленки конденсата.
Подсчеты, проведенные по формулам (3.2) и (3.3), показывают, что скачок температуры тем значительнее, чем меньше коэффициент конденсации и давление пара.
На рис. 3.2 приводятся графические зависимости скачка температуры на границе раздела фаз при изменении коэффициента конденсации f от 0,002 до 1 и давления конденсирующегося пара р от 5 до 100 кПа. Графики построены для случая конденсации неподвижного водяного пара на горизонтальной трубке с d = 20 мм при по-
26
Рис. 3.2. Зависимости скачка температуры на границе раздела фаз и коэффициента теплоотдачи при конденсации неподвижного пара от коэффициента конденсации при различных давлениях:
1 — 100 кПа; 2—10 кПа;
3 - 5 кПа [6]
верхносгной плотности теплового потока q = 29000 Вт/м2 [6]. На рис. 3.2 также приведены расчетные данные по влиянию на коэффициент теплоотдачи ап. сопротивления R для указанных выше условий. Как видно из графика, коэффициент теплоотдачи ап тем больше, чем больше коэффициент конденсации f н давление пара р.
Сведения о коэффициенте кон
денсации, имеющиеся в литературе, достаточно разноречивы, его значения для различных веществ и различных давлений оцениваются от 0,01 до 1.
Из сравнения значения коэффициента теплоотдачи ап, полученного из опыта, с рассчитанным по формуле Нуссельта для этих же условий [84] было установлено, что они с разбросом около ±20% совпадают по численному значению при (Гп — гст) > 15°С. В области температурных напоров (1п~^ст) < 15°С разброс опытных данных достаточно велик по обе стороны рассчитанной по Иуссельту кривой и объясняется неучтенными погрешностями опыта.
На основании этих исследований в [6] сделан вывод о том, что коэффициент конденсации для воды близок по своему численному значению к единице и поэтому при расчете коэффициента теплоотдачи от пара к стенке сопротивление на границе раздела фаз может не учитываться из-за его малости.
3.2. ПЛЕНОЧНАЯ КОНДЕНСАЦИЯ НЕПОДВИЖНОГО ПАРА
НА ОХЛАЖДАЕМОЙ СТЕНКЕ
При пленочной конденсации поверхность охлаждения со стороны пара покрывается сплошной пленкой конденсата, а теплота фазового перехода передается охлаждающей стороне через ее толщину. При непрерывном отводе конденсата с поверхности средняя толщина пленки 6 в заданной точке остается постоянной для данного режима и зависит от поверхностной плотности теплового потока q, температурного напора между паром и охлаждающей стенкой Дг и теплопроводности конденсата Хк. Для ламинарно стекающей пленки
q=XKAt/8.	(3.4)
Отсюда коэффициент теплоотдачи равен:
ИП ~ ХК/5-
(3.5)
27
Задача по определению коэффициента теплоотдачи ап сводится к отысканию толщины пленки конденсата. Впервые эту задачу теоретически решил В. Нуссельт [84], приняв при ее рассмотрении ряд допущений и ограничений, которые сводятся к тому, что:
течение пленки по поверхности ламинарное;
конденсируется насыщенный пар;
температура стенки постоянна;
в пленке отсутствует конвективный перенос теплоты, учитывается только перенос теплоты теплопроводностью в направлении, нормальном к поверхности пленки;
силы инерции по сравнению с силами вязкости и гравитации пренебрежимо малы;
на внешней поверхности пленки отсутствует касательное напряжение, т. е. между паром и пленкой нет трения;
температура внешней поверхности пленки постоянна и равна температуре насыщения пара;
силы поверхностного натяжения пленки не влияют на характер ее течения.
На рис. 3.3 показана схема пленочной конденсации по Нуссельту. Эти допущения значительно упростили задачу и позволили для описания течения жидкости в пленке использовать следующее дифференциальное уравнение движения:
Мк -----Г + (Рк-Рп)£ = 0.	(3.6)
dy
После интегрирования (3.6), использования уравнения материального баланса для пленки и выполнения некоторых преобразований с учетом (3.4) и (3.5) получается зависимость для расчета среднего коэффициента теплоотдачи при конденсации неподвижного пара на вертикальной стенке высотой Н
4	/ Рк'
«Вер — J .
3	7 4Мк (ГП-Т^)Я
Для плоской стенки с углом наклона к горизонту </> коэффициент теплоотдачи определяется как
«^ = «вер VsinsP.	(3.8)
Для горизонтальной трубы Нуссельт учел переменное значение угла <р по периметру и получил зависимость для расчета а в виде
/ р^гX^g
«гор = 0,728 / --* ---------,	(3.9)
V PK(fn — fci^
где агор — коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2-К); рк — плотность конденсата, кг/м3; г — скрытая теплота парообразования, Дж/кг; Хк — теплопроводность конденсата, Вт/(м-К); дк — динамическая вязкость
28
Рис. 3.3. Схемы пленочной конденсации по Нуссельту на вертикальной (с) и горизонтальной (б) трубках
конденсата, Н-с/м2; g — ускорение силы тяжести, м/с2; tn — температура насыщения пара, °C; Тот — температура стенки, °C;.d— диаметр трубки, м.
При расчете по формулам (3.7)—(3.9) значения рк, Хк и
дк выбираются по средней температуре пленки (гп + /с1) /2, а г — по температуре насыщения пара гп.
Формулы (3.7)—(3.9) для вертикальной трубки можно представить в виде
//вер ~ -^/ V HAt^n
и горизонтальной трубки
агор — 0,77.4/ •'У б/Д?пл>
,	4	/ Ркг
где А/пл = /ц~^ст> А - ~ ц/ ~л
3 V 4рк
(3.10)
(З.Н)
Формулы (3.7) —(3.11) описывают процесс конденсации чистого пара, свободного от неконденсирующихся газов. При наличии в паре даже небольшого количества неконденсирующихся газов расчет теплоотдачи может производиться по этим формулам только с введением соответствующих поправок, учитывающих ухудшающее воздействие газов на интенсивность конденсации. Этот вопрос рассматривается в следующих главах.
Анализируя формулы, можно убедиться, что коэффициент теплоотдачи зависит от физических свойств конденсата, температурного напора Д/пл и характерного геометрического размера d(H). Расчеты показывают, что с увеличением температуры пара при (г/Д/пл) - const коэффициент теплоотдачи возрастает. С увеличением d(Н) и At а падает.
С целью уточнения и дополнения теории Нуссельта по конденсации неподвижного пара был- проведено много теоретических и экспериментальных исследований. На рис. 3.4 сопоставляются результаты расчета по Нуссельту с опытными данными девяти авторов. Видно, что наряду с совпадением данных имеется и существенный разброс их по обе стороны от расчетной кривой. Анализ этих данных подтвердил, что для случая конденсации водяных паров (PrK > 1) при значениях параметров к = г КС At) > 5 влияние неучтенных Нуссельтом факторов на коэффициент теплоотдачи при пленочной конденсации мало и эти факторы могут не приниматься в расчете конденсации по формулам (3.7) - (3.11).
Действительные условия конденсации пара в конденсаторах существенно отличаются от принятых Нуссельтом. Здесь появляются новые факторы: многорядность трубных пучков, скорость пара, наличие воздуха в паре и т. д., которые существенно осложняют процесс конденсации по сравнению с идеализированным. Поэтому фор-
29
Рис. 3.4. Опытные данные по конденсации неподвижного водяного пара на одиночных горизонтальных трубках [5]:
I - Мак-Адамса и Форета; 2 - Отмеря; 3 - Морриса и Уитмена; 4 - Лоу-реса и Шервуда; 5 - Беккера и Мюллера; 6 - Отмеря и Бермана; 7 - Городинской; 8 — Хемасона; 9 — Бермана и Туманова
мула Нуссельта не может быть непосредственно использована для расчета конденсатора.
Ввиду большой сложности процесса конденсации пара в реальных конденсаторах до сих пор не разработаны строгие аналитические зависимости для расчета теплоотдачи со стороны пара. В целях восполнения этого пробела на практике используются зависимости, в которые вводятся формула Нуссельта как базовая, отражающая процесс конденсации неподвижного чистого пара на одиночной трубе, и поправки, учитывающие остальные воздействующие факторы. Опыт показал правомерность этого приема и его научную и практическую ценность.
3.3. КОНДЕНСАЦИЯ НЕПОДВИЖНОГО ПАРА
НА ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ ТРУБНЫХ ПУЧКАХ
Процесс конденсации неподвижного пара на пучках горизонтальных трубок существенно отличается от конденсации на одиночной трубке. Здесь имеет место уменьшение коэффициента теплоотдачи от трубки к трубке по ходу движения пара. Это объясняется утолщением конденсатной пленки на нижележащих трубках за счет стекающего с вышележащих трубок конденсата. В реальных условиях снижение интенсивности теплоотдачи вызывается также повышением концентрации неконденсирующихся газов, находящихся в паре, по мере его конденсации. При конденсации движущегося пара снижение интенсивности по глубине пучка вызывается уменьшением его скорости от ряда к ряду.
Влияние натекания конденсата на теплоотдачу обычно рассматривается в сопоставлении с теорией Нуссельта. В [84] анализ влияния стекающего конденсата основан на предположении о том, что условия конденсации пара в пучке горизонтальных трубок отличаются от условий конденсации на одиночной горизонтальной трубке лишь тем, что последовательное стекание конденсата с трубки на трубку влечет за собой увеличение тол
30
щины конденсатной пленки. Стекание конденсата при этом предполагается в виде непрерывной пленки, равномерной по всей длине трубки.
Течение конденсата по поверхности каждой трубки предполагается ламинарным, пар считается неподвижным, температурный напор для всех трубок — постоянным, влияние трения между паром и жидкой пленкой и дополнительная конденсация пара на пленке не учитываются. Вычисленные на основании этих предпосылок значения коэффициента теплоотдачи для трубок горизонтального ряда описывается зависимостью [7]
^1= [/0.75_(1. _1)0,75ь	(312)
«1
где Oj — средний коэффициент теплоотдачи для верхней трубки ряда; а, — средний коэффициент теплоотдачи для i-й трубки ряда.
Результаты расчета по (3.12) значительно расходятся с экспериментальными данными, так как при выводе (3.12) не было учтено, что средняя температура пленки, стекающей с трубок, меньше температуры насыщения. Переохлаждение приводит к дополнительной конденсации пара на пленке, стекающей в межтрубном пространстве;
пленка при падении ускоряется и приобретает дополнительное количество движения. Передача этого импульса приводит к уменьшению толщины пленки на нижележащей трубке;
действие поверхностных сил обусловливает стекание конденсатной пленки в виде отдельных капель и струй.
Учет одновременного действия перечисленных факторов на интенсивность теплоотдачи при конденсации пара на пучках трубок в настоящее время не представляется возможным. Аналитически удалось проанализировать влияние двух первых эффектов [31, 62]. Влияние натекающего конденсата проверялось экспериментально [7]:
/SAG, \ -°-07
ai i I
Сравнение этой зависимости с кривой Нуссельта говорит о значительном расхождении эксперимента с теорией.
Сопоставление опытных данных различных авторов [7] показывает, что не существует однозначной зависимости а,1а1 от номера ряда или симплекса 'Z&Gj/bGi [7]. Этот факт иллюстрируется на рис. 3.5. При-1
чины этих расхождений вызваны неучетом при обработке опытных данных дискретности течения конденсатной пленки при ее переходе с одной трубки на другую.
Близкая к реальной дискретная модель течения конденсатной пленки в горизонтальных трубных пучках приводится в [80(. В основе этой модели конденсации лежат почти все основные предпосылки теории Нуссельта о конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных трубок. Считается, что условия конденсации на нижних трубках отличаются от
31
Рис. 3.5. Относительное изменение коэффициента теплоотдачи по высоте пучка горизонтальных трубок [7]:
1 - теоретический расчет по Нуссельту; 2, 3 — данные Кутателадзе; 4 по Керну; 5, 6, 7— опыты Гудымчука; 8, 9, 10 — Фергюсона и Окдена; 11 - Юнга и Уоленберга; 12, 13, 14 - Бермана и Фукса; 15 — Шорта и Брауна
Рис. 3.6. Перетекание капель по трубкам горизонтального пучка. Диаметр трубки <7=12 мм; просвет между трубками: a-h = = 24 мм; б — h = 16 мм; в — h =4 мм
условий на верхней трубке ряда лишь тем, что происходит дополнительное неравномерное утолщение конденсатной пленки натекающим сверху конденсатом. Предполагается, что силы поверхностного натяжения существенно влияют на гидродинамику и теплообмен при конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных трубок. Именно эти силы обусловливают стекание конденсатной пленки в виде капель и струй.
Визуальные наблюдения за течением конденсатной пленки показывают, что капля, упавшая на трубку, перетекает по ней локализованно (рис.3.6). Это позволяет считать, что в зонах трубки, не занятых стекающей каплей, процессы конденсации протекают идентично с процессами на одиночной трубке, и поэтому теплоотдачу в этих зонах можно рассчитывать по известной формуле Нуссельта. Модель дискретного стекания конденсата в горизонтальном трубном пучке показана на рис. 3.7.
Если обратиться к результатам киносъемок и проследить за участком трубки, на который периодически падают капли с верхней трубки, то
32
Рис. 3.7. Модель дискретного стекания конденсатной пленки в горизонтальном трубном пучке:
а - без учета конденсата, образующегося в залитой зоне; б - с учетом конденсата; индексы: зт — залитая; св — свободная; 2, 3, 4 — порядковые номера трубок; 5о — толщина пленки
Рис. 3.9. Схематическое изображение участка трубки, залитого стекающим конденсатом
Рис. 3.8. Характер изменения площади, залитой перетекающими каплями конденсата на участке трубки
площадь S, занятая перетекающей каплей, оказывается меняющейся во времени, что схематически изображено на рис. 3.8. Общий вид функции будет выражаться следующим образом:
/(т) >0 при рТ< т < тк + рГ;
5 (т).
(3-14)
0 при 7К + рТ < 7 < (р + 1) Г,
где р = 0,1,2...
Рассмотрим в какой-то фиксированный момент времени участок трубки, длиной I, на котором одновременно существует несколько участков, занятых перетекающими каплями на разных стадиях своего развития (рис. 3.9). Пусть а0 — средний коэффициент теплоотдачи для поверх
33
ности трубки, не залитой натекающим сверху конденсатом, — средний по поверхности коэффициент теплоотдачи в i-й залитой зоне. Можно записать средний по поверхности /-й трубы коэффициент теплоотдачи для данного момента времени:
и > > ао FjcB + st
ап =------------------ .	(3.15)
/?/св + S
Здесь FjCB — площадь участка, не залитого перетекающими каплями для J-й трубки ряда. С учетом того что для любого момента времени выпол-и 
няется условие F]CB + ZS‘T =F, где F — общая площадь поверхности трубки, можно записать
={м р - fs; ] + f	(зяб)
Поскольку мы рассматриваем квазистационарныи процесс, то необходимо осреднить коэффициент теплоотдачи (3.16) за большой промежуток времени. При осреднении воспользуемся тем обстоятельством, что и агт являются в соответствии с (3.14) (см. также рис. 3.8) периодическими функциями. Это означает, что можно провести осреднение за период Т:
а}-= [a0(F-TriS') +a3^TnS]/F,	(3.17)
где «у — средний коэффициент теплоотдачи при конденсации пара на /-Й трубке; 5 — средняя площадь поверхности, залитой одной перетекающей каплей за период ее развития и перетекания; язт - средний коэффициент теплоотдачи на поверхности, залитой перетекающей каплей; п — среднее число капель, перетекающих по /-Й трубке в единицу времени.
Произведение TnS представляет собой осредненную по времени суммарную площадь, залитую перетекающими каплями на рассматриваемой трубке Fj3^. В этом случае средний коэффициент теплоотдачи преобразуется к виду
Относительное изменение коэффициента теплоотдачи по высоте ряда будет выражаться зависимостью
(3.19)
Здесь fj - функция натекания, которая характеризует относительную долю площади, занятой перетекающим конденсатом:
f^F^IF^TnS/F.
(320)
34
Если считать, что течение конденсата в залитой зоне сохраняется ламинарным, то по аналогии с решением Нуссельта средний коэффициент теплоотдачи в каждой зоне.можно выразить через среднюю толщину пленки:
а0=Х/50;	(3.21)
«зт = Х/6ЗТ.	(3.22)
Здесь $0 и 6ЗТ — средние толщины конденсатной пленки в свободной и затопленной зонах соответственно. В этом случае выражение для относительного изменения коэффициента теплоотдачи по высоте ряда можно записать в виде
а/ /«о = 1 - (1 - 5 о/53т)7/-	(3.23)
Эта зависимость наглядно отображает тот факт, что в рассматриваемом случае изменение теплоотдачи соответствует изменению по высоте площади, заливаемой натекающим конденсатом.
Изменение залитой площади по высоте ряда описывается функцией натекания 6. Для нахождения вида этой функции необходимо более подробно рассмотреть последовательное падение и перетекание капель с трубки на трубку. Очевидно, что для верхней трубки ряда, на которую не падают капли, функция натекания /1=0.
Далее будем считать, что верхняя трубка с единицы поверхности в единицу времени генерирует 7? капель. Тогда эти капли зальют на второй трубке ппощаДь F23t’ которая может быть записана как
F23t = T77FS.	(3.24)
Тогда
f2=Trjs.	(3.25)
В этом случае на второй трубке остается зона, не залитая перетекающим конденсатом. В дальнейшем для краткости ее будем называть свободной зоной. На второй трубке F2cb записывается в виде
^2св =F— F23t,
или с учетом (3.24)
F2c^F(l-Tt]S).	(3.26)
Исходя из сформулированных ранее предпосылок, будем считать, что образование и отрыв капель в свободной зоне происходят по тем же законам, что и на одиночной трубке. Если свободная зона второй трубки будет заливать на третьей трубке площадь F33I, то эту площадь можно выразить в виде, аналогичном соотношению (3.24), в которое будет подставлена площадь свободной зоны на второй трубке, т. е.
/’ззт = TllF2cBS.	(3.27)
Дополнительно на рассматриваемой (третьей) трубке будет существовать зона, залитая каплями, которые образовались на предыдущей трубке не в результате конденсации, а путем перетекания. Поэтому площадь, залитая такими каплями на рассматриваемой трубке,Ез'этбудет соответствовать аналогичной залитой площади на верхней трубке:
^’ззт=^2зт-	(3.28)
Таким образом, вся площадь залитой зоны на третьей трубке, так же как и на всех
35
последующих трубках, будет определяться двумя составляющими:
27ззт=^7ззт +^ззт-	(3.29)
Рассмотренный принцип изменения площади залитой зоны схематически проиллюстрирован на рис. 3.6.	( п
Подставляя в соотношение (3.29) величины F33T и F33T из (3.27) и (3.28)
с учетом (3.24) - (3.26), получаем
F33T = Tt]FS + Tt?F2cbS = Tr)SF (2- Tr]S) = Ff2 (2 -/2),
или
/з (2 -f2) = 1 - (1 -Л) 2-	(3.30)
Свободная зона на третьей трубке определяется из соотношения F3cB=F-F33T=F(l-f2)2.
По аналогии залитая зона на четвертой трубке ряда записывается следующим образом:
/'4зт =2Г4ЗТ + /’4 3J =F3cB T)S Т + F33T = (F — F33j)tjST + F33T,	(3.31)
или
А =/з + (1-/з)А-
Подставляя/3 из (3.30),получаем
Л=А(2-/2) +[1-/2(2-А)]А,
или
/4 = 1 - (1-А)3.	(3.32)
Проводя аналогичные преобразования для всех последующих трубок ряда и сопоставляя (3.30) и (3.32), получаем, что для любой трубки ряда функция натекания определяется степенной зависимостью
fj = 1-(1-/2у-«.	(3.33)
Как видно из этого соотношения, изменение функции натекания определяется номером ряда и функцией натекания второго ряда. Этот вывод значительно облегчает изучение процесса течения конденсатной пленки, поскольку можно сосредоточить усилия на теоретическом и экспериментальном исследованиях процессов образования и отрыва капель на верхней трубке ряда и перетекания этих капель по второй трубке.
В соответствии с (3.25) функция натекания для второго ряда /2 определяется средним периодом образования и перетекания отдельной капли Т, частотой отрыва капель с единицы поверхности 17 и средней за период Т площадью поверхности S, заливаемой одиночной каплей. Эта поверхность в свою очередь существенно зависит от Т, поскольку осреднение проводилось за весь период развития и перетекания отдельных капель. Величина 7' определяется не только геометрическими размерами падающих капель, но и паровой нагрузкой. Эта зависимость осредненной площади от нагрузки затрудняет дальнейший анализ. Поэтому удобнее перейти к такой форме записи соотношения (3.25), в которой осредненная площадь поверхности определялась лишь непосредственными характеристиками перетекающей капли.
36
Для такого перестроения необходимо заменить осреднение величины S за весь цикл отрыва и перетекания капли осреднением лишь за время непосредственного перетекания капли по трубке тк (рис. 3.8). В соответствии с определением средней величины и с учетом характера периодической функции ST соотношение (3.25) можно преобразовать следующим образом:
/2 =Ti]S =Тг) - J STdT = 7? [ j STdr + JSTdr] = Го	о тк
1 тк
=т?тк[ — JSTdT] =7?TKS.	(3.34)
тк о
Здесь 5 — средняя площадь, залитая отдельной каплей за период непосредственного перетекания капли по трубке.
Функцию натекания для /-й трубки с учетом (3.34) можно записать в виде
f. = 1- (I-TkuS)/-1.	•	(3.35)
Величина т? связана с количеством конденсата, образующимся на единице поверхности верхней трубки ряда , соотношением
Gi=T)mK,	(3.36)
где тк — средняя масса падающей капли.
Выражая т? через удельную нагрузку и массу капли из (3.35), получаем зависимость функции натекания для любой трубки ряда от удельного расхода конденсата, образующегося на верхней трубке ряда, и от физических величин, характеризующих перетекание отдельной капли:
fj = 1 - (1 -	{331)
Эта зависимость согласуется с утверждениями [21] о том, что относительное изменение коэффициента теплоотдачи не может определяться только номером ряда или комплексом Ё Gy/G;-.
При выводе зависимости для функции натекания был исключен из рассмотрения конденсат, образующийся в залитых зонах. Это предположение справедливо в том случае, если выполняется условие «зт/Оо 1- Влияние этого дополнительного конденсата можно учесть, если воспользоваться способом, аналогичным описанному выше.
Функция натекания для второго ряда в этом случае остается без изменения и определяется зависимостью (3.25).
Залитую площадь на третьей трубке можно мысленно представить как сумму трех составляющих (см. рис. 3.7,6):
Гззт ззт + ^ззт +*ззт-	'(3.38)
Здесь величины Г3зт и Г3зт имеют тот же смысл, что и в соотношении (3.29); величина F33T представляет собой площадь, залитую каплями, образующимися в результате конденсации пара в залитой зоне. Аналогично (3.24) площадь Г3зт будет определяться 7?д - частотой отрыва дополнительных капель с единицы по
37
верхности залитой зоны, средней площадью 5Д, занятой одиночной каплей за период ее развития, а также площадью поверхности залитой зоны К2зт на предыдущей трубке:
^ззт =	~f 2^2зт-	(3.39)
Тогда с учетом (3.27) и (3.28) залитая площадь на третьей трубке выражается в виде
^?3зт = T’tjT'zcb^ + ^2зт + ^дЧдЗ’дСгзт =
=f2 (F- F2зт) + F2 зт + /Чзт =Л (F- f2F) + fif+f'^F,
или
Уз^+ла-л+Л).	(зло)
Описанным способом можно получить рекуррентное выражение для любой трубки ряда:
fj = f2 +f,_l (1-/2 -Л).	(3.41)
Выражая f2 через характеристики отдельной перетекающей капли аналогично тому, как это сделано в (3.34), получаем
/2 =г?дТк,5'-	(3-42)
Частота отрыва капель будет связана с количеством конденсата, образующимся в залитой зоне, соотношением
Gi ~Vj\FiK.	(3.43)
Воспользовавшись предпосылкой о постоянном температурном напоре, можно получить связь между коэффициентами теплоотдачи и удельными расходами конденсата, образующегося в свободной и залитой зонах соответственно:
Gi'/Gi =азт/а0.	(3.44)
Последние три соотношения с учетом (3.34) позволяют выразить величину f2 через характеристики перетекающей капли тк, 5 и тк:
, Gqqp "Г xr S	О’ЧТ
Л = — — G1 = —Л;	(3.45)
а0	тк	а0
fj = /2 + //_ j [ 1 -Л(1 - «зт/«о) ] •	(3.46)
Были проведены сравнения результатов расчетов функции натекания с учетом конденсации в залитой зоне, с результатами расчетов, проведенных по соотношению (3.37). Сопоставления показали, что при конденсации водяных паров в обоих случаях результаты получаются одинаковые.
Дискретная модель натекания в горизонтальном трубном пучке при конденсации неподвижного водяного пара была экспериментально подтверждена [81]. На рис. 3.10 сопоставлены расчетные и опытные данные для двух температурных напоров Д/ = 6°С и Д/ = 14°С. На рис. 3.11 дано сравнение расчета с экспериментом для труб, расположенных на различных расстояниях. Видно, что расхождение расчетных и экспериментальных данных не превышает 2%.
38
Рис. 3.10. Влияние температурного напора на относительное изменение коэффициента теплоотдачи ло высоте ряда (h = 9 мм):
1 — Дг = 6°С; 2 - Дг = 14°С; 3,4 — результаты расчетов по дискретной модели для соответствующих температурных напоров
Рис. 3.11. Относительное изменение коэффициента теплоотдачи в зависимости от расстояния между трубками:	I
1 — экспериментальные данные, снятые на 3-й трубке ряда; 2 — на 5-й трубке’ 3,4 - результаты расчетов, выполненных по дискретной модели стекания
Рис. 3.12. Обработка опытных данных в координатах Nu—Яепл: 1 — 5 — номера труб
На базе дискретной модели можно провести обобщения опытных данных по конденсации неподвижного водяного пара в горизонтальных трубных пучках в координатах Nu—Renjl, если в число Рейнольдса Renn введена функция натекания JJ-. На рис. 3.12 представлена обработка опытных данных, полученных на пакете трубок при h = 9 мм в координатах Nu — Renjl без учета fj. Видно расслоение результатов в зависимости от положения трубки в ряде, характерное для всех проведенных опытов. Отсутствие единой зависимости Nu— /(Renn) связано с тем, что рассмотренное обобщение основывается на представлении о непрерывном стекании пленки по всей длине образующей трубки. В реальных условиях для участков конденсатной пленки, залитых перетекающими капЛями, характерны повышенные значения числа Рейнольдса. Кроме того, на поверх-
39
Рис. 3.13. Обобщение опытных данных по теплообмену при конденсации пара на вертикальном ряде горизонтальных трубок (обозначения см. рис. 3.12)
Рис. 3.14. Изменение коэффициента теплоотдачи на высоте ряда при различных расстояниях между трубками (Лг =14 °C) :
1 — h = 4 мм; 2 - h =6 мм; 3 - h =9 мм; 4 - h =24 мм; 5 — h =15 мм; 6 -
Л =16 мм
ности трубок имеются большие участки, свободные от воздействия натекающего конденсата, и течение пленки на этих участках характеризуется числом Re,in для одиночной горизонтальной трубки. Вводя в рассмотрение функцию натекания, можно определить число Renn, отражающее дискретный характер течения конденсатной пленки:
тга	п
Regn=— К Qjfn+mV-/,,)]	(3.47)
fir	1=1
Обработка опытных данных в виде зависимости Nu — Re* л, проведенная с учетом соотношений (3.37) и (3.47), представлена на рис. 3.13. Приведенный график подтверждает предположение о том, что учет дискретного характера течения конденсатной пленки устраняет расслоение опытных точек, полученных при конденсации водяного пара в области малых чисел Renn.
Интересно отметить, что применительно к фреонам оценка функции натекания показывает, что для экспериментов [21] уже на второй трубке ряда выполняется условие f2 1. Это говорит о том, что дискретный характер перетекания капель вырождается. В соответствии со структурой формулы (3.47) условие -> 1 означает, что Re^n переходит в обычное число Renn и для фреонов справедливо обобщение опытных данных в координатах Nu — Renjl, как это полагается в [21].
В опытах установлено влияние расстояния h между трубками ряда на теплообмен при конденсации неподвижного пара. На рис. 3.14 значения коэффициентов теплоотдачи на трубках ряда отнесены к экспериментальному коэффициенту теплоотдачи а0 на одиночной трубке. На этом графике представлены опытные результаты, полученные при температурном напоре Дг - 14°С на пучках с расстоянием между трубками h =4,5, 6, 9, 16, 24 мм. На всех исследованных расстояниях наблюдается монотонное снижение теплоотдачи по высоте ряда, но уровень, на котором происходит это снижение, различен. Так, для пакетов трубок ch =4, 9, 16,
40
24 мм коэффициенты теплоотдачи не превышают а0 и максимальное расслоение опытных данных, наблюдающееся на пятой трубке, не превышает 7%.
При сближении трубок до расстояний h = 5 и 6 мм в опытах наблюдалось относительное возрастание коэффициентов теплоотдачи на всех трубках пучка, кроме нижней. Интенсивность теплообмена на первой трубке ряда возрастает на 5—12% по сравнению с одиночной трубкой. На рис. 3.15 приведена зависимость коэффициентов теплоотдачи на верхней трубке, отнесенных к а0, от безразмерного межтрубного зазора h =hja, где а — капиллярная постоянная. Такая обработка опытных данных показывает, что обнаруженное увеличение теплоотдачи связано с возрастающей ролью сил поверхностного натяжения. Воздействие поверхностных сил приводит к тому, что при сближении трубок изменяется масса капель, перетекающих с трубки на трубку. В экспериментах получена зависимость массы перетекающей капли тк от диаметра трубок и межтрубного расстояния. Результаты измерений тк приведены на рис. 3.16, на котором введены следующие обозначения:
«1К	4
тк = ------------------; We = — .	(3.48)
(2 \ 0,5 /О \ 1,5	а
— )	I — )
Р /	V S !
Киносъемка процесса конденсации показала, что каждый акт отрыва капли от нижней образующей трубки приводит к возникновению отдельных затухающих волн в поддонном слое конденсата.
Рис. 3.15. Влияние межтрубного зазора на коэффициент теплоотдачи на верхней трубке ряда
Рис. 3.16. Влияние межтрубного зазора на массу отрывающейся капли:
1 - диаметр трубки d =8 мм; 2 — d =12 мм; 3-d =16 мм; 4 - d =25 мм
41
Уменьшение массы перетекающей капли при сближении трубок ведет к росту частоты отрыва капель, а следовательно, и к увеличению интенсивности волнообразования. Наличие волновых процессов приводит к увеличению коэффициента теплоотдачи. Сопоставление графиков показывает, что максимальное увеличение теплоотдачи наблюдается при h = 2, когда размеры перетекающей капли минимальны. Рисунок 3.16 подтверждает вывод [46] о том, что влияние внешней геометрии системы на процессы, определяемые локальными межфазовыми взаимодействиями, проявляется в тех случаях, когда внешние масштабы становятся соизмеримыми с внутренними линейными масштабами.
3.4. ВЛИЯНИЕ СКОРОСТИ ПАРА И ГЕОМЕТРИИ ПУЧКА
НА ТЕПЛООТДАЧУ ПРИ КОНДЕНСАЦИИ
Теоретический анализ влияния скорости пара на теплоотдачу был выполнен Нуссельтом для случая пленочной конденсации на вертикальной стенке. При этом Нуссельт считал, что при механическом взаимодействии пара и пленки конденсата уменьшается толщина последней и, соответственно, ее термическое сопротивление. Результаты расчета Нуссельт представил в виде соотношения
djl
— = Ф(ПД),	(3.49)
«н
где Пд = pnWaaHl(pK\Kg); здесь ап - коэффициент теплоотдачи при конденсации движущегося пара; wn — скорость пара (принята постоянной по всей поверхности).
Основные результаты исследования Нуссельта иллюстрируются на рис. 3.17. Эффективность теплоотдачи возрастает, как видно из рисунка, с повышением давления и скорости пара. В условиях эксплуатационного вакуума влияние скорости оказывается незначительным.
В конденсаторах скорость пара по мере его движения вдоль поверхности теплообмена вследствие конденсации части пара уменьшается. Средняя скорость определяется геометрическими размерами поверхности охлаждения и степенью конденсации пара Д. В [4, 6] было обнаружно, что при
Рис. 3.17. Изменение коэффициента теплоотдачи а в зависимости от скорости направления движения пара при различных давлениях:
Н = 1 м; Дг = 10°С; левая сторона — движение пара снизу вверх; правая сторона — движение пара сверху вниз
42
использовании одного только параметра Пд нельзя получить однозначную зависимость для отношения ап / ан.
Выразив безразмерное касательное напряжение в виде функции числа Рейнольдса пара Ren, а также использовав результаты работы [43] по влиянию трения и перепада давления на среднюю скорость ламинарного течения пленки на горизонтальной трубке, в [4] было получено уравнение для случая конденсации движущегося пара в виде
ап/ак = Ф(П,Ыин, Ren),	(3.50)
(3.51)
или в степенной форме
«п/«н = АПа Nu* Reg ,
где n=pnwg/(pKgd?).
По опытным данным ВТИ в области давлений пара рп = (5^100) кПа, температурных напоров ДГ=2,5-М5°Си Ren =500-^6000 получено
ап/ан = 28,ЗП°’О8М1н0’5.	(3.52)
В [16] приведены результаты исследований конденсации пара на горизонтальных трубках в области малых чисел Ren: от 46 до 846. При малых числах Ren влияние скорости на коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара оказалось весьма существенным. Опыты были описаны обобщенной зависимостью
«п/ан = 1 +9,5.103Ren1’8/%/N“«1.
(3.53)
В опытах ВТИ, проведенных на двухрядном шахматном пучке с 72 латунными трубками 19/17 длиной 522 мм, было выявлено значительное влияние степени конденсации на интенсивность теплообмена как в целом по пучку, так и в отдельных рядах трубок. В [8] на основании теоретического анализа и опытных данных по этому пучку получена формула для приближенного расчета среднего коэффициента теплоотдачи с учетом степени конденсации Д движущегося чистого пара в горизонтальном трубном пучке, имеющем один ход охлаждающей воды:
2 \ 0,08
Pnwno X / PKgdi /
PKgrdl \ 0,125 А	0,84
Хк^кАг/ 1-(1-Д)0’84 „о.°75 }
Значения ап, вычисленные по (3.54), значительно отличаются от опытных при высоких степенях конденсации пара, что объясняется автором существенным влиянием местных концентраций воздуха в паре в нижних рядах пучка. Хорошее совпадение опытных и расчетных данных получено при степенях конденсации примерно 40% [8].
При конденсации пара в горизонтальном трубном пучке средний коэффициент теплоотдачи помимо других факторов зависит от средней скорости пара в пучке, которая определяется выражением
wn = - J wndF.	(3.55)
F F
43
Определение местных значений м>п в трубном пучке представляется трудным, поэтому целесообразнее учитывать вдряние на величину среднего коэффициента теплоотдачи известной скорости пара на входе в трубный пучок vvn0.
Однако в этом случае при одинаковой скорости пара на входе в пучок wEо = const значение среднего коэффициента теплоотдачи ап будет различным в зависимости от геометрических характеристик (компоновки) трубных пучков. Если рассматривать теплообмен при конденсации пара во всем трубном пучке как внутреннюю задачу, а теплообмен каждой отдельной трубки как внешнюю задачу, то можно записать
«п = Ф(и'по,/7Л.	(3.56)
где /- площадь проходного сечения для пара в узком сечении между трубками по периметру трубного пучка; F — площадь поверхности теплообмена трубного пучка. Симплекс f/F в этом случае в определенной мере характеризует геометрию пучка. Отношение f/F для трубного пучка можно представить в виде
F TrdynL irdtn
где S - периметр набегания пара в узком сечении между трубками по периферии трубного пучка; п — количество трубок в пучке; L — длина трубки; 5 — относительный периметр набегания пара на трубный пучок.
Таким образом, геометрической характеристикой горизонтальных трубных пучков с различной компоновкой в определенной мере является относительный периметр набегания пара на трубный пучок, представляющий собой отношение гидравлического периметра S к суммарному периметру поверхности трубок в поперечном сечении пучка (тгс/рг).
Величина S в общем виде учитывает изменение скорости пара в трубном пучке (при известной скорости пара на входе) и косвенно учитывает влияние стекающего конденсата на теплоотдачу, так как S характеризует глубину трубного пучка.
Безразмерный периметр S может быть использован также и при расчете простых горизонтальных коридорных или шахматных пучков. Если число трубок в одном горизонтальном ряде коридорного пучка обозначить через и', а число горизонтальных рядов по высоте пучка - через п", то
_ ( 5 X 1
5 = I-------1 ---.	(3.58)
\7rdjn' / п"
Считаем, что проходное сечение пучка остается постоянным (S = const, п' = const) а изменяется только число рядов трубок по высоте пучка. Тогда средний коэффи циент теплоотдачи
(А \ *	S
Пп ~ I---I ; А = --------- = const,
\ п" /	irdin
или
ап~АХ --------- .	(3.59)
W \
44
Рис. 3.18. Обработка опытных данных по зависимости ctn/aH =/(NuH, П) [73]:
_ 1 - конденсатор двухходовой, 5 =0,01315; 2 - четырехходовой, 5 =0,01695; 3 - четырехходовой, S =0.0203; 4 - четырехходовой, 5=0,0169; 5-двухходовой, 5 =0,0101; 6 - двухходовой, 5 =0,00935; 7 - одноходовой, ^=0,00434
Рис. 3.19. Обобщенная зависимость по теплопередаче при конденсации пара в трубных пучках конденсаторов (73]:
1 - FK = 540 м2 (двухходовой конденсатор, У =0,01315); 2 - FK = 195 м2 (четырехходовой, S =0,0161) ; 3 - FK = 120 м2 (четырехходовой,£=0,0182); 4 - FK = 150 м2 (одноходовой, У =0,0161) ; 5- FK = 280 м2 (четырехходовой, У =0,01695) ; 6 - FK = = 65 м2 (четырехходовой, S =0,0203); 7 - FK = 935 м2 (двухходовой, У =0,0101); 8 - FK = 30 м2 (двухходовой, У =0,00935); 9-Fk=310m (одноходовой, У =0,00434); _10 - FK = 1750 м2 (двухходовой, У =0,00603); П - FK =9115 м2 (двухходовой, У = = 0,00673) ; 12 - FK =6200 м2 (двухходовой, У =0,006)
Рис. 3.20. Обобщение данных по зависимости ап/Он =/(NuH, П, z) [73]:
1 - F =65m2,z =4,3=0,0203,КТЗ; 2-F=280m2,z =4,3 =0,01695,КТЗ; 3-F=195m2,z =<.,_
1,3 = 0,00434, КТЗ; 5 - F=9115 m2,z =2,3 =0,00673, ХТГЗ; 6-F =1750m2,z =2,3 =0,00503, ЛМЗ; 7-F 0,006, УТМЗ
4,S =0,0610,KT3; 4-F=980m2, ~	’= 2x2649м2, z =2,
II If
N fC*5
В (3.59) учитывается влияние числа горизонтальных рядш трубок по высоте пучка на величину ап аналогично другим зависимостям [7,45].
Обработка опытных данных по зависимости ап/ан ~f ОЬ Йин) дает значительное расслоение опытных точек для конденсаторов, имеющих различное число ходов охлаждающей воды z и различную плотность трубного пучка (рис. 3.18 и 3.19). При обработке опытных данных средняя скорость пара на входе и'по определялась по периметру набегания пара на трубный пучок в узком сечении между трубками.
В многоходовом трубном пучке из-за меньшего температурного напора в верхних ходах конденсатора конденсируется и меньшее количество пара по сравнению с одноходовым пучком. В связи с этим в нижней части пучка поддерживается более высокая скорость пара, происходит менее резкое падение локальных ап, соответственно возрастает и значение среднего для всего пучка коэффициента теплоотдачи ап. Учесть перераспределение температурного напора по ходам при известном значении' среднего для всего конденсатора температурного напора представляется затруднительным. Поэтому целесообразнее ввести в уравнение теплоотдачи поправку на число ходов воды, учитывающую изменение температурного напора в отдельных зонах поверхности.
С учетом полученной геометрической характеристики трубных пучков обработка опытных данных по всем исследованным конденсаторам может быть выполнена по безразмерным зависимостям:
— = AIIeNu* (z)(//F)c.	(3.60)
°н
Такая обработка, представленная на рис. 3.20, дала удовлетворительный результат для всех исследованных конденсаторов. С учетом найденных численных значений коэффициента А и показателей степеней а, Ь, с зависимость (3.60) записывается [73] так:
— = ign^NuH0,5 «н
(3.61)
где f/F - относительный периметр набегания пара на трубный пучок. S = f/F в более общем виде учитывает влияние геометрии трубного пучка на «п ив совокупности с числом П = pwnol(pgdi) характеризует гидродинамическое подобие пучков.
Таблица 3.1. Геометрические характеристики конденсаторов
Поверхность охлаждения, м2	Компоновка трубного пучка	Материал трубок	Диаметр трубок, мм/мм	Число ходов охлаждающей воды	Относительный периметр набегания пара
30	Смешанная	Мельхиор	14/12	2	0,00935
65	Веерная	Латунь	16/14	4	0,02030
120			16/14	4	0,01820
125		Мельхиор	15/12,5	1	0,01700
195		Латунь	16/14	4	0,01610
280			19/17	4	0,01695
540			19/17	2	0,01315
540	Ленточная		19/17	2	0,01010
1750			24/22	2	0,00603
2 x 2649			24/22	2	0,006
9115			28/26	2	0,00673
48
В исследованных конденсаторах S = f/F имело различные значения от 0,06 до 0,0203. Как показали опыты, значение 5 оказывает заметное влияние на средний коэффициент теплоотдачи при конденсации пара в трубном пучке конденсатора.
С целью выявления границ применимости зависимости (3.61) для конденсаторов, имеющих значительно большую поверхность, были использованы опытные данные по испытаниям конденсаторов с площадью поверхности 1750 (ЛМЗ), 6200 (УТМЗ) и 9150 м2 (ХТГЗ). Геометрические характеристики этих конденсаторов приводятся в табл. 3.1. Как видно из рис. 3.20, полученная зависимость (3.61) удачно описывает процесс и в конденсаторах, на порядок отличающихся от самых крупных конденсаторов КТЗ, на основании испытаний которых была получена зависимость (3.61).
Глава четвертая
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССА КОНДЕНСАЦИИ ПАРА В ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ ТРУБНЫХ ПУЧКАХ
4.1.	НЕКОТОРЫЕ ВОПРОСЫ ИССЛЕДОВАНИЯ КОНДЕНСАЦИИ ПАРА В НАТУРНЫХ КОНДЕНСАТОРАХ
Несмотря на широкое использование конденсаторов, физические процессы в них остаются до сих пор мало изученными, и поэтому новое проектирование — всегда сложная научно-техническая задача. Наибольшую трудность в этой задаче представляет расчет теплообмена со стороны пара, при котором происходит процесс конденсации.
Достаточно отметить, что в процессе конденсации пара в конденсаторах образуется двухфазная двухкомпонентная среда с переменными по поверхности охлаждения газодинамическими и теплофизическими параметрами. Весьма существенным также является изменение концентрации неконденсирующихся газов в паре по мере его конденсации. Поскольку в конденсаторе паровой турбины процессы происходят при низком абсолютном давлении, неизбежно проникновение воздуха извне в конденсирующийся пар. При этом возникает неравномерность концентраций вдоль траектории движения паровоздушной смеси в отдельных зонах пучка.
Если к изложенному добавить влияние на интенсивность теплопередачи геометрических параметров конденсатора, характеристики эжектора и необходимость обеспечения в трубном пучке максимальной десорбции газов из конденсата, то сложность процесса, а следовательно, и его расчета с учетом всех взаимодействующих факторов становится еще более очевидной.
Анализ системы дифференциальных уравнений, описывающих процесс конденсации, позволяет получить список чисел подобия и перейти к исследованию теплоотдачи методами теории подобия.
49
Так, в [45] приводятся следующие безразмерные числа:
gl3
Аг - — (1 — Рп/Рк) — число Архимеда — соотношение между си-
лами гравитации и вязкости;
К =	— число Кутателадзе — соотношение между теплотой
фазового превращения и теплотой переохлаждения пленки конденсата;
Nu = oZ/X — число Нуссельта — безразмерный коэффициент теплоотдачи;
Рг = цС/Х — число Прандтля — мера подобия физических свойств.
При анализе процесса конденсации движущегося пара система критериев дополняется новыми комплексами:
Re = wnl/vn — число Рейнольдса — соотношение между силами инерции и вязкости;
Пц = «нРп^п/ (&^кРк) - число, учитывающее влияние на теплоотдачу динамического воздействия пара на пленку конденсата.
Для случая пленочной конденсации насыщенного пара в аппарате заданной конфигурации критериальное уравнение может иметь вид
Nu = Ф (Ren, Пд, Аг, Рг, К).	(4.1)
Для описания процесса конденсации в разных конструкциях в (4.1) должны быть введены поправки, учитывающие влияние на интенсивность процесса геометрических и конструктивных факторов. Так, например, уравнение теплоотдачи в конденсаторах турбин с разной конфигурацией пучка может быть скорректировано поправками, отражающими условия входа пара в пучок и изменения температурного напора в многоходовых конструкциях. В этом случае, с учетом того что число Ren может быть исключено из списка безразмерных чисел, так как оно в определенной мере отражается числом Пд, уравнение (4.1) имеет вид
№ = Ф[Пд,Аг, Рг,Х,/й,/ь],	(4.2)
где fa, fb — функции, характеризующие геометрию трубного пучка, условия раздачи воды по зонам и пр.
При расчете конденсаторов в качестве определяющей температурной разности используется, как правило, среднелогарифмический температурный напор Afig, рассчитанный по температурам входа и выхода воды и температуре насыщения пара. Определение коэффициентов теплоотдачи и теплопередачи по результатам испытаний натурных конденсаторов также производится с учетом Azig. Вместе с тем известно, что условия теплоотдачи отличаются по ходам воды, и, следовательно, действительный температурный напор
Ar=/(Arlg,z)=/(ATlg,/fe),	(4.3)
где z — число ходов.
Отсюда следует, что коэффициент теплоотдачи ап и его безразмерный аналог Nu оказываются функциями числа ходов. Иными словами, в формулу для определения Nu должна входить поправка на число ходов,
50
после чего конденсатор можно рассчитать по среднелогарифмическому температурному напору. Итак,
Nu = Ф (Пд, Аг, Рг, /с, fA, z).	(4.4)
Изучение теплоотдачи при конденсации пара в трубных пучках конденсаторов экспериментальными методами является сложной задачей в связи с трудностью обобщения полученных результатов. В настоящее время стало совершенно очевидным, что перенести опытные данные по конденсации, полученные на одиночной трубке или макетном пучке, на натурный образец нельзя из-за несоответствия условий протекания процессов. При этом различие в условиях может оказаться таким, что использование опытных данных одиночных трубок недопустимо даже для ориентировочных расчетов. Так, например, известно, что каждая трубка натурного конденсатора, а их может быть в пучке несколько десятков тысяч, работает в особых условиях, которые характеризуются: во-первых, местом ее расположения в пучке и эффектами, вызванными воздействием на нее окружающих трубок, например количеством натекающего на нее конденсата, значением поверхностной плотности теплового потока и т. д.; во-вторых, различным влиянием аэродинамических и режимных факторов (скорости парового потока, температурных напоров, расходов и т. д.); в-третьих, влиянием переменной концентрации неконденсирующихся газов в паре по мере его конденсации и условий отвода воздуха; в-четвертых, воздействием факторов, связанных со степенью совершенства геометрической формы трубного пучка, со степенью согласованности режимов совместной работы пучка й воздухоудаляющего устройства. Может быть добавлен еще ряд условий: степень провисания трубки, условия накипеобразования, направления потоков и т. д.
Таким образом, несмотря на общность процесса конденсации на трубках и в трубном пучке, можно отметить ’’индивидуализацию” каждой отдельной трубки по интенсивности теплообмена. Проследить за этой ’’индивидуальностью" не представляется возможным. Это и не нужно, поскольку количественный результат не удается распространить на другие условия, где каждая труба будет работать по-иному. Становится очевидным, что процесс конденсации пара в трубных пучках может быть обобщен только по результирующему эффекту, полученному на всей поверхности кон денсатора.
Таким образом, задача рационального проектирования конденсаторов с целью получения оптимальных условий по тепломассообмену может быть в настоящее время решена только экспериментальными методами с использованием теории подобия. Успех в решении этой задачи может быть обеспечен широким экспериментом на большом количестве разнообразных натурных образцов.
4.2.	МЕХАНИЗМ ДВИЖЕНИЯ КОНДЕНСАТА
В МЕЖТРУБНОМ ПРОСТРАНСТВЕ
Одним из принципов рационального проектирования конденсаторов паровых турбин является организация движения потока пара в трубных пучках таким образом, чтобы на пути движения от входа к воздухоотсо-су не располагалось более 25—30 последовательно расположенных рядов трубок. Это диктуется ухудшающим влиянием на интенсивность конденсации заливания нижележащих трубок конденсатом, стекающим с вышележащих трубок.
Исследования механизма накопления и отвода конденсата в межтрубном пространстве горизонтальных трубных пучков, проведенные при поверхностных плотностях теплового потока (3—15)4 О4 Вт/м2 в диапазоне давлений конденсации 5—80 кПа [69], показали, что отвод конденсата происходит в виде капель или струй. Они формируются из массы
51
конденсата, скапливающегося в поддонном слое. Распределение капель вдоль нижней образующей определяется удельной плотностью теплового потока, условиями натекания пара на поверхность конденсации и взаимным расположением трубок в трубном пучке.
При конденсации неподвижного или слабодвижущегося пара (до 5—8 м/с) расстояние между каплями приблизительно пропорционально V <7/(Рк ~Рп7-
С ростом скорости движения пара большее количество капель сосредоточивается в относительно застойных зонах, например вблизи трубных перегородок. При этом участки скопления по три-четыре капли чередуются с участками,свободными от капель конденсата. Типичная картина движения конденсата на пяти первых рядах трубного пучка с коридорной разбивкой показана на рис. 4.1. Она соответствует режиму конденсации с поверхностной плотностью теплового потока примерно 7 -105 Вт/м3 и скоростью пара в узком сечении около 15 м/с.
С помощью киносъемки удалось обнаружить некоторые ранее не отмечавшиеся особенности течения конденсата. При скоростях парового потока в узком сечении первого ряда до 15—20 м/с места возникновения капель остаются одними и теми же в течение длительного периода, исчисляемого десятками минут, при поддержании давления конденсации и скорости парового потока постоянными.
Диаметр основания капли в начальный момент ее роста приблизительно равен ширине поддонного слоя. Последний занимает сектор в нижней части трубки около 60°. Под действием парового потока капли, как правило, совершают циклические смещения влево—вправо вдоль нижней образующей относительно первоначального места образования. Амплитуда колебаний составляет один-два диаметра основания капли. При этом отмечаются случаи слияния соседних капель с быстрым последующим отрывом.
Визуальные наблюдения и анализ фотодокументов показывают, что скорость парового потока вплоть до 60 м/с в узком сечении слабо сказывается на геометрической форме капель. Это объясняется, вероятно,
Рис. 4.1. Распределение конденсата вдоль нижней образующей горизонтальных трубок
52
тем, что капли формируются в поддонной, ’’затененной” от потока зоне.
При скоростях нисходящего потока пара до 10 м/с распределение конденсата по поверхности трубки симметрично относительно вертикальной плоскости, проходящей через ось, и профиль пленки визуально мало различается в пределах углов от 0 до 150° (за начало отсчета принята лобовая точка трубки). Рост скорости парового потока сказывается прежде всего на характере течения конденсата
Рис. 4.2. Распределение конденсата по периметру горизонтальной трубки (при и'п>ь0м/с)
в лобовой части — пленка становится явно асимметричной относительно горизонтального диаметра трубки.
При скоростях 60 м/с и выше по обе стороны трубок из конденсата, сдуваемого паровым потоком в зоны, ограниченные углами 100 150е, начинают формироваться валики. Высота валиков постепенно возрастает от первого вертикального ряда к последующему, достигая максимальной высоты 5—7 мм. В дальнейшем может произойти смыкание конденсата соседних трубок (рис. 4.2).
Под действием парового потока происходит интенсивное колебание скоплений конденсата и отрыв капель конденсата небольшого (1—1,5 мм) диаметра. При скоростях wn = 90-ИЮ м/с капли становятся настолько мелкими, что образуется туман. Переход от режима течения пленки без отрыва капель с боковой поверхности к режиму со срывом определяется числом Вебера We = pw^ti jo, характеризующим связь динамического на
пора и сил поверхностного натяжения в конденсате.
Скоростной эффект воздействия парового потока проявляется также в сильном утоньшении пленки конденсата в лобовой части трубки и возможном ее частичном разрушении. В таких специфических условиях термическое сопротивление пленки на большей части трубки может резко уменьшиться и соответственно возрастет средний коэффициент теплоотдачи трубки в целом. Это подтверждается опытными данными, приведенными на рис. 4.3, из которого видно, что коэффициент теплоотдачи первых шести рядов превышает коэффициенты теплоотдачи последующих в несколько раз, а коэффициент теплоотдачи второго и третьего рядов оказываются также больше, чем аг. На рис. 4.4 аналогичные опытные данные приводятся для случая частичной конденсации пара в пучке. Видно, что при больших нагрузках [q = (КН15)  104 Вт/м2] коэффициент' теплоотдачи на втором ряду в 1,15-1,25 раза больше, чем а1г а а2-?15 >а1-
Опыты по конденсации высокоскоростного парового потока показали, что процесс конденсации (особенно в плотных пучках при высоких паровых нагрузках, когда происходит смыкание по конденсату соседних рядов) характеризуется неустойчивостью режимов накопления, дробления и схода пленки. Именно этим объясняется тот факт, что характер изменения а локального на 1—10-м рядах пучка (рис. 4.3, 4.4), резко изменяется с переходом с режима на режим. Этим же можно объяснить
53
зафиксированное в некоторых опытах превышение коэффициента теплоотдачи на 3—6-м рядах по отношению к первому.
Обобщая результаты наблюдений за характером движения конденсата в различных зонах многорядных трубных пучков, следует отметить, что в подавляющем большинстве случаев отвод конденсата происходит каплями приблизительно одинаковых размеров (0 5—6 мм) и формы.
Известно, что при отрыве капля разделяется на три части. Одна часть при отрыве падает вниз, вторая образует малую каплю-”спутник”, а третья остается на месте формирования капли. При малом диаметре перешейка капля-”спутник” летит вверх, при большом — вниз. Поэтому масса оторвавшейся капли может до 30—40% отли-
Рис. 4.3. Изменение относительного коэффициента теплоотдачи по глубине трубного пучка при полной конденсации пара:
О - ёп = 94 кг/(м2-ч), рк = = 0,075-10s Па, гп = 114 м/с; □ - #п = 150 кг/(м2-ч), рк = = 0,137-10s Па, Vjj = 106 м/с; х — gn = 168 кг/(м2-ч), Рк = = 0,196-Ю5 Па, vn = 90-6 м/с; л - £п = 326 кг/(м2-ч), рк = = 0,461-10s Па, vn = 98,3 м/с
Рис. 4.4. Изменение относительного коэффициента теплоотдачи по глубине трубного пучка при частичной конденсации пара (35-40%) :
0 - <7п =88 кг/(м2.ч), рк = = 0,15-10s Па, Wi =172 м/с; ° - ?п = 129 кг/(м2 ч), рк = = 0,18-10s Па, Wi =172 м/с; х - qn = 175 кг/(м2-ч), рк = = 0,26-10s Па, Wi =210 м/с; л - <7п = 220 кг/(м2-ч), рк = = 0,34-10s Па, Wi = 200 м/с
54
чаться от массы висящей капли. Масса оторвавшейся капли М является весьма сложной функцией радиуса шейки капли г ш в момент отрыва, отношения этого радиуса к объему капли V и коэффициента поверхностного натяжения О
M-2TTrinaf(.rIU, V).	(4.5)
Определение объема капли подразумевает непосредственное измерение кривизны поверхности, что представляет значительные трудности. Задача несколько упрощается для сферической поверхности, где оба радиуса кривизны равны, что дает основание характеризовать условие отрыва отношением радиуса перешейка капли к радиусу кривизны капли. По опытам [69] (рис. 4.5) это отношение в момент отрыва равняется примерно 0,1. Опытами установлено, что отвод конденсата отрывом от трубы отдельных капель характерен только для поверхностных тепловых потоков до 3-104 Вт/м2. С дальнейшим ростом гидравлической нагрузки большая скорость подтекания жидкости к месту образования капли определяет следующий механизм развития капли. Капля, перекатываясь по трубке, увлекает за собой часть конденсата и вытягивает за собой перемычку (рис. 4.6, 4.7). Размеры ее определяются теплофизическими свойствами конденсата, формой поверхности конденсации и геометрией пучка. В испытанном пучке с коридорной разбивкой (где расстояние между трубками по высоте равнялось 16 мм) геометрические характеристики капель были следующими: радиус сферической части R = 1,74-2,5 мм; диаметр перемычки <7=1,54-2,0 мм; длина перемычки 7 ^3<7; d/R =0,64-0,8.
На последней фазе роста капель на перемычке образуется перехват, который быстро сужается, а шаровой сегмент приобретает форму, близкую к шарообразной. Соприкосновение капли с нижележащей трубкой наступает еще до полного ее отрыва. С этого момента происходит резкое возрастание скорости отвода конденсата
Рис. 4.5. Формирование капли в поддонном слое одиночной горизонтальной трубки
Рис. 4.6. Формирование капли на трубке в коридорном пучке
55
Рис. 4.7. Конденсация движущегося водяного пара в трубном пучке
под действием сил, возникающих в месте контакта сферической головки с нижележащей трубкой.
Установлено, что при прочих равных условиях размеры отрывающихся капель несколько уменьшаются с ростом давления конденсации из-за уменьшения коэффициента поверхностного натяжения. Однако в диапазоне изменения рк от 5 до 80 кПа изменение О составит примерно 15%.
С помощью скоростной киносъемки была проанализирована картина накопления конденсата во времени. Анализ проводился следующим образом. В процессе конденсации фиксировалось состояние поверхности характерного участка трубки в течение 10 мин. Затем при многократном увеличении велась обработка поля фотографии. Обработка большого числа фотографий (из полученных более 300 000 кадров) позволяет сделать вывод о том, что время, в течение которого на одном и том же участке нижней образующей трубки нет заметного накопления конденсата, на порядок меньше времени существования капли. Так, для режимов <7 = (64-9) х хЮ4 Вт/м2 зги времена составляют соответственно 0,04 и 0,37 с. Это свидетельствует о том, что как только центр зарождения капли становится открытым, к этому участку происходит интенсивное подтекание новых порций конденсата из соседних областей, что приводит к зарождению новой капли. Скорость роста капли определяется количеством пара, сконденсировавшегося на самой пленке, и количеством конденсата, вносимого в данный район за счет слияния капель.
Механизм перетекания конденсата с верхней трубки конденсатора на нижнюю, а следовательно, и скорость отвода конденсата при прочих равных условиях определяются взаимным расположением труб в пучке (относительным шагом и типом разбивки пучка). Сопоставление различных этапов формирования капель в трубном пучке из трубок наружным диаметром 16 мм для двух типов разбивки - шахматной и коридорной — при расстоянии между верхней и нижней трубками соответственно 16 и 6 мм показало, что сокращение межтрубного расстояния приводит к тому, что нижняя трубка выполняет роль своеобразного
56
’’стекателя конденсата”, способствующего освобождению трубки от поддонного слоя.
На рис. 4.8 представлена кинограмма, отражающая процесс перетекания конденсата в коридорном пучке. Как видно, капля еще на ранней стадии своего развития смыкается с пленкой, находящейся на лобовой части нижележащей трубки. Это исключает условия, необходимые для формирования перешейка и сферической части капли. Конденсат, скопившийся в поддонном слое, приобретает последовательные формы перехода от шарового сегмента к параболоиду вращения. При мало изменяющемся радиусе основания капли поступление новых порций конденсата приводит к росту размеров капли. В момент соприкосновения с нижней трубкой капля имеет конусообразную форму. Под действием сил поверхностного натяжения происходит сокращение площади контакта капли с верхней трубкой и преобразование конусной формы перемычки в цилиндрическую. Диаметр цилиндра постепенно уменьшается до отрывного диаметра.
Покадровый анализ показывает, что при небольших расстояниях между трубками в вертикальном ряду конденсат, попавший на нижележащую трубку, не растекается по поверхности, а перекатывается по ее периметру,
Рис. 4.8. Последовательность формирования капли в поддонном слое горизонтальной трубки
Рис. 4.9. Перетекание конденсата с верхних трубок на нижние
57
увлекая новые порции конденсата и образуя на поверхности трубки ручейки. Количество ручейков возрастает с увеличением тепловой нагрузки пучка и номера ряда. На рис. 4.9 показана эта картина движения конденсата. Опытами установлено, что даже перекатывающаяся с трубки на трубку капля возмущает поверхность пленки, образуя на ней расходящиеся волны. Исследования показывают влияние эффектов дискретного перетекания на местную теплоотдачу.
4.3.	ТЕЧЕНИЕ ПЛЕНКИ КОНДЕНСАТА И РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕМПЕРАТУРНОГО НАПОРА ПО ПЕРИМЕТРУ ТРУБКИ
интенсивный перенос теплоты.
Распределение коэффициентов теплоотдачи по периметру трубки находится в функциональной зависимости от условий течения конденсатной пленки по ее поверхности. На рис. 4.10 показаны эпюры распределения толщины пленки конденсата и локальных коэффициентов теплоотдачи, рассчитанные по теории Нуссельта для случая конденсации неподвижного пара на горизонтальной трубке.
Распределение пленки конденсата по периметру соответствует ламинарному течению, когда конденсат стекает с трубки сплошной тонкой пленкой. Как видно из рис. 4.10, минимальная локальная толщина пленки конденсата и соответствующее ей максимальное значение аП(л) имеют место в верхней части трубки, а максимальное значение 8ПЛ(Л) и соответствующее ей минимальное значение ап (Л) имеют место в нижней (кормовой) части трубки.
Согласно теории Нуссельта коэффициент теплоотдачи при конденсации неподвижного пара «н уменьшается с увеличением температурного напора (пар-стенка). Отношение ап/ан при конденсации движущегося пара в рамках теории Нуссельта тоже должно уменьшаться при больших Дг. Опытные зависимости anlan =f(Re) при больших Дг .располагаются выше соответствующих зависимостей при меньших Дг. Это существенное различие опытных и теоретических данных объясняется тем, что под действием сил трения между паром и пленкой конденсата происходит перестройка режима течения пленки с возникновением интенсивных волновых возмущений. В местах утонения пленки (во впадинах) имеет место более
Характер влияния трения между паром и пленкой конденсата на режим течения последней можно оценить из соответствующего распределения температурного напора по периметру трубки, так как непосредственное измерение ее толщины не представляется возможным. При измерении температуры наружной поверхности с помощью
Рис. 4.10. Эпюра распределения локальных коэффициентов теплоотдачи по Нуссельту
Пленка конденсата по Нуссельту
осп по Нуссельту
58
Рис. 4.11. Опытная эпюра распределения локальных температурных напоров по периметру трубки
заделанного в стенку трубки термометра сопротивления или использования самой трубки в качестве термометра сопротивления можно определить лишь средний для всей поверхности трубки температурный напор.
В [73] температура стенки измерялась в двух сечениях по длине трубки. В каждом сечении были установлены термопары по периметру, что позволяло определить распределение температурного напора (пар— стенка) по периметру трубки. Распределение температурного напора /п -1' т (n j по периметру трубки представлено на рис. 4.11.
Для того чтобы сравнить влияние температурного напора (и соответственно поверхностной плотности теплового потока q) на распределение пленки конденсата и ап по периметру трубки, здесь показаны эпюры Дтл =tn- ?ст(л) для Двух сечений трубки 1-1 и II-1I. В обоих сечениях имеет место более равномерное распределение локальных напоров по периметру трубки по сравнению с теоретическим по Нуссельту (см. рис. 4.10). Это подтверждает тот факт, что движение пленки конденсата не чисто ламинарное, а в области нижней образующей отрывного капельного или струйного характера вызвано влиянием сил поверхностного натяжения, возмущающим действием парового потока и падающим с верхних труб конденсатом.
В то же время при большом среднем температурном напоре (/-/) распределение локальных температурных напоров по периметру имеет более равномерный характер, чем при меньшем среднем температурном напоре (И-1Г). Соответственно этому происходит распределение толщины пленки конденсата по периметру трубки. Как видно из рис. 4.11, при малом среднем Д/д (II-II) локальный напор в нижней части трубки больше, чем в верхней, примерно в 3 раза, при большом среднем температурном напоре (I-I) отношение локального Д/л в нижней (кормовой)
59
части к локальному Д/ л в верхней части составляет всего лишь около 1,5. На этом же рисунке представлено распределение локальных «п(п) по периметру трубки при разных Дгл. Значения аП(л) подсчитывались по формуле Нуссельта по опытным значениям в сечениях 1-1 и П-П.
Приведенные опытные данные подтверждают предположение о перестройке под воздействием пара, падающего конденсата, а также геометрических факторов (например, наклон трубки) режима течения пленки из чисто ламинарного в волновой. При этом с увеличением температурного напора Дг, которому соответствует большая толщина пленки конденсата, возмущающее действие различных факторов усиливается из-за меньшей устойчивости пленки.
4.4.	РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ НАГРУЗОК
ПО ЗОНАМ ПОВЕРХНОСТИ ОХЛАЖДЕНИЯ КОНДЕНСАТОРОВ
Как известно, при конденсации пара в трубном пучке конденсатора тепловая нагрузка распределяется по отдельным зонам неравномерно. Это обстоятельство вызвано неодинаковыми гидродинамическими условиями обтекания отдельных труб и зон паровым потоком, которые в реальном конденсаторе зависят от геометрии пучка и режимных факторов: паровой нагрузки, кратности охлаждения, скорости пара, концентрации воздуха в паровоздушном потоке, условий распределения охлаждающей воды по трубам и зонам, а также соответствия характеристик конденсатора и воздухоотсасывающего устройства.
Детальные исследования секции двухходового конденсатора с площадью поверхности 30 м2 при конденсации чистого пара на различных режимах работы приведены на рис. 4.12.
По оси абсцисс отложены значения относительной площади поверхности теплообмена F, представляющие собой отношение текущих значений площади поверхности охлаждения по ходу движения пара ко всей площади поверхности охлаждения. По оси ординат отложены соответствующие значения поверхностной плотности теплового потока q. Как видно и" рисунка, в зонах поверхности первого и второго ходов охлаждающей воды имеет место плавное снижение значений q, за исключением лишь части зоны воздухоохладителя (F = 0,9= 1,0), где поверхностный тепловой поток резко падает. Такой характер изменения q в зоне воздухоохладителя объясняется значительным понижением скорости потока пара в этой части трубного пучка, а также влиянием содержащейся в ’’чистом” паре на входе в конденсатор примеси воздуха (е =0,001%). Влияние примеси сказывается на местных значениях ап, а следовательно, и на значении q в конце поверхности теплообмена.
В то же время в зависимости от кратности охлаждения и температурного напора (пар—охлаждающая вода) имеет место различное скачкообразное изменение q при переходе поверхности от одного хода охлаждающей воды в другой.
При постоянном расходе пара в конденсатор с увеличением расхода охлаждающей воды (кратности охлаждения) уменьшается разница в тем-
60
Рис. 4.12. Распределение поверхностной плотности теплового потока и коэффициентов теплоотдачи от пара по поверхности теплообмена при конденсации чистого пара в двухходовом конденсаторе [73] cF =30 м2 при рмп, кг/(м .с):
• - 3,26; V - 2,31; х- 1,685; о- 1,127; о- 0,64
пературном напоре (пар—охлаждающая вода) в первом и втором ходах. Вследствие этого поверхностная плотность теплового потока во втором ходе приближается по своему значению к величине q в первом ходе.
С уменьшением расхода охлаждающей воды из-за значительно большего температурного напора (пар—охлаждающая вода) значение q в первом ходе увеличивается по сравнению со вторым ходом. Аналогичное явление имеет место при постоянном расходе охлаждающей воды и различных расходах пара в конденсатор.
При незначительном паровом сопротивлении, что имеет место в конденсаторах паровых турбин, для одноходового горизонтального трубного пучка можно приближенно считать, что разность температур между паром и стенкой трубы является одинаковой для всех зон пучка (т. е. А Г = = Д/ = const). В случае же двухходового трубного пучка температурный напор в первом и втором ходах охлаждающей воды заметно разнится. В связи с этим при одинаковых начальных условиях (давление пара, скорость пара на входе в трубный пучок и др.) распределение локальных тепловых нагрузок q и коэффициентов теплоотдачи ап по поверхности теплообмена, а также, очевидно, значения средних сГп при полной конденсации пара будут различными для одноходового и многоходовых трубных пучков.
Рассмотрим особенности теплообмена при конденсации практически чистого движущегося пара в одноходовом и двухходовом горизонтальных трубных пучках.
Как видно из рис. 4.12, в трубном пучке с двумя ходами охлаждающей воды из-за меньшего температурного напора в верхней зоне пучка (второй ход охлаждающей воды) конденсируется меньшее количество пара в этой зоне по сравнению с количеством пара, конденсирующимся в одно
61
ходовом пучке. В связи с этим в нижней части пучка (первый ход охлаждающей воды) поддерживается более высокая скорость пара.
Экспериментальными исследованиями, проведенными во ВТИ [5], установлено, что интенсифицирующее влияние скорости на теплоотдачу при конденсации увеличивается с ростом концентрации неконденсирующихся газов в паре. Это можно объяснить. Как известно, с увеличением концентрации газов доля внешнего термического сопротивления возрастает. Турбулизация потока, связанная с увеличением скорости, оказывает большее влияние на внешний перенос теплоты и массы из парового объема, чем тепловое сопротивление конденсатной пленки к стенке. Следовательно, поддержание высокой скорости на входе в трубный пучок первого хода охлаждающей воды должно обеспечить менее резкое понижение локальных коэффициентов теплоотдачи «П(П) по ходу движения пара. В самом деле, в нижней части трубного пучка на интенсивности теплообмена сказывается остаточное влияние незначительной примеси воздуха, всегда имеющейся в ’’чистом” паре. Именно в этой зоне влияние скорости пара на ап наиболее существенно.
Таким образом, в двухходовом трубном пучке должно иметь место менее резкое падение локальных значений ап (л) и соответственно средние значения ап должны быть выше, чем в первом ходе трубного пучка. Аналогичное протекание процесса будет и в четырехходовом трубном пучке, где должны иметь место еще меньшее изменение ап по ходу движения пара и более высокие значения средних коэффициентов теплоотдачи для всего трубного пучка.
Характер влияния скорости пара на локальные коэффициенты теплоотдачи в различных зонах трубного пучка конденсатора виден из рис. 4.13, где представлена зависимость ап(л) ДЛЯ различных зон от мао совой скорости pnwn() на входе в трубный пучок. Для малыхзначенийF функция ап =/(Рпи'п) протекает полого, с увеличением F (по ходу движения пара) крутизна увеличивается. Наибольшее влияние начальной скорости пара на коэффициент теплоотдачи наблюдается в нижней части
Рис. 4.13. Влияние начальной скорости пара на значения локальных Яп по глубине трубного пучка при конденсации чистого пара (F =30 м2) [73J
62
Рис. 4.14. Распределение температуры пара и охлаждающей воды по поверхности теплообмена при конденсации чистого пара (F = = 30м2) [73]
основного трубного пучка и воздухоохладителе (F = 0,84-0,90). Это объясняется тем, что при полной конденсации пара в нижней части трубного пучка уменьшается расход пара и становится заметным влияние в этой зоне концентрации воздуха, которая в ’’чистом" паре на входе незначительна. Соответ-
ственно и влияние скорости на коэффициент теплоотдачи в этой зоне оказывается более существенным.
Отличительной особенностью испытанной секции конденсатора F = = 30 м2 является четко организованный поток пара по всей глубине пучка, начиная со входа и кончая отсосом паровоздушной смеси. Этим можно объяснить достаточную стабильность процесса конденсации по поверхности конденсатора, что подтверждается приведенными на рис. 4.12 зависимостями а = f(F) и q = f(F). Отсутствие в пучке застойных зон с повышенной концентрацией воздуха подтверждается измерениями температуры пара по длине пучка, представленными на рис. 4.14. Из рисунка видно, что температура пара практически остается неизменной на 80—90% поверхности пучка и затем на 2—3°C падает в области воз
духоохладителя.
Приведенные данные имеют важное значение, поскольку они подтверждают возможность считать температуру пара в зоне массовой конденсации практически постоянной.
При конденсации пара в конденсаторе, у которого трубный пучок характеризуется разнообразностью линий тока паровоздушной смеси, распределение тепловых нагрузок по отдельным зонам поверхности не будет иметь такой постоянный характер, как у небольшого аэродинамически совершенного пучка секции конденсатора F = 30 м2. Это подтверждается исследованиями экспериментального конденсатора [79] со сложными условиями подвода пара и разводки его по зонам поверхности, большой глубиной отдельных зон и пучка в целом. В результате проведенных исследований были получены эпюры распределения поверхностной плотности тепловых потоков и скоростей в трубном пучке конденсатора (рис. 4.15, 4.16). Пар на трубный пучок поступал в направлении между корпусом и пучком.
При обработке опытных данных и построения кривых трубный пучок был разделен на две части — часть массовой конденсации и воздухоохладитель. Глубина пучка на графиках отложена по относительному количеству поперечно обтекаемых паром рядов трубок.
На рис. 4.15 видно, что наибольший уровень скоростей по периметру пучка имеет место на участке 1—3, т. е. в зоне, совпадающей с направлением прямого натекания пара на пучок. Как влево, так и вправо от этого
63
Рис. 4.15. Эпюры распределения скоростей пара в трубном пучке опытного конденсатора [79]:
а — в узком сечении первого ряда по периметру пучка; б — по глубине трубного пучка; кривые 1-4 соответствуют направлениям движения пара
Рис. 4.16. Распределение тепловых нагрузок по зонам трубного пучка опытного конденсатора:
а — gn = 90 кг/(м?ч) i б - gn =190 кг/(м3.ч) ; кривые 1—4 соответствуют направлениям движения пара (см. рис. 4.15,о)
участка скорость пара по периметру пучка падает за счет ухудшения условий «го подвода. При этом изменяется направление вектора скорости относительно периметра пучка.
По глубине основной части трубного пучка (рис. 4.15,6) скорость парового потока вначале возрастает, а затем падает. Повышение скорости объясняется факторами уменьшения периметра пучка по глубине и более плотной компоновкой пучка в центре. В зоне воздухоохладителя наблюдается монотонное снижение скорости.
На рис. 4.16 приведено распределение относительных тепловых потоков (по отношению к среднему для всего пучка) по глубине пучка. При паровой нагрузке 190 кг/(м2-ч) наибольший теплосъем наблюдается в области непосредственной подачи пара (участки 1—3). При этом нагрузка по каждому из направлений в основной части пучка изменяется в небольших пределах, а в зоне воздухоохладителя — до 0,4—0,5 от средней.
При снижении паровой нагрузки до 90 кг/(м2-ч) происходит резкое перераспределение тепловых потоков по глубине пучка. Только в направлении 2 тепловые потоки в основной зоне остаются почти постоянными на большей части пучка по глубине. По остальным направлениям тепловые потоки резко падают уже в начале пучка. Перераспределяются тепловые
64
потоки [по сравнению с паровой нагрузкой 190 кг/(м2-ч)1 и в зоне воздухоохладителя. Их значения по отношению к средней изменяются в этом случае от 70% в начале воздухоохладителя до 30% в конце.
В начале воздухоохладителя наблюдается повышение нагрузки по сравнению с глубинными зонами основного пучка по направлениям 3—4.
Рис. 4.17. Распределение тепловых нагрузок Стр/Cjp по зонам охлаждающей поверхности конденсатора 200 КСЦ ЛМЗ [40]:
1 - подвод пара в конденсатор; 2 — отвод паровоздушной смеси; 3 — отвод конденсата; 4 - поверхность охлаждения основного трубного пучка первого хода; 5 - трубный пучок воздухоохладителя; 6 - поверхность охлаждения второго хода; 7 - заградительные щиты в паровом пространстве; 8 - перегородка в водяной камере; Ga =401 т/ч; U'= 24 800 м3/ч; П-14,3°C; рк ~4,5-103 Па; <7вз=70кг/ч; GTp=21,5-103 Вт
65
Это, очевидно, объясняется увеличением скорости за счет поступления значительного количества пара по направлениям 2 и особенно 1.
В конце воздухоохладителя наблюдается тенденция к некоторому повышению тепловых потоков, что согласуется с имеющимися данными. Это, по-видимому, можно объяснить зависанием конденсата на начальном участке воздухоохладителя и ухудшением условий конденсации по сравнению с конечным.
Распределение тепловых нагрузок q по зонам охлаждающей поверхности натурных конденсаторов 200 КСЦ ЛМЗ и К-15240 ХТГЗ [40] показано на рис. 4.17 и 4.18 в виде линий одинаковых тепловых нагрузок трубок, нанесенных на контуре трубных пучков.
Зона массовой конденсации трубного пучка конденсатора 200 КЦС ЛМЗ представляет свернутую ленту толщиной в 10 рядов труб во втором ходе и 8 рядов в первом. Достаточные для свободного доступа пара к трубкам паровые проходы и постоянная толщина ленты обеспечивают
Рис 4 18. Распределение тепловых нагрузок	по зонам охлаждающей по-
верхности конденсатора К-15240 ХТГЗ [40] (обозначения см. на рис. 4.17) :
Сп= 583 т/ч; W = 29 700 м3/ч; Ц = 13°С; рк =4,1  103 Па; Свз=64кг/ч; 0ср =
18,9 Ю3 Вт	ТР
66
относительно равномерную тепловую нагрузку всех зон поверхности охлаждения конденсатора (рис. 4.17).
Распределение нагрузок по трубкам внутри отдельных эон достаточно неравномерное. Это составляет во втором ходе 1,5<уср для периферийных трубок и 0,8<7ср для трубок межтрубного канала.
Неравномерность распределения нагрузок по трубам первого хода больше, чем во втором. Здесь тепловые нагрузки для трубок, непосредственно воспринимающих набегающий поток пара, составляют (1,8— 2,0) q Ср. Наружные трубки боковых зон несут тепловую нагрузку около 1,4<7Ср, внутренние — (0,8—1,2) qc^. Очень малую тепловую нагрузку имеют трубки со стороны межтрубного канала нижней зоны трубного пучка первого хода — 0,2<?Ср. Тепловая нагрузка трубок воздухоохладителя наиболее неравномерна и составляет (1,6— 1,8) <7ср на входе, (0,4— 0,2)<7ср в глубине и снова 1,6<7ср на выходе паровоздушной смеси из пучка.
На рис. 4.18 показано распределение тепловых нагрузок по поверхности конденсатора ХТГЗ К-15240 блока 300 МВт. Компоновка этого трубного пучка обеспечивает более свободный доступ пара к трубкам, чем в конденсаторе 200 КЦС ЛМЗ. В данной компоновке широкие межтрубные проходы первого и второго ходов соединены между собой и выходят в общий достаточно широкий проход, ведущий к воздухоохладителю. Лента, образующая пучок, состоит из 12 рядов трубок. В нижней части пучка имеется зона пониженного давления, состоящая из ленты (’’языка” в 8—10 трубок), в которой обеспечиваются регенеративный подогрев конденсата и деаэрация его на всех режимах. Из эпюр (рис. 4.18) видно, что распределение тепловых нагрузок по отдельным зонам и по трубкам от этих зон конденсатора К-15240 ХТГЗ более равномерно, чем в 200 КЦС ЛМЗ. В результате расчетный и опытный коэффициенты теплоотдачи в конденсаторе К-15240 ХТГЗ практически совпадают [2437 и 2404 Вт/(м2-°С) соответственно]. Эти же данные для конденсатора 200 КЦС ЛМЗ соответственно равны 2574 и 2281 Вт/ (м2 •°C). Результаты детальных исследований конденсаторов, в частности, позволяют определить равномерность тепловых нагрузок отдельных зон и отдельных трубок в этих зонах. По этим данным можно скорректировать компоновку трубного пучка таким образом, чтобы довести данную серию конденсаторов до оптимальных значений коэффициентов теплопередачи.
4.5.	ОБОБЩЕННАЯ ЗАВИСИМОСТЬ ДЛЯ РАСЧЕТА ТЕПЛООБМЕНА
ПРИ КОНДЕНСАЦИИ ПАРА В ПРИСУТСТВИИ ВОЗДУХА
Интенсивность конденсации пара из смеси с неконденсируюшимся газом в конденсаторах паровых турбин определяется условиями совместного протекания процессов тепло- и массообмена, которые находятся в сложной зависимости от большого количества факторов: концентрации воздуха в паровоздушной смеси, степени конденсации пара в пучке, скорости пара и удельной паровой нагрузки, расхода и скорости охлаждающей воды. Определенное влияние оказывают конструктивные осо
67
бенности конденсатора, а именно: число ходов воды, эффективность и способ охлаждения паровоздушной смеси в воздухоохладителе, сочетание характеристик конденсатора и воздухоотсасывающего устройства и т. д. С учетом сказанного не представляется возможным рассчитать конденсатор по среднему значению коэффициента теплоотдачи, не приняв во внимание влияние на теплоотдачу перечисленных выше факторов.
Исследования теплообмена в холодильниках пароструйных эжекторов [64, 66] показали, что отношение среднего по поверхности коэффициента теплоотдачи при конденсации пара иэ паровоздушной смеси к среднему коэффициенту теплоотдачи для чистого пара асм/ап при неизменной удельной паровой нагрузке поверхности охлаждения оказывается тем меньшим, чем больше начальное относительное содержание воздуха в смеси е0. При неизменном е0, но переменном значении удельной паровой нагрузки gn значения локальных и средних коэффициентов теплоотдачи растут с увеличением gn, но отношение аСм/ап при этом понижается. Результаты опытов на винтовых теплообменниках и одном аппарате с прямыми трубками удалось описать зависимостью
асм/ап = |/’(ео>£п)>	(4-6)
где eogn =gB3 — удельная воздушная плотность поверхности (т. е. расход воздуха, содержащегося в поступающем паре, отнесенный к единице поверхности охлаждения).
Значение gB3 в натурных конденсаторах паровых турбин по сравнению с такой же в охладителях паровоздушной смеси пароструйных эжекторов, для которых проводились опыты, весьма мало. Например, для конденсатора с удельной паровой нагрузкой gn = 50 кг/ (м2 -ч) и начальным содержанием воздуха в паре е0 =0,1 -10-3 кг/кг удельная воздушная плотность #вз = О,ЫО-3-5О = 0,005 кг/(м2-ч). Это означает, что,при площади поверхности охлаждения F = 1000 м2 расход воздуха в конденсатор составляет GB3 = 5 кг/ч, а при площади поверхности охлаждения эжектора F = 10 м2 GB3 = 0,05 кг/ч. Сравнение показывает, что такие малые концентрации воздуха в паре при исследовании теплообменников нельзя было практически получить из-за отсутствия способа дозирования и надежного контроля столь малых расходов газа. Наименьшие gB3, достигнутые в этих опытах, оказались не менее 1,5 кг/ (м2 -ч), т. е. на несколько порядков больше значений, имеющих место в конденсаторах паровых турбин. Несмотря на то что область малых концентраций воздуха при испытании теплообменников фактически оказывалась неисследованной, было высказано предположение о возможности распространения зависимости (4.6) на теплообменники другого конструктивного исполнения, в том числе и конденсаторы паровых турбин с горизонтальными трубными пучками, работающие преимущественно в таких условиях. Опыты на серии различных конденсаторов КТЗ подтвердили это предположение [59].
На рис. 4.19 показана опытная кривая аСм/ап ~ ^(?вз)> построенная в диапазоне gB3 = 1 ^4-27 кг/ (м2 -ч) (ветвь б) из опытных точек, соответственно полученных на винтовых теплообменниках с площадями поверх-
68

Рис. 4.19. Зависимость отношения ^см/ап от удельной воздушной нагрузки gB3: а - конденсаторы; б — холодильники эжекторов; 1 -F =935 м2, gn =96 кг/ (м2х хч); 2 — F =935 м2, gn =50 кг/(м2-ч); 3 - F = 125 м2, gn = 190 кг/(м2.ч) ; 4-F=125 м2, gn = 90 кг/(м2.ч); 5 - F =125 м2, gn =23 кг/(м2.ч); 6 - F = 30,0 м2, gn=180 кг/(м2-ч); 7—F=30,0 м2, gn=132 кг/(м2-ч); «-F=30,0 м2, gn = = 100 кг/(м2-ч); 9 —F =280 м , gn =45 кг/(м2-ч); 70-F=540 M2,gn=42Kr, (м2х хч); 11 -F=65 M2,gn=75 кг/(м -ч); 72-gn =32 кг/(м2-ч); 23-gn=52 кг/(м2х хч); 14 - gn =50 кг/(м2-ч); 15 - gn =85 кг/(м2-ч); 16 - gn =140 кг/(м2-ч); J7-gn=180Kr/(M2-4); 18 - gn=195 кг/(м2-ч)
..
нести 1,45; 2,95; 5,67 м2 при gn = 32=195 кг/(м2-ч), горизонтальном трубном пучке с площадью поверхности F=1 м2 при gn =43=52 кг/ (м2 -ч) (точки 12-18), и в диапазоне gB3 = 0,003=0,16 кг/(м2-ч) (ветвь а) из опытных точек, полученных при испытании конденсаторов при gn = = 23=190кг/(м2-ч) (точки 1—11).
Из графика видно, что ветвь а является продолжением ветви б в области малых значений удельной воздушной плотности [gB3 < 0,1 кг/ (м2 -ч) ]. По [64, 66] для случая практически полной конденсации пара в аппарате и при использовании среднелогарифмического температурного напора опытная зависимость (4.6) может быть представлена в виде
«см/«п = 1 - 0Д6 lg(gB3 + 1).	(4.7)
В диапазоне 0,005 < gB3 < 0,05 кг/(м2-ч), характерном для работы конденсаторов, зависимость асм /ап с учетом опытных данных (рис. 4.19) может быть представлена как
«см/ап=0,81^вз0>04 .	(4.8)
Используя обобщенное уравнение теплоотдачи (3.61) при конденсации практически чистого пара в конденсаторах паровых турбин, можно написать уравнение теплоотдачи при конденсации пара из паровоздушной
69
смеси в горизонтальных пучках в виде
/ z \ Ч3 / f V0’15
= 19 П Кий0-5 ( 1 + — )	- ^(eogn).
\	2 /	\ F /
(4.9)
Влияние воздуха на интенсивность теплоотдачи при конденсации пара в конденсаторах паровых турбин может быть приближенно учтено, если в качестве аргумента в (4.6) использовать относительное начальное содержание воздуха в паре на входе.
Зависимости асм/ап = ^(ео) при е0 > 0,1% показаны на рис. 4.20 (ветвь а). Здесь же приведены опытные данные [66] при значительно больших концентрациях воздуха (ветвь б). Последнее сделано для того, чтобы показать, что предложенная зависимость не является однозначной функцией, хотя на первый взгляд этого нельзя было предсказать, если рассматривать только результаты исследований конденсаторов (ветвь а).
На самом деле, опытные данные на рис. 4.20 расслаиваются на отдельные кривые, характеризующиеся постоянной удельной паровой нагрузкой. При этом с уменьшением концентрации е0 Степень расслоения кривых аСм/ап ~ 9>(ео) уменьшается и они асимптотично приближаются к значениям асм/ап = 1.
Физическую картину такого расслоения опытных кривых аСм/ап = = >^(ео) по отдельным паровым нагрузкам можно объяснить следующим образом: при различных начальных концентрациях воздуха е0 в периферийной части трубного пучка имеет место конденсация практически чистого пара. При больших паровых нагрузках происходит интенсивная конденсация пара на начальном участке поверхности охлаждения, а следовательно, быстро расте^ концентрация воздуха в паре. По мере продвижения паровоздушной смеси в глубь пучка быстро уменьшается относительное значение асм, хотя абсолютные значения бхсм с повышением паровой нагрузки и возрастают.
Рис. 4.20. Зависимость отношения аСм/ап от начальной концентрации воздуха в паре е0 для конденсаторов (обозначения см. на рис. 4.19)
70
Рис. 4.21. Зависимость Осм/ап ~f <ео) 
/ - F =935 м2, А'ц =96 кг/(м2.ч); 2 - F =935 м2, хп =50 кг/(м2-ч); 3	1- =
= 125 м2,	= 190 кг/(м2.ч); 4 - F = 125 м2, хп =90 кг/(м2-ч) ; 5 - F = 125 м2,
А'н = 23 кг/(м2-ч); 6-F =30 м2,хп =180 кг/(м2-ч); 7-F =30 M2,xh =132 кг/(м2х хч); 8	Л’=30 м2. хп = 100 кг/(м2-ч); 9 - F =30 м2,	=62 кг/(м2-ч); 10
F =280 M2.q, =45 кг/(м2-ч); 11 - F =540 м2,кп=42 кг/(м2-ч); 12 F =65 м2, А’ц =75 кг/(м -ч)
С уменьшением начальной концентрации воздуха в паре при больших паровых нагрузках интенсивность теплообмена на входе в пучок остается прежней (конденсация практически чистого пара), но при этом наблюдается менее интенсивное возрастание е0 по мерс продвижения паровоздушной смеси в глубь пучка, в связи с чем происходит и менее резкое падение асм.
Таким образом, с уменьшением е0 должно уменьшиться и расслоение кривых асм/ап ~ </’(ео) по отдельным паровым нагрузкам. Наиболее резкое расслоение кривых наблюдается, как видно из рис. 4.20. при с0 > 1%. В области очень малых начальных концентраций воздуха (10-3 > e(J > > 5 • 10-5), имеющих место в конденсаторах паровых турбин, это расслоение незначительно, и в первом приближении зависимость для среднего коэффициента теплоотдачи от паровоздушной смеси можно представить в виде
«см/«п = 0,68с» 0,04
(4.10)
Следует отмстить, что зависимости (4.9) и (4.10) справедливы. когда возможности конденсатора не ограничиваются производительностью эжектора. На рис. 4.21 приводится опытная зависимость асм/«н = ^(е01  Для конденсационных установок КТЗ, на базе испытаний которых была построена зависимость, область нормальной совместной работы конденсатора и эжектора распространяется до концентраций воздуха в паре до е0 0,1%. Сверх этого значения е0 производительность эжекторов оказывается недостаточной для откачки имеющихся присосов воздуха, и отношение «см/ап начинает более резко падать с увеличением е0, что приводит к ухудшению теплопередачи и в конечном счете к повышению давления конденсации.
4.6.	МАССООБМЕН ПРИ КОНДЕНСАЦИИ ПАРА
В ПРИСУТСТВИИ НЕКОНДЕНСИРУЮЩИХСЯ ГАЗОВ
Снижение интенсивности теплообмена при конденсации пара в присутствии неконденсирующихся газов по сравнению с конденсацией чистого пара связано с образованием на поверхности раздела фаз пограничного слоя с повышенным содержанием воздуха, который создает дополнительное сопротивление переносу пара в направлении, нормальном к поверхности конденсации
Диффузия неконденсирующегося компонента, как показано в [8, 17], компенсируется поперечным потоком парогазовой смеси в направлении основной массы. В результате этого общий поток воздуха на поверхности раздела фаз оказывается равным нулю, а направленный к поверхности поток пара становится несколько большим, чем диффузионный. При таком движении смеси в ламинарном режиме перенос массы осуществляется молекулярной диффузней и поперечным потоком. При турбулентном режиме решающее значение приобретает перенос массы турбулентной диффузией и лишь в непосредственной близости к границе раздела фаз в очень тонком слое, где имеет место ламинарное течение, перенос осуществляется молекулярной диффузией.
Термическое сопротивление при конденсации паровоздушной смеси может рассматриваться как состоящее из сопротивления пленки и дополнительного сопротивления, вызванного присутствием воздуха. В зависимости от режимных условий (концентрации компонентов, температурного напора, скоростей и т. д.) количественное соотношение этих сопротивлений будет разным, при этом сопротивление жидкой пленки не всегда остается основным сопротивлением, так как даже незначительное содержание воздуха создает существенное дополнительное внешнее сопротивление в диффузионном слое.
Сопротивлением на границе раздела фаз можно пренебречь, так как его влияние на суммарное сопротивление оказывается еще меньшим, чем при конденсации чистого пара.
Сложная взаимосвязь параметров и состава смеси, температурных и гидродинамических условий, обусловливающих процесс, а также трудности постановки эксперимента явились причиной недостаточного объема и определенных противоречий в теоретических и опытных исследованиях.
Большое распространение получили результаты исследований [83, 86], проведенных на одиночных трубах при неподвижном паре. Опыты показали, что уже при незначительной концентрации воздуха коэффициент теплоотдачи значительно понижается. Так, например, при е0 =0,005 ап снижается примерно наполовину по сравнению со случаем е0 =0. Эти исследования [83, 86] в обработке [44] (рис. 4.22) нашли распространение в литературе и служили длительное время справочным мате-
Рис. 4.22. Влияние концентрации воздуха в паре на величину йсм/«п ПРИ конденсации пара из неподвижной паровоздушной смеси на горизонтальной одиночной трубке [44, 83,86]:
х - данные В. А. Гудемчу-ка (1п =50°С); о - Е. Лан-гена (Гп =50°С) ; А- Д. Ф. Отмеря Цп = 110°С)
72
риалом для оценки эффективности теплоотдачи при расчете конденсационных устройств разного типа.
В [17] рассмотрены особенности процесса тепло- и массообмена при конденсации пара из парогазовой смеси и предложены критериальные уравнения, в которых учитывается влияние на теплообмен дополнительного конвективного поперечного потока парогазовой смеси, а также влияние суммарного поперечного потока пара на распределение продольных скоростей и парциальных давлений. В общей форме уравнение имеет внд
NuH=<P(Ren, Ргд, Пдиф, Асм/Ап, О ,	(4.11)
Мем	^Р Рг
где Nufl =-----; Ргд-----------; Пдиф--------; е =----- . Здесь Ыид, Ргд-
Dp	DpRnTp	Рем Рем
диффузионные числа Нуссельта и Прандтля; ПДИф - величина, учитывающая влияние на коэффициент теплоотдачи разности парциальных давлений в потоке и общего давления смеси; Асм, ^п — газовые постоянные смеси и пара; рсм - общее давление газа; Др — разность парциальных давлений пара в основной массе парогазовой смеси рп и на поверхности пленки Рпгр! Рр ~ коэффициент массоотдачи; Dp — коэффициент молекулярной диффузии, отнесенный к градиенту парциального давления пара; Д—динамическая вязкость; Г—абсолютная температура; // определяющий размер.
На основании опытных данных по конденсации пара в присутствии воздуха на горизонтальных пучках было предложено эмпирическое уравнение вида [17]
Кид=ЛКе®’5П^,3е-°’6,	(4.12)
где А — коэффициент, учитывающий ряд, в котором расположена труба.
Предложенное решение распространяется количественно только на один ряд трубок. При необходимости расчета массоотдачи в пучке рекомендуется последовательно переходить от ряда к ряду. Не говоря о громоздкости такого расчета, его решение требует знания коэффициента А для данного ряда, а также параметров паровоздушного потока. Последнее может быть известно, если известна функция распределения расходов (скоростей) паровоздушной смеси по отдельным зонам.
Анализ опытных данных [68] по конденсации пара из паровоздушной смеси в различных конструкциях горизонтальных, вертикальных и винтовых конденсаторов показал возможность обобщения расчетов по среднему для всей поверхности теплообмена коэффициенту массоотдачи ]3Д с использованием критериального уравнения (4.12).
Обобщение зависимостей на базе среднего коэффициента массоотдачи для всего теплообменника дает возможность судить как качественно, так и количественно о работе всего трубного пучка в заданных режимах и, следовательно, рационально проектировать его геометрию.
Исследования массообмена были проведены на шести винтовых теплообменниках с площадями поверхности от 1,45 до 13,6 м , вертикальном конденсаторе с F = = 3 м2 и горизонтальных конденсаторах с F от 30 до 1200 м2. Условия эксперимента отличались большим диапазоном параметров и расходов теплоносителей.
Параметры конденсатной пленки и паровоздушной смеси на границе раздела фаз определялись следующим образом. В каждом опыте с паровоздушной смесью определяется коэффициент теплоотдачи, соответствующий режиму конденсации чистого пара. Диффузионное сопротивление неконденсирующихся компонентов вычислялось нз равенства термических сопротивлений без учета влияния скачка температуры на границе раздела фаз на интенсивность конденсации [6]:
Апл + Р д~^см>	(4.13)
где «пл =1/ап и Асм = 1/асм - опытные значения.
Параметры паровоздушной смеси на границе раздела фаз определялись по температуре поверхности конденсатной пленки, соответствующей случай конденсации чистого пара. Эта температура в свою очередь вычислялась по опытному значению
73
ап апЛ’ удельной тепловой нагрузке qn и температуре чистогопара, измеренной в опыте. Методически это осуществлялось следующим образом. Теплообменник устанавливался в определенном режиме работы с чистым тором. Измерялись все параметры, необходимые для определения коэффициента теплоотдачи «п, тепловой нагрузки и т. д. Затем в пар при тех же тепловой нагрузке и параметрах охлаждающей воды подавался дозированный расход воздуха, при этом устанавливалось новое давление паровоздушной смеси, вычислялись средний коэффициент асм и другие параметры, необходимые для расчета массоотдачи. Таким образом по ГГр, считая пар на 1ранице раздела фаз насыщенным,определялось давление Рпгр. Без учета теплоты, переданной от смеси к пленке конвективным путем, и переохлаждения конденсата (эти величины намного меньше теплоты фазового превращения) коэффициент массоотдачи может быть определен как
п	Ч
Др-=-------------.	(4.14)
г (Рп-Рпгр)
По критериальной зависимости (4.11) для полученных в опытах средних по поверхности значений коэффициента массоотдачи при конденсации пара из движущейся парогазовой смеси были получены эмпирические уравнения, подтверждающие возможность обобщения результатов эксперимента, полученных на различных конструкциях конденсаторов:
NuH = А Ке°’6Рг">125Пд-иоф3^°>5,	(4.15)
где А = 0,02 для винтовых теплообменников при обработке опытных данных по среднелогарифмической температуре пара; А = 0,156 для вертикальных конденсаторов с поперечно-винтовым потоком пара при обработке опытных данных по средней температуре; Л = 0,016 для главных и вспомогательных горизонтальных конденсаторов при обработке опытных данных по начальной температуре пара.
Возможность обобщения опытных данных по массообмену, например, для конденсаторов показана на рис. 4.23. На практике уравнение (4.15)
Рис. 4.23. Массообмсн в горизонтальных, винтовых и вертикальных конденсаторах
74
используется следующим образом. Определив коэффициент теплоотдачи для чистого пара и коэффициент массоотдачи, можно найти общий коэффициент теплоотдачи от паровоздушной смеси к стенке трубки по формуле
гРр Рп-Рпрр ап
Параметры пара на границе раздела фаз ггр и рп гр можно определить из условия
Q =г Рр (.Рп ~ Рп Гр ). = ап Сгр — ^ст) •	(4-17)
Определенный интерес представляют опытные зависимости изменения коэффициента массоотдачи по мере конденсации части пара на отдельных зонах поверхности конденсатора.
Рис. 4.24. Изменение коэффициента массоотдачи Рр по поверхности винтового конденсатора (F =5,67 м2) :
А - ^вз — 23 кг/ч, Сп ~ 700 кг/ч; ® - GB3 =23 кг/ч, 'Gn =518 кг/ч; х — GB3 = = 91,5 кг/ч, Gn =712 кг/ч; □-GB3=91,5 кг/ч, Gn =606 кг/ч; О — GB3 = 130 кг/ч, Gn =320 кг/ч
На рис. 4.24 показаны опытные кривые, из которых видна тенденция к резкому падению |Зр по мере конденсации пара на части поверхности для случая малых концентраций воздуха в паре (3.3; 4,4%). При концентрациях, превышающих 12,8%, коэффициент |Зр практически не зависит от степени конденсации пара по мере его движения в теплообменнике.
Исследования процесса массоотдачи при конденсации пара из паровоздушной смеси показали возможность обобщения опытных данных, полученных на принципиально разных поверхностях: винтовых, вертикальных и горизонтальных трубных пучках по единым критериальным уравнениям, базирующимся на средних по всей поверхности значениях коэффициентов массоотдачи. Опыты показали значительное влияние на коэффициент массоотдачи чисел Ren, е, Пдиф.
4.7.	ПЛЕНОЧНАЯ КОНДЕНСАЦИЯ ПАРА
НА ПУЧКЕ НАКЛОННЫХ ТРУБОК
Одним из способов повышения эффективности конденсаторов с горизонтальными трубными пучками состоит в разработке конструктивных мер, направленных на устранение заливания конденсатом нижележащих трубок. Известны два способа решения такой задачи: отвод конденсата на промежуточные трубные доски за счет сдувания его паром и смешение каждого последующего ряда трубок относительно предыдущего (пучок Жинабо), сокращающее количество попадающего на трубку конденсата. Каждый из этих способов имеет ряд недостатков, вследствие чего они не получили распространения на практике. Более простым решением является наклон пучка к горизонту.
На конденсат, скапливающийся на трубке, действуют сила тяжести G, отрывающая конденсат от трубки, сила поверхностного натяжения Р о, удерживающая конденсат, динамический напор парового потока Ра, который при нисходящем давлении пара способствует, а при восходящем препятствует отрыву конденсата.
При наклоне трубки к горизонту (рис. 4.25) сила тяжести раскладывается на составляющие - перпендикулярную (Gj) и параллельную трубке (G2). Для каждого угла наклона трубки к горизонту при нисходящем потоке пара безотрывное накопление конденсата соответствует условию
Gi = mg cos (/5 < (Ра - Рд).	(4.18)
Конденсат, скопившийся на трубке при определенных для каждого режима конденсации углах \р, будет двигаться в сторону наклона, если соблюдается условие
Gz — mg sin ф> OL .	(4.19)
В этих зависимостях О - коэффициент поверхностного натяжения; т - масса конденсата; L — полный периметр контакта капель с трубкой.
Рис. 4.25. Схема сил, действующих на поддонный слой на наклонной трубке
Для определения основных закономерностей передачи теплоты при конденсации пара на наклонных пучках в [70] были подставлены эксперименты на лабораторном конденсаторе с изменяющейся ориентацией трубного пучка в пространстве. Исследования проведены как для Полной, так и для частичной конденсации пара при нисходящем движении парового потока и охватывали режимы с диапазоном изменения давления конденсации от 6 до 60 кПа, поверхностными плотностями тепловых потоков (90—300)-103 Вт/м2, скоростями в узком сечении первого ряда 25— 50 м/с. Тепловые испытания наклонных трубных пучков сочетались с визуальными наблюдениями и исследованием процесса конденсации методами кинофотосъемки.
На рис. 4.26 приведены некоторые из фотографий процесса, полученные в этих опытах. Установлено, что:
1) на поверхности наклонной трубки можно выделить основную (с охватом примерно 300°) и поддонную (с охватом примерно 60°) зоны;
^2) перестройка режимов течения конденсата с изменением угла происходит главным образом в поддонной зоне;
3) условно весь последовательный процесс перестройки характера движения конденсата можно разделить на три основных режима.
Режим отрывного движения капель (рис. 4.26, р = 0). Отвод конденсата происходит перетеканием капель конденсата с трубки на трубку.
Режим частично безотрывного движения капель (рис. 4.26, р = 4°;
= 7°). Прекращается колебательное движение капель относительно места их зарождения. Происходит медленное смещение капель в сторону наклона. С возрастанием угла р увеличиваются длина пробега и скорость движения капель в поддонном слое, а количество капель, одновременно висящих в поддонном слое, уменьшается. При этом форма капли претерпевает изменения за счет действия продольной составляющей силы тяжести. Капля приобретает овалообразную форму (большая ось вала составляет некоторый угол с образующей трубы), вытянутую в сторону наклона. В процессе движения за счет сопротивления на границе ’’жидкость— твердое тело” и ’’жидкость—пар’’ происходит перемещение массы конденсата иэ хвостовой в головную часть. Можно предположить, что при этом капля не только скользит, но и частично перекатывается. Длина пробега определяется, с одной стороны, скоростью накопления конденсата, поступающего с верхней части трубки в поддонный слой, а с другой — скоростью движения капель в поддонной зоне трубки. Режим частично безотрывного течения имеет место до тех пор, пока длина пробега не станет равной активной длине трубки.
Режим безотрывного движения капель (рис. 4.26,	= 7°; tp - 11°;
р = 13°; р ~ 17°). На начальной фазе этого режима поддонный слой, образуемый последовательной цепочкой капель, имеет волнообразный вид. С ростом угла наклона волнистость поверхности уменьшается. В наших опытах при углах р = 17° для всех имевших место в опытах режимов происходило полное выравнивание поверхности поддонного слоя. Зафиксировано постепенное увеличение толщины поддонного слоя по пути движения конденсата и его движения в форме струйки вплоть до трубной перегородки, по которой и происходит слив конденсата вниз.
77
Рис. 4.26. Картины течения конденсата в теплообменнике при различных наклонах пучка к горизонту
На рис. 427 показана опытная зависимость изменения высоты гребней h поддонного слоя от угла наклона. Каждая точка этого графика представляет собой среднее значение по результатам 15 опытов (по три опыта на тепловых нагрузках 60-103 , 75-103, 125-103, 180-103 Вт/м2).
78
h,MM
5
Рис. 4.27. Изменение высоты капли от наклона трубок
y> ,град
Рис. 4.28. Зависимость длины безотрывного движения конденсата от угла наклона
Вертикальные линии, проведенные через точки, фиксируют диапазон колебаний высот. Из графика видно, что наклон трубки до 13° уменьшает высоту гребней в 3—4 раза. Таким образом, установлено, что с увеличением длины пробега происходит вырождение волновых признаков поддонного слоя.
Опытная зависимость длины безотрывного течения конденсата от геометрических и режимных факторов представлена на рис. 4.28. Кривые описываются уравнением вида
I =А (fej v>3 + b24>2 + Ь3ф),	(4.20)
где I — длина безотрывного течения при удельном тепловом потоке q, мм; — угол наклона трубы, град.
Поправочные коэффициенты для определения длины безотрывного течения по опытным тепловым нагрузкам приведены в табл. 4.1.
79
Таблица 4.1. Поправочные коэффициенты для определения длины безотрывного течения конденсата
Поверхностная плот-ность теплового потока, кВт/м2	Коэффициенты в уравнении (4.20)			
	А	*>1	Ь2	Ьз
100	42,5	1	-2,14	+2,5
120	31,9	1	-2,7	+3,6
160	11,8	1	-1,7	+4,2
210	-0,54	1	-28,6	-38,3
280	-0,38	1	-25,1	-59,8
320	-0,26	1	-26,4	-45,3
Как следует из представленных материалов, количественное разграничение безотрывных режимов по углам наклона определяется в каждом случае взаимным влиянием угла наклона, активной длины и удельной тепловой нагрузки.
Зависимость (4.20) позволяет на стадии проектирования конденсационного аппарата установить для выбранной активной длины трубы угол наклона пучка, гарантирующий устранение заливания и, следовательно , повышающий коэффициент теплоотдачи.
Как было показано выше, в наклонном пучке имеет место четкое разделение характера движения конденсата по зонам. Это делает правомерным применение в этом случае для расчета среднего коэффициента теплоотдачи двухзонной модели движения с использованием зависимости
ао.з0о.з+ &ап.зРп.з	ГЛ .
а<т =-------;------------>	<4-21)
г	2п
где — коэффициент теплоотдачи для наклонной трубки с полностью безотрывным движением конденсата; «о.з>ап.з — соответственно средние коэффициенты теплоотдачи с основной и поддонной зон; /3О З, /Зп з — угловая ширина основной и поддонной зон; — коэффициент, учитывающий повышение ап,3 за счет турбулизации конденсата.
Тепловые испытания наклонных пучков с различным числом рядов по глубине позволили оценить долю влияния на теплообмен как турбулизации поддонного слоя, так и устранения заливания.
На рис. 4.29 (кривая 7) приведены опытные данные по конденсации сухого насыщенного пара в однорядном пучке. Результаты представлены в виде зависимости
1% /Nu0 = f (ф),	(4.22)
где Nu^, Nu0 - соответственно критерии Нуссельта для наклонных и горизонтальных пучков.
Кривая 1 совпадает с осью абсцисс и не имеет существенных расслоений по удельным тепловым нагрузкам или давлениям во всем диапазоне изменения углов наклона от 0 до 20°.
Учитывая, что влияние скорости парового потока было одинаковым при наклонном и горизонтальном положениях трубного пучка, можно
80
в испытанном диапазоне скоростей пара 0—40 м/с приравнять Nu^ « Nu0. Для случая конденсации неподвижного пара можно приравнять значения чисел Нуссельта Nu^ и Nu0 и установить численное значение коэффициента ф в (4.21). Для угла наклона </> = 20° он равен 1,11.Малое влияние на теплообмен турбулизации поддонного слоя наклоненной трубки можно объяснить относительно малым количеством теплоты, передаваемой через поддонную зону, по сравнению с количеством теплоты, передаваемой через основную зону.
Опытные данные по теплообмену в многорядных наклонных пучках представлены кривыми 2, 3, 4 (рис. 4.29). С учетом того что эффект воздействия скорости на теплоотдачу в этих опытах одинаков, а турбулизация поддонного слоя мала, эти кривые дают возможность установить влияние заливания на средний коэффициент теплоотдачи.
Из приведенных опытных зависимостей видно, что в многорядных пучках отношение Nu^ /Nu0 растет с ростом угла <р, а влияние наклона более выражено в пределах углов наклона к горизонту до 12° (резкий подъем кривых) и имеет тенденцию к переходу на горизонтальный участок в области больших углов. Такой характер кривых закономерен, поскольку после наступления полностью безотрывного течения все трубки в пучке работают в аналогичных условиях. Сравнение кривых 2, 3, 4 свидетельствует о возрастании эффективности наклона пучка с возрастанием числа рядов по ходу пара.
Влияние режимных факторов на воздействие наклона на поддонный слой иллюстрируется графиками рис. 4.30—4.32. На них приведены для разных по глубине трубных пучков зависимости давления конденсации от угла наклона. Разные значения начального давления рк при у = 0 соответствуют разным удельным тепловым нагрузкам. Если учесть, что для каждой из этих нагрузок в течение всего опыта параметры обоих теплоносителей поддерживались строго постоянными, углубление вакуума
81
Рис. 4.30. Зависимость давления конденсации в однорядном трубном пучке от угла наклона его к горизонту:
0 - gn = 10s Вт/м2, гп =6,8 м/с; х — g =1,3-10s Вт/м2, гп =6,2 м/с; Л - g = = 1,5105 Вт/м2, гп =6,5 м/с; D-g =1,6-105 Вт/м2, гп =6,6 м/с; -$ =2- 10s Вт/м2, гп =4 м/с; 0 — g =2,4-10s Вт/м2, гп =4,5 м/с; v —g =3- 10s Вт/м , гп =4,74-6 м/с
рк,105Па
Рис. 4.31. Зависимость давления конденсации в шестирядном трубном пучке от угла наклона его к горизонту:
М- gn =1,5-10s Вт/м2, гп =30 м/с; х - 1,7-10s Вт/м2, i’n=32 м/с; Л- 1,9х х105 Вт/м2, гп =27 м/с; □ - 1,75-10s Вт/м2, гп =23 м/с;  - 1,85-10s Вт/м2, гп =22,5 м/с; 0- 1,9-10s Вт/м2, гп =24 м/с
является прямым свидетельством улучшения процесса передачи теплоты. Из сравнения кривых рк =f(0) видно, что влияние наклона проявляется более резко в области малых давлений. Аналогичный характер имеет и зависимость изменения давления конденсации от наклона и от поверхностной плотности теплового потока, представленная на рис. 4.33.
Влияние скорости пара на теплообмен в наклонных пучках проявля-
82
Рис. 4.32. Зависимость давления конденсации в двенадцатирядном трубном пучке от угла наклона его к горизонту:
х — gn = 0,95-10s Вт/м2, гп =46 м/с; fif— 1,15-Ю5 Вт/м2, гп=41 м/с; А- 1,5х xlOs Вт/м2, Уд =38 м/с; - 1,6-105 Вт/м2, гп =34 м/с; X- 2Л5-105 Вт/м2, гп = = 56 м/с; О- 1,810s Вт/м2, гп =22 м/с; А- 1,15-Ю5 Вт/м2, гп =20 м/с; v - 2,2* xlOs Вт/м2, гп =21 м/с; *- 2,3-10s Вт/м2, гп =22 м/с
Рис. 4.33. Зависимость давления конденсации от поверхностной плотности теплового потока и числа рядов труб:
без — безотрывное течение конденсата; отр — отрывное течение конденсата
ется двояким образом: при относительно малых скоростях коэффициент теплоотдачи растет с ростом скорости и угла наклона. Это видно из приведенных на рис. 4.34 опытных данных, полученных «а 12-рядном по глубине пучке при углах наклона к горизонту 3 и 6°. При скорости пара в узком сечении первого ряда более 40 м/с безотрывное стекание конденсата по глубине пучка нарушается из-за сильного воздействия на пленку
83
Рис. 4.34. Зависимость относительного коэффициента теплоотдачи двенадцатирядного пучка от скорости пара и угла наклона трубного пучка
скорости пара. Поэтому направленное воздействие на поддонный слой за счет наклона пучка имеет ограничение по скорости набегающего потока.
Необходимо отметить, что положительный эффект от наклона конденсационного аппарата заключается в устранении заливания конденсатом нижележащих труб. Для 12-рядного пучка максимальное увеличение коэффициента теплоотдачи может составить 25%.
Очевидным преимуществом данного способа интенсификации теплообмена при конденсации является простота его практической реализации. Для наклона конденсатора к горизонту установочная плоскость опоры и плоскость разъема пароприемного патрубка устанавливаются под острым углом к оси трубного пучка. Это обеспечивает при монтаже автоматическую фиксацию трубного пучка под требуемым оптимальным углом наклона к горизонту, определенным из условия безотрывного стекания конденсата.
Переоборудование можно провести также на уже действующих установках. Такой способ повышения эффективности конденсатора был, например, применен на паротурбинной установке ОК-18ПВ КТЗ.
Глава пятая
РАЦИОНАЛЬНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ТРУБНЫХ ПУЧКОВ КОНДЕНСАТОРОВ
5.1.	ПРИНЦИПЫ РАЦИОНАЛЬНОЙ КОМПОНОВКИ
Развитие конструкций трубных пучков определяется требованиями высокой эффективности, технологичности изготовления и надежной эксплуатации конденсаторов. К этим требованиям следует отнести:
повышение интенсивности тепло- и массообмена в пучке;
уменьшение габаритов и массы трубного пучка;
минимально возможное переохлаждение конденсата;
снижение кислородосодержания конденсата;
уменьшение гидравлических потерь в паровом тракте конденсатора;
обеспечение безопасной по условиям автоколебаний работы трубок в пучке;
технологичность изготовления, сборки и транспортировки.
84
Рис. 5.1. Оптимальная компоновка трубного пучка
Некоторые из этих требований противоречивы. Так, высокая интенсивность тепло- и массообмена, уменьшение габаритов и массы трубного пучка могут быть обеспечены созданием компактного пучка с малым шагом труб в трубной решетке. Форма пучка, оптимального по требованиям интенсивного тепломассообмена, представлена на рис. 5.1. Треугольный канал способствует сохранению постоянной скорости пара по мере его конденсации; этот фактор уменьшает влияние неконденсирующихся газов на тепло- и массообмен. Нисходящее дви
жение пара и конденсата исключает возможность зависания конденсата в каких-либо зонах конденсатора. Однако такой ттучок в горизонтальном исполнении не вписывается в общепринятые формы корпусов и водяных камер. Здесь следует ожидать значительных гидравлических потерь в паровом тракте, неизбежен контакт стекающего конденсата с паром, содержащим большое количество воздуха. Следствием этого являются переохлаждение конденсата и повышение кислородосодержания в нем.
Принципы рационального проектирования трубных пучков сформулированы следующим образом [18]:
достаточное сечение первых по ходу пара рядов трубок для обеспечения умеренных (до 50 м/с) скоростей пара в узком сечении на входе;
короткий прямой путь паровоздушной смеси к месту отсоса;
организация регенеративного подогрева конденсата в нижней части пучка;
выделение зоны воздухоохладителя с повышенной скоростью паровоздушной смеси.
На основании обширного опыта проектирования конденсаторов, накопленного за последние 30 лет, эти принципы можно дополнить и несколько изменить [55]. Требование умеренных входных скоростей для секционных и судовых конденсаторов с большими тепловыми перепадами выполнить не удается. Поэтому в [2] допускается увеличение скорости до 70—80 м/с. При этом должны быть приняты меры по борьбе с автоколебаниями трубок в пучке, вероятность которых возрастает с ростом скорости пара.
Требование обеспечить короткий прямой путь к точке отсоса в конденсаторах с развитой поверхностью нагрева и большими объемными расходами пара также не всегда удается выполнить. Более общим является требование примерно равных паровых сопротивлений в направлении линий тока пара от входа в конденсатор до точки отсоса воздуха. Особенно наглядна в этом отношении ленточная компоновка трубного пучка.
85
В некоторых конденсаторах вместо регенеративного подогрева в нижней части пучка используется специальное деаэрационное устройство или организован деаэрационный поток пара. Примеры таких устройств даны на рис. 9.15—9.20.
Развитые поверхности конденсаторов выдвинули некоторые новые требования к их рациональной компоновке. В частности, все большее значение приобретает требование равномерной раздачи пара вдоль поверхности нагрева. Это требование обеспечивается, с одной стороны, формой выхлопного патрубка, а с другой — высокоэффективной работой всех зон, хорошо организованным отсосом воздуха по длине конденсатора.
Для компактных высоконапряженных конденсаторов судовых установок существенным требованием является сохранение скорости пара вдоль линий тока. Это обеспечивается уменьшением проходных сечений для пара. В цилиндрических трубных пучках с центральным отсосом воздуха такое требование выполняется автоматически по мере движения пара к центру. В других случаях необходимо устанавливать специальные шитки, образующие паровой канал уменьшающегося сечения.
Несколько слов необходимо сказать о гидравлическом сопротивлении. Снижение его очень важно для конденсаторов с малой плотностью тепловой нагрузки и высоким вакуумом. Так, для давления рк = 3,5 кПа потери давления 0,5 кПа приводят к снижению температуры насыщения на 3°С при среднем температурном напоре ДГ]₽ = 8^10°С, тогда как при давлении рк = 15,0 кПа потери 0,5 кПа дают снижение tn на 1°С при AOg = 2О4-ЗО°С. В связи с этим можно утверждать, что конденсатор с ухудшенным вакуумом допускает большие паровые сопротивления и, как следствие, их трубные пучки могут быть более плотными, иметь большее число рядов по ходу пара.
На рис. 5.2 приведены различные схемы компоновок трубных пучков конденсаторов пара [55]. Варианты а и б — схемы с цилиндрическим и овальным сечением трубного пучка и центральным отсосом пара. Периферийные ряды труб выполнены, как правило, разреженными за счет увеличения поперечного шага. Проходные сечения для пара убывают от периферии к центру как за счет уменьшения шага между трубами, так и за счет уменьшения периметра и, следовательно, общей площади для прохода пара. Такая компоновка применяется для стационарных турбин мощностью до 50 МВт, а также транспортных и судовых установок. Применительно к крупным конденсаторам пара она нерациональна.
На рис. 5.2,6', г приведены варианты компоновки трубного пучка конденсатора в виде узкой изогнутой ленты. Такая компоновка позволяет сравнительно равномерно распределять пар по отдельным зонам конденсатора при небольшом паровом сопротивлении его. Воздухоохладитель выполнен отдельно от трубного пучка и имеет треугольную или трапецеидальную форму с горизонтальным (рис. 5.2,г) или восходящим (рис. 5.2,в) движением паровоздушной смеси. Ленточная компоновка широко применяется в СССР для конденсаторов паровых турбин мощностью от 100 до 500 МВт.
Для больших поверхностей охлаждения в последнее десятилетие ши-
86
Рис. 5.2. Компоновки трубных пучков конденсаторов паровых турбин:
а, б — с центральным отсосом воздуха; в, г — ленточные компоновки; д, е — секционные компоновки [55]
роко применяется компоновка в виде отдельных секций, из которых набирается необходимая поверхность теплообмена. Примеры секционных компоновок — рис. 5.2Д е. Зарубежные фирмы применяют секционную компоновку на турбо установках мощностью 500—600 Мвт и выше. В СССР секционная компоновка внедрена на конденсаторах паровых турбин К-800-240.
5.2.	КОНСТРУКЦИИ КОНДЕНСАТОРОВ
Конструкция конденсационного устройства определяется требованиями, предъявляемыми к трубному пучку технологией изготовления и условиями компоновки конденсатора в составе паровой турбины.
Противоречивость требований к трубному пучку породила ряд компромиссных конструкторско-технологических решений. Одним из первых вариантов компоновки был цилиндрический трубный пучок с центральным отсосом воздуха. Пример такой компоновки дан на рис. 5.3 ,а — схема конденсатора фирмы ’’Вестингауз” (Westinghouse). В других примерах реализации цилиндрического пучка имеются перегородки для уменьшения влияния стекающего конденсата на теплообмен в нижней части
87
Рис. 5.3. Конденсаторы с цилиндрическим трубным пучком фирм ’’Вестингауз” (а) и Machinery Corporation (б)
пучка. Эта схема применяется и в настоящее время в конденсаторах судовых паровых турбин и в стационарных установках небольшой мощности.
Один из вариантов компоновки цилиндрического трубного пучка иллюстрирует конденсатор фирмы Machinery Corporation (США) для паровых турбин мощностью до 50 МВт (рис. 5.3,6). Здесь отвод воздуха выполнен не из центра, а из боковой части пучка. Для улучшения отвода воздуха в пучке имеются специальные паровые каналы.
Общие характеристики цилиндрических трубных пучков: достаточно высокая интенсивность теплообмена,
удовлетворительная деазрация конденсата при ограниченных объемных расходах пара. Так, например, пучок двухметрового диаметра из трубок 16х 1 мм при умеренной паровой нагрузке 40 кг/(м2-ч) и давлении конденсации 5 кПа имеет среднюю скорость пара на входе около 70 м/с, т. е. близкую к предельной. Дальнейшее увеличение диаметра трубного пучка нецелесообразно: скорость на периферийных рядах трубок и так слишком велика.
Рис. 5.4. Конденсатор типа OV для турбины мощностью 160 МВт
88
В некоторых конденсаторах пара с цилиндрическим трубным пучком имело место зависание конденсата в нижней части поверхности нагрева под действием восходящего потока пара.
Дальнейшее увеличение мощности, углубление вакуума и увеличение объемных расходов пара требуют роста омываемого паром сечения трубного пучка конденсатора: В соответствии с этими требованиями появились конденсаторы с центральным проходом в трубном пучке. Примером является конденсатор фирмы Machinery Corporation для турбин мощностью до 160 МВт (рис. 5.4). В зарубежной практике этот конденсатор имеет название OV.
Особое место в компоновке пучков конденсаторов занимает веерная разбивка пучка конденсатора типа Controflo, реализованная также в ряде конденсаторов Калужского турбинного завода. На рис. 5.5 ,а приведена компоновка трубок конденсатора КП-540 КТЗ ленточная, а на рис. 5.5,6 — Controflo. Сравнительные испытания конденсаторов, выполненные с такими разбивками, не выявили преимуществ одной из них перед другой.
Рис. 5.5. Конденсатор КП-540 КТЗ с ленточной (а) и веерной (б) компоновками трубного пучка
89
Применение ленточной компоновки трубного пучка обеспечило создание конденсаторов в широком диапазоне объемных расходов пара. На рис. 5.6 дана разбивка трубного пучка конденсаторов для турбин мощностью 100 и 160 МВт ХТГЗ [3]. Эти конденсаторы наряду с высокой эффективностью теплоотдачи обеспечивают хорошую деаэрацию конденсата. Особенностью конденсатора турбины К-160-130 является центральный воздухоохладитель, выполненный в виде полуцилиндрического трубного пучка. Ленточная компоновка трубного пучка реализована также на турбинах К-300-240 ЛМЗ и ХТГЗ (рис. 5.7).
Дальнейшее развитие энергетики и рост мощностей паротурбинных установок привели к радикальному пересмотру конструкций конденсаторов: в середине 70-х годов появились секционированные трубные пучки. Инициатором создания таких конденсаторов стала фирма Brown Boveri. Типичная компоновка секционного конденсатора представлена на рис. 5.8 для установки мощностью 270 МВт и на рис. 5.9 для атомной энергетической установки мощностью 600 МВт.
Рис. 5.6. Конденсаторы ХТГЗ для турбин мощностью 100 МВт (а) и 160 МВт (б)
90
Рис. 5.7. Конденсаторы турбин К-300-240 ЛМЗ (с) и ХТГЗ (6)
Рис. 5.8. Секционный конденсатор для турбоустановки мощностью 270 МВт
Рис. 5.9. Конденсатор для атомной энергетической установки мощностью 600 МВт
91
Рис. 5.10. Характер распределения тепловых нагрузок и пиний тока в секционных конденсаторах
Важнейшим преимуществом секционной компоновки является высокая унификация технических решений, возможность тщательной отработки характеристик секции с целью достижения высоких технико-экономических показателей. На рис. 5.10 представлены результаты исследования отдельной секции [82], свидетельствующие о высокой равномерности распределения тепловых нагрузок.
Отечественное конденсаторо-строение также пришло к необходимости создания секционных конденсаторов. Так, для турбин 800 МВт ЛМЗ изготовил конденсатор 800 КЦС-3 (рис. 5.11). Особенность конденсатора — секционная компоновка пучка и наклон труб под углом 3°30' к горизонту.
Большое влияние на конструкцию конденсатора оказывают условия привязки его к турбоустановке. Основным решением длительное время оставалось
подвальное расположение конденсатора под частью низкого давления паровых турбин. ИМели место два варианта взаиморасположения конденсатора и турбины: аксиальное, когда трубки конденсатора ориентированы вдоль оси турбины, и поперечное. Однако в последнее время все большее число турбин выполняется с аксиальным боковым расположением конденсаторов, т. е. они расположены не под турбиной, а сбоку от нее, как правило, с обеих сторон. Пример такой компоновки приведен на рис. 5.]2,fl. Турбина мощностью 600 МВт расположена между двумя параллельными блоками конденсаторов. Применение такой компоновки позволяет снизить высоту машинного зала, уменьшает капитальные затраты, хорошо согласуется с тенденцией разделения конденсатора на секции с различным давлением конденсации и уменьшает потери давления в выхлопных патрубках. Недостатком этого решения является отсутствие доступа к части низкого давления турбины, усложнен контроль за подшипниками ротора, эксплуатация конденсаторов и паровых турбин несколько затруднена.
92
Рис. 5.11. Конденсатор 800 КЦС-3 ЛМЗ: а - общий вид; б — поперечный разрез

72 875
Рис. 5.12. Компоновки турбоустановок с боковым расположением конденсаторов с турбиной мощностью 600 МВт (а) и турбиной К-500-60/1500 ХТГЗ (6)
На рис. 5.12,6 приведена конструкция части низкого давления паровой турбины К-5ОО-6О/15ОО ХТГЗ с боковым расположением конденсаторов [50]. Компоновка трубного пучка выполнена в виде ленты, но с учетом бокового потока пара. По внешнему контуру ленты имеются проходы для равномерного подвода пара по всему ее периметру. Отсос воздуха выполнен на четырех уровнях: каждый зигзаг ленты имеет свой воздухоохладитель, в котором паровоздушная смесь движется от внешней стенки конденсатора к оси турбины. Это позволяет уменьшить габариты и улучшить использование объема конденсационной установки.
В конденсаторе предусмотрен раздельный подвод воды к верхней и нижней половинам его, что позволяет обслуживать нижнюю часть конденсатора насосом с меньшим давлением и экономить расход энергии на собственные нужды. В трубном пучке верхней и нижней половин имеется деаэрационное устройство смесительного типа, обеспечивающее деаэрацию конденсата на всех режимах работы.
Особое место занимают конденсаторы пара со встроенными теплофикационными пучками. На рис. 5.13 приведена конструкция такого конденсатора для турбин Т-250/300-240 ТМЗ. Расположенный в центральной зоне
94
Рис. 5.13. Конденсатор теплофикационной паровой турбины Т-250/3 00-240 ТМЗ:
1 — основной пучок; 2 — теплофикационный пучок
конденсатора трубный пучок является первой ступенью подогрева сетевой воды, что существенно улучшает показатели работы теплофикационной турбины. Основной конденсатор выполнен с ленточной компоновкой трубного пучка.
Компоновочные решения для трубных пучков паротурбинных блоков 1200 МВт, в частности для АЭС, еще не подкреплены опытом проектирования и эксплуатации. Поиск ведется в направлении использования вертикальных конденсаторов.
По сравнению с горизонтальной вертикальная труба имеет теоретически более низкий коэффициент теплоотдачи от пара к стенке. Однако в трубном пучке определяющей оказывается не столько работа индивидуальных трубок, сколько условия тепло- и массообмена в пучке: отсутствие застойных зон и т. п. В этом отношении вертикальный пучок имеет определенные преимущества перед горизонтальным. В Частности, можно легко представить себе такую организацию потока пара в вертикальном
95
Таблица 5.1. Характеристика конденсаторов
Тип конденсатора	Тип турбины	Количество корпусов	Площадь поверхности корпуса, м2	Диаметр труб, мм
КТЗ:				
КП-120	АП-1,5 Б	1	120	16x1
КП-195	АП-1,5	1	195	16x1
КП-280	П-2,5-35	1	285	19X1
КП-280-2	К-6-30П	1	280	19x1
КП-410	АК-4-4	1	410	19x1
	П-6-35	1		
КП-540	К-6-35	1	540	19x1
	Т-6-35М	1		
	ПТ-12-35/10М	1		
	ПТ-12-90/10	1		
КП-840	ОК-12П	1	840	22x1
КП-935	К-12-35М	1	935	22x1
КП-935-1	ПТ-25-90/10М	1	935	22x1
КП-1200	ОК-18ПУ	1	1200	22x1
	К-12-35Т			
КП-1220	ПТ-12-35/13Т	1	1220	22x1
	ПТ-25-90/14	1	*	
КП-1650	ОК-12А	1	1650	22x1
ЛМЗ:				
50-КЦС-З	К-50-90	1	3600	25x1
100-КЦС-2	К-100-90-2	2	3000	25x1
100-КЦС-4	К-100-90-6	2	3000	25x1
200-КЦС-2 (3)	К-200-130	2	4500	30x1
300-КЦС-1	К-300-240	1	15400	28х]
800-КЦС-З	К-800-240	2	20600	28x1
ХТГЗ:				
К-100-3685	К-100-90	2	3685	25x1
К-150-9115	К-160-130	1	9115	28x1
К-15 240	К-300-240	1	15 240	28x1
К-12150	К-2&-44	2	12150	28x1
К-10120	К-5 00-65/3000	4	10120	28x1
	(К-220-445)	(2)	10120	(28x1,5)
К-16100	К-750-65/300	4	16100	28x1
К-22550	К-500-60/1500	2	22550	28x1
Примечание. Материалы труб конденсаторов КТЗ: ЛО-70-1, МНЖ-5-1, МНЖМц-
конденсаторе, которая близка к идеальной (см. рис. 5.1), т. е. непрерывно уменьшающийся канал с постоянной скоростью пара в нем. Однако здесь имеются и определенные трудности, в частности в вертикальном конденсаторе можно ожидать более глубокое переохлаждение конденсата и ухудшение его деаэрации. Для борьбы с этими явлениями необходимо предусматривать специальные средства.
В целом можно заключить, что в настоящее время имеется ряд базовых решений, которые позволяют обеспечить высокую эффективность работы конденсатора пара в широком диапазоне мощностей паровых турбин. В табл. 5.1 приведены технические характеристики ряда конденсаторов, выпускаемых отечественной промышленностью.
96
Активная длина труб, мм	Число хо-Давление		Удельная паровая нагрузка, кг/ (м2-ч)	Кратность охлаждения	Температура воды на входе, °C	Гидравлическое сопротивление по воде, кПа
	дов по воде	в конден- саторе, кПа				
2000	4	7,0	54	51	20	59
2100	4	5,0	34	82	20	49
2750	4	5,0	35	77	20	64
2750	2	19,6	119	42,5	28	30
3050	4	9,8	46	63	30	30
4000	2	5,04-9,0	46-89	65-41	20	29-44
4500	2	5,0	63	55	12	34
5000	2	5,0	45	81	20	49
5000	2	9,0	80	45	20	49
6200	2	6,0	54	52	20	39
5750	2	14	39	79	40	42
6660	2	7,0	41	68	22	54
6650	2	5,0	46,5	57	15	35
6650	2	4,65	46,5	57	15	35
6650	2	4,50	46,5	57	15	39,2
8055	2	5,0	44,4	62,5	15	37
8930	2	4,4	37,2	62,7	15	42
12000	2	3,65	37,0	-	12	53,8
7350	2	4,6	36,1	61,5	15	27,5
8850	2	4,8	36,3	63,5	15	43
8850	2	4,1	37,0	61,7	15	42
9000	2	5,1	31,4	72,6	22	39,2
9000	2	3,90	40,5	53,5	22	39,2
9000	2	(3,92)	(42,0)			
9000	2	4,5	37,3	—	15	—
9000	2	5,88	42,2	50	22	42,2
30-1-1; ЛМЗ: Л-68, МНЖ-5-1; ХТГЗ:			Л-68, МНЖМц-30-1-1, МНЖ-5-1.			
5.3.	ОБЗОР ИНЖЕНЕРНЫХ МЕТОДОВ РАСЧЕТА
КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ
Расчет конденсатора заключается в определении площади поверхности охлаждения, необходимой для конденсации поступающего в него пара при заданных расходе и температуре охлаждающей воды и давлении конденсации. Расчет площади поверхности ведется по коэффициенту теплопередачи к, среднелогарифмическому температурному напору между паром и охлаждающей водой Д/jg и тепловому потоку Q по уравнению (1.2).
97
Известные в настоящее время формулы для расчета коэффициента теплопередачи получены на основании обобщения опыта испытаний и эксплуатации конденсационных установок. Они имеют эмпирический характер и слабо отражают физические особенности конденсации пара в трубном пучке.
В отечественной практике широко используется формула Л. Д. Бермана [55] для к, Вт/ (м2К)
к = 4070с
Ь\/ а
103
(35-O)2 1 +

(5-1)
(5.1')
или
к = 4070а Фw Фг Ф2 Ф§,
где а — коэффициент чистоты; Фи,, Ф,, Фг, Ф§ - множители, учитывающие влияние скорости охлаждающей воды wB, ее температуры на входе в конденсатор tx, числа ходов воды z и удельной паровой нагрузки конденсатора соответственно.
Формула (5.1) справедлива для расчета конденсаторов стационарных паровых турбин при <45° С, скоростях воды в трубах wB = (1—2,5) м/с и нормальной плотности вакуумной системы.
При х!а < 0,6
х = 0,12с (1 + 0,15Т1) ,	(5-2)
а при х/с > 0,6	
х= 0,6с.	(5-2')
При ti <35°С Ф,= l-fey/a^S-T^/WOO,	(5-3)
где b = 0,52 — 0,0072gn; gn — удельная паровая нагрузки, при 35°С < Tj < 45°С	г/ (м2 -с);
Ф, = 1 +0,002 (г, -35).	(5.3')
При расчетной (номинальной) паровой нагрузке конденсатора ©”ом, а также при DK/D£p > 1 принимается Ф5 = 1. Для DK/< 1	
Ф6 = — А -	, D? \	^кР/	(5-4)
где	
D'KP =SD£om = (0,8-0,01 r1)Z)”OM.	(5-5)
98
Рис. 5.14.Коэффициенты теплопередачи двухходового (о; иодноходового (6) конденсаторов [55]
В (5.4) и (5.5) расход пара обозначен DK, как это принято в [55] и ряде нормативных материалов.
Коэффициент чистоты а определяется как
а = ас«м.	(5.6)
где ас и дм — коэффициенты, зависящие от ожидаемого состояния поверхности охлаждения и от материала и толщины стенок трубок: ас = = 0,854-0,9 при прямоточном водоснабжении и слабо минерализованной воде, ас = 0,754-0,85 при оборотном водоснабжении; дм =0,854-1, при этом для трубок с толщиной стенки 6=1 мм из латуни дм = 1, из сплава МНЖ-5-1 ам ~ 0,95, из МНЖМц-30-1-1 ам = 0,92, из нержавеющей стали дм =0,85.
На рис. 5.14 приводятся графики для определения коэффициента теплопередачи в одно- и двухходовом конденсаторах с латунными трубками при коэффициенте чистоты а =0,8 в зависимости от значения В = = 1,1 wB / \fa[ и температуры охлаждающей воды [55].
Формула Института теплообмена США (уточненная, VI редакция) [90]
k-bMQtk0,	(5.7)
где 6М - коэффициент, учитывающий материал и толщину стенки труб конденсатора (табл. 5.2) ;	- поправка на температуру воды на входе (рис. 5.15); к0 - коэффи-
99
Таблица 5.2, Значения поправочного множителя &м
Материал	Толщина стенки, мм		
	1,24	1,47	1,65
Латунь оловянистая	1,о	0,98	0,96
(ЛО 70-1) Латунь алюминиевая	0,96	0,94	0,91
(ЛА 77-2) Мунц-металл (латунь	0,96	0,94	0,91
свинцовистая ЛС 59-1) Алюминиевая бронза	0,90	0,87	0,84
Мельхиор МН 90-10	0,90	0,87	0,84
Мельхиор МН 70-30	0,83	0,80	0,76
Нержавеющая сталь	0,58	0,56	0,54
циент теплопередачи Вт/(м2-К) при температуре охлаждающей-воды на входе t2 = =21°С:
к0 = 2747 при к о = 2706 Vwb ПРИ ко = 2665 при
d2 —164-19 мм;
d2 — 224-25 мм;
d2 = 284-32 мм.
Формула (5.7) не учитывает влияния на к удельной паровой нагрузки. В предыдущих редакциях формула имела также поправку /Зк, которая корректировала результат в пределах gn = 10440 кг/ (м2-ч). Требуется проверка возможности распространения (5.7) для расчета конденсаторов при gn >40 кг/ (м2-ч) [19,20].
100
Методика расчета конденсаторов в Великобритании определяется стандартом ВЕАМА - Британского объединения, производящего энергетическое оборудование [87]. Эта методика в основном соответствует методике Института теплообмена США. Формула имеет вид
k = abM(3tk0,	(5.8)
где к0 — коэффициент теплопередачи условно чистого конденсатора с температурой воды на входе 21 °C, зависящий от скорости воды, Вт/ (м2-К) (рис. 5.15) ; Pt — поправочный коэффициент, учитывающий среднюю температуру охлаждающей воды (рис. 5.15); Ъм — поправочный коэффициент на материал и толщину стенки трубок конденсатора (табл. 5.2); а — коэффициент чистоты поверхности конденсатора: а = 0,95 для оборотной системы водоснабжения, чистой речной и морской воды, а =0,9 для загрязненной воды.
Зависимость (5.8) рекомендована [87] для широкого диапазона размеров трубок конденсатора (13—32 мм). Ее недостатком является отсутствие учета влияния на коэффициенты теплопередачи удельной паровой нагрузки.
Формула фирмы’’Метро-Виккерс” [2]
*= 1095\Лёв / 17,8+ ---------	(5.9)
V	2
не учитывает влияния тепловой нагрузки конденсатора, свойств материала и размеров труб.
Во Франщш предложена эмпирическая формула, полученная по результатам испытаний конденсатора на одной из ТЭС [88]:
* = 58OOxwf,	(5.Ю)
где х — f(fi) и увеличивается с ростом tj до 20°C, после чего х = 0,47 = const. Эта формула, так же как и (5.9), не учитывает влияния тепловой нагрузки, свойств материала и размеров трубок.
Для расчета коэффициента теплопередачи, Вт/(м -К), в судовых конденсаторах с мельхиоровыми трубками 16х 1 в [2] предложена формула
к = ао6-604(3- v?) VT^Vzo + tj + At/2?	(5.11)
где а0 — 0,84-1 - коэффициент, учитывающий характер компоновки поверхности конденсатора: для рациональной компоновки а0 =1, для7стесненной а0 =0,84-0,9; Р =«п/250 - коэффициент влияния паровой нагрузки: при дп > 250 кг/(м2.ч) Р ~ 1; Ъ - поправка на диаметр и толщину стенки трубок: для трубок 16x1 мм 6=1,0, а 16x1,5 мм Ь~ 0,8.1.
В [2] приводится формула
k-\Af>aCdCt	(5.12)
где а =0,85 - коэффициент чистоты поверхности трубок; Cd =0,947; 1,0; 0,973 соответственно при d = 16, 19, 22 мм; С =768, 822, 880, 940, 1060 соответственно при tj =5, 10, 15,20, 25°С.
Приведенные формулы для расчета коэффициента теплопередачи к получены в разных условиях для определенных типов конденсаторов. Наиболее обоснованной является зависимость Л. Д. Бермана (5.1), составленная по результатам испытаний конденсаторов стационарных паровых турбин и в определенных пределах учитывающая взаимосвязь и влияние на коэффициент теплопередачи ряда теплофизических и режимных факторов; она справедлива при удельных паровых нагрузках 40— 50 кг/ (м2 -ч).
101
Рассматривая вышеприведенные формулы, легко установить, что расчет к в большей или меньшей мере базируется на параметрах, характеризующих теплоотдачу поверхности охлаждениячсо стороны воды: почти во все формулы входит в качестве основной составляющей скорость воды в трубках в степени 1/2, а в (5.1)—в степени х<1. Влияние температуры учтено по-разному: в (5.1) к пропорционален разности [1 — Ь \[~а (35 — Z)2/1000] , в (5.9) к зависит от 17,8 + (rt + t2)/2, в (5.П) — от V 20 +	+ Дт/2, в других формулах к зависит от эмпири-
ческого множителя, который отражает влияние температуры в степени, меньшей 0,5.
Влияние других параметров и величин, например нагрузки, диаметра и толщины стенки трубок, чистоты поверхности, учитывается в некоторых формулах соответствующими поправочными множителями. Влияние примеси воздуха в паре на интенсивность теплообмена во всех формулах не отражается. Ни одна из приведенных формул не отражает связь коэффициента теплопередачи с конфигурацией трубного пучка конденсатора, геометрией трубок, например профильных, возможностями интенсификации теплообмена непосредственно со стороны пара и воды. Поэтому актуальной задачей остается разработка методики расчета коэффициента теплопередачи конденсатора, которая позволяет учитывать влияние на к каждого из факторов в отдельности [75].
Такому условию отвечает методика расчета коэффициента теплопередачи по отдельным его составляющим. Однако для этого необходимо иметь надежные данные по расчету коэффициентов теплоотдачи от пара к стенке в присутствии воздуха асм, от воды к стенке ав, а также теплопроводности материала трубок и отложений на стенках.
Обобщение результатов испытаний различных конденсаторов, в том числе конденсаторов турбин 25-КЦС ЛМЗ (F = 1750 м2), К-150-9115 ХТГЗ (F —9115 м2) и КГ-2-6200 УТМЗ (F =6200 м2) позволило получить зависимость типа (4.9) для расчета коэффициента теплоотдачи от пара в конденсаторе при номинальном содержании воздуха в паре 5-10“® <е< 0,001:
/	z \1/3 _
асм = 12,9П0’1 Nuh0’5 { 1 + - )	(5)°’lsaHe0-°’04 .	(5.13)
\	2 /
Зависимость (5.13) учитывает взаимосвязанное влияние различных факторов на теплообмен при конденсации пара в натурных конденсаторах (скорости пара, геометрических характеристик трубного пучка, перераспределения температурного напора в многоходовых конденсаторах, концентрации воздуха в паре и др.). При определении среднего по поверхности коэффициента теплопередачи к термическое сопротивление стенки трубы рассчитывается обычным способом по ее толщине и теплопроводности материала (в расчете учитываются загрязнения и накипеобразова-ния), а коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к воде — по выражению (2.27).
5.4. АНАЛИЗ МЕТОДИК РАСЧЕТА КОНДЕНСАТОРОВ
Коэффициент теплопередачи к является основной определяемой величиной при расчете площади поверхности охлаждения конденсатора. Анализ различных методик расчета к сводится к сравнению его расчетного значения, полученного из (5.1), (5.7), (5.8) —(5.13), со значением, полученным для тех же условий по результатам испытаний конденсаторов на стендах и электростанциях [14,19,20,75].
В табл. 5.3 и рис. 5.16 приводится сравнение опытных и расчетных значений коэффициента теплопередачи в 10 различных конденсаторах с площадями поверхности охлаждения от 30 до 9115 м2, числом ходов по воде от 1 до 4, диаметром трубок от 14x1 мм до 26х 1 мм при удельных паровых нагрузках от 16 до 190 кг/ (м2-ч), температуре охлаждающей воды на входе от 0,7 до 32 ° С и скорости воды в трубках от 1,0 до 3,3 м/с [75]. Видно, что наиболее близко приближаются к опытному результату расчетные данные по (5.13). Расчет по (5.1) дает завышенное по сравнению с опытным значение коэффициента теплопередачи на 10— 15% при температуре охлаждающей воды больше 15°C и заниженное значение к при ti 0,4° С. Остальные формулы дают большие отклонения от опытного значения к. Сравнение опытных и расчетных значений коэффициентов теплопередачи в конденсаторах 100 КЦС-4, 200 КЦС-2, 300 КЦС-1, К-100-3685, К-15240 и КГ2-6200-1 [19, 20] приводится на рис. 5.17 для номинальных условий и на рис. 5.18 при расходе воды W = 0,71VHOM. Видно, что расчетные данные по (5.13) и (5.1) удовлетворительно согласуются между собой на номинальных нагрузках, а на режимах с расходом воды W = 0,7И'НОМ значения к по (5.1) превышают значения, полученные по (5.13), на 10—15%. Среднеарифметическая погрешность в расчетных данных по (5.1) и (5.13) относительно опытных данных не превышает 8—10%.
На рис. 5.19 [14] и 5.20 приведены зависимости коэффициента теплопередачи к от температуры охлаждающей воды, а на рис. 5.21 — зависимости к от скорости воды в трубках. Из графиков видно, что зависимости к от температуры охлаждающей воды, полученные по (5.13), протекают более полого, чем полученные по (5.1). Кривые пересекаются при температуре охлаждающей воды около 18°С, при < 18°С значение коэффициента теплоотдачи, полученное по (5.13), меньше, чем полученное по (5.1), а при ty > 18°С оно больше. Необходимо отметить, что со снижением температуры охлаждающей воды, начиная с = 18°С, расхождение полученных по (5.1) и (5.13) значений коэффициентов теплопередачи заметно возрастает и при = 0°С достигает 30% при скорости воды в трубках w = 2 м/с, около 27% при wB = 1,5 м/с и 19% при wB = 1 м/с.
Анализ методик показывает [19,20]: при номинальном режиме работы конденсаторов опытные данные наиболее удовлетворительно совпадает с расчетными по формулам (5.1) и (5.13): при режиме работы конденсаторов, отличающемся от номинального, опытные данные наиболее удовлетворительно совпадают с расчетными по формулам (5.1) и (5.13), а также по формуле Института теплообмена США (5.7).
103
Таблица 5.3. Сравнение опытных и расчетных значений коэффициента теплопередачи в конденсаторах
Число > Удельная Температу- Скорость Опытные	Расчет Л: по формулам
Площадь по-	ходов	паровая	ра охлаж- охлаждаю- значения-------------------------------------------
верхности кон- ох- Диаметр нагрузка	дающей во- щей воды коэффи-
денсатора F, м2 лаж- трубок	кг ды на входе в трубках циента теп-
	дающей ВО- ДЫ Z	м2-ч		в конденса- ws, м/с тор fj, °C		лопередачи к, м2 -К	(5.1)	(5.U)	(5.9)	(5.7)	(5-12)	(S.13)
30	2	14/12	178	28,15	2,79	4280	5018	4460	4559	4355	6280	4315
			90,5	28,05	2,79	3884	4966	3629	4483	4326	5274	3815
			43,7	28,15	2,79	3419	3425	2687	4454	4355	4419	3605
65	4	16/14	73,2	21,2	2,2	3850	4512	3047	4198	4117	4588	3803
			46,2	21,5	2,2	3733	4501	2402	4152	4100	4094	3989
			33,8	15,5	2,2	3443	3710	2016	4012	3664	3518	3303
125	1	15/12,5	190,6	29,6	3,36	4147	5455	4315	4803	4931	6687	4082
			113	29,3	3,36	3966	5391	4158	4780	4861	5885	3896
			39,5	29,1	3,36	2952	3303	3373	4768	4838	4495	3012
195	4	15/14	40	20,6	2,2	3594	4105	2111	3943	3826	3943	3640
			37,5	24,5	2,04	3559	4210	2099	4012	3768	3862	3454
280	4	19/17	54,0	19,0	1,68	3524	3791	2205	3652	3518	3931	3594
			34,0	20,6	2,16	3605	4373	2055	4105	4012	3966	3361
			19,5	20,0	2,16	3198	3489	1567	4059	3384	3466	3140
540	2	19/17	45,6	0,4	1,77	2954	1995	1832	3175	2477	2832	2884
			36,0	0,7	1,77	2617	1989	1646	3163	2431	2640	2675
			8,15	1,1	1,77	1419	754	797	3105	1628	1826	1489
935	2	22/20	94,0	22,0	2,1	3587	3943	3163	4164	3896	4989	3791
			56,15	22,3	2,0	3349	3245	2495	3989	3849,5	4257	3443
			32,4	21,6	1,92	2628	2175	1907	3873	3588	3664	2652
1750 (ЛМЗ)	2	27/24	25,25	29,6	0,985	2390	2553	1279	2919	2518	2675	2466
			32,2	31,9	1,473	2832	3315	1753	3582	3315	3396	2756
			37,4	32,25	1,496	3006	3355	1896	3640	3489	3408	2931
6200 (УТМЗ)	2	24/22	3&9	28,5	1,56	2896	3477	1948	3669	3547	3722	2815
9115 (ХТГЗ)	2	28/26	16,25	23,3	1,823	2849	3605	1343	3908	2554	3047	2937
Рис. 5.16. Сравнение опытных и расчетных значений коэффициентов теплопередачи в конденсаторах, полученных по формулам:
1 - (5.13); 2 - (5.1); 3 - (5.11); 4 - (5.9); 5 - (5.7); 6 - (5.12); штриховая линия - по опытным данным [75]
Рис. 5.17. Сравнение опытных и расчетных значений коэффициентов теплопередачи в конденсаторах на номинальном режиме работы [20], полученных по формулам:
1 - (5.1); 2- (5.13); 3 - (5.7); 4- (5.10); 5- (5.8); штриховая линия - по опытным данным. Условия расчета: Tj =12°С; Gn=G“0M; И'=И'НОМ
Рис. 5.18. Сравнение опытных и расчетных значений коэффициентов теплопередачи в конденсаторах при И'=0,7И'НОМ [20] (обозначения см. на рис. 5.17)
			7Х	>	
					
					J
		^2			
	Г ГЮ				
					
					
о —					
0	5	10	15	20 tT°C
Рис. 5.19. Значения к в зависимости от Г, (wB = 1,86 м/с, конденсатор К-15240), полученные по формулам:
1 - (5.1); 2 - (5.7);
3— (5.8); 4 — (5.13); точки — данные испытаний [ 14]
Рис. 5.20. Значение к в зависимости от 11:
1 -	= 1 м/с; 2 - 1,5 м/с; 3 -
2,0 м/с;---------по (5.1); --------- по
(5.13)
Рис. 5.21. Значение к в зависимости от wB:
1 - ti =0°С; 2 - 15°С; 3- 30°С; -------по (5.1); ---------- по (5.13)
Опытные данные по влиянию входной температуры воды на коэффициент теплопередачи конденсаторов наиболее удовлетворительно совпадают с расчетными, полученными по формуле (5.1). Этот вывод требует проверки, так как резкое уменьшение коэффициента к можно объяснить несогласованностью характеристик конденсатора и воздухоотсасывающего устройства. Подтверждением может служить факт получения высоких значений коэффициента теплоотдачи при низких температурах охлаждающей воды до (0,4—1,1 °C) на конденсаторе КП-540 (см. рис. 5.16, табл. 5.2), который укомплектован мощным пароструйным эжектором ЭО-ЗО.
Опыты, специально поставленные [71] с целью определения влияния производительности эжектора на интенсивность процесса тепломассообмена в конденсаторе (см. рис. 9.6, 9.7), также подтверждают факт ухудшающего воздействия эжектора на работу конденсатора в случае, если эжектор существенно деформирует характеристики конденсатора.
5.5. МЕТОДИКА РАСЧЕТА
ПЛОЩАДИ ПОВЕРХНОСТИ ОХЛАЖДЕНИЯ КОНДЕНСАТОРА
Исходные данные, необходимые для определения требуемой площади поверхности охлаждения, числа и длины трубок:
номинальная паровая нагрузка конденсатора £>“ом;
давление в конденсаторе рк;
энтальпия пара, поступающего в конденсатор, Лп;
температура охлаждающей воды на входе tx;
расход охлаждающей воды W;
число ходов воды z;
107
формул § 5.3; ATlg
наружный и внутренний диаметры труб	nd2, мм;
материал трубок.
Площадь поверхности охлаждения конденсатора определяется по формуле
л£ом(йп-йк)
F~ ' <514>
Значения Dg0M, hn, hK принимаются по исходным данным, коэффициент теплопередачи к подсчитывается по одной из определяется по (2.13).
В [55] рекомендуется для предварительных расчетов принимать следующие значения (йп - h'к), кДж/кг:
для турбин ТЭС с начальными давлениями пара 9,0—16,0 МПа, не имеющих промежуточного перегрева пара, 2200-2250;
для турбин ТЭС с начал >ными давлениями 23,5 МПа с промежуточным перегревом пара 2300-2350;
для турбин с давлением насыщенного пара 6,0—7,0 МПа и промежуточным перегревом 2200—2250.
Число и длина трубок в конденсаторе определяются по формулам 7V= 1,273•106R'z/(pB, wB, d|);	(5.15)
Z= F-IO31 (NirdO.	(5.16)
Площадь трубной доски определяется как
F-I.a = 0,785 Ndl/kT^,	(5.17)
где Лт.д — коэффициент заполнения трубной доски: по [55] для ориентировочной оценки FT-H Л1-Д » 0,25.
Выбор скорости охлаждающей воды в трубах зависит от ее качества и материала трубок. В [55] рекомендуется:
при использовании пресной воды (солесодержание меньше 1000мг/кг, показатель pH > 6,5) принимать максимальную скорость воды;
для латунных труб ЛОМш 70-1-0,04 wB =2,04-2,1 м/с, при этом показатель pH конденсата не более 9,3. При загрязненной воде или повышенном содержании хлоридов максимальная скорость воды 1,5—1,8 м/с;
для трубок из медно-никелевого сплава МНЖ-5-1 (МНЖМц-5-1-0,8) wB =2,54-2,7 м/с, из нержавеющей стали 1Х18Н9Т wB =4,04-5,0 м/с. Для последних содержание в воде С1 не превышает 750 мг/кг.
При использовании морских и солоноватых вод следует принимать максимальную скорость воды:
для латунных трубок ЛАМш-77-2-0,04 wB = 1,84-2,0 м/с при показателе pH конденсата не более 9,3; содержание в воде песка не более 20 мг/кг;
для трубок из медно-никелевого сплава МНЖМц-30-0,8-1 wB = 2,54-3 м/с при содержании в воде песка не более 50 мг/кг; для трубок из титановых сплавов wB = 5 м/с.
108
Полученные расчетные данные могут корректироваться в зависимости от заданных условий, например габаритных, технико-экономических и других, за счет изменения йекоторых исходных данных.
Приведем расчет двух конденсаторов: одного для стационарной паровой турбины с удельной паровой нагрузкой gn 40 кг/(м2-ч) и другой для приводной турбины с gn ~ 90 кг/(м2-ч). Расчеты проведем по формуле Л. Д. Бермана (5.1) и формуле (5.13). Расчет по (5.1) конденсатора с £п я; 40 кг/ (м2 -ч) заимствован для сравнения из [55].
Пример 1. Требуется определить коэффициент теплопередачи, площадь поверхности охлаждения, число и длину трубок конденсатора для следующих условий: номинальный расход отработавшего пара £>“ом =175 кг/с;
давление пара в конденсаторе рк =4,4 кПа;
номинальный расход охлаждающей воды W =8825 кг/с;
температура охлаждающей воды на входе в конденсатор tj =15 °C;
скорость воды в трубках и>в =2 м/с;
диаметр трубок: наружный d1 =28 мм; внутренний <32 = 26 мм;
разность энтальпий пара и конденсата Дйк =2260 кДж/кг;
коэффициент чистоты а =0,85;
число ходов воды z=2;
материал трубок - медно-никелевый сплав МНЖ-5-1.
Расчет по формуле Л. Д. Бермана (5.1). Множитель ом, учитывающий влияние на коэффициент теплопередачи материала трубок, принят равным 0,95. Тогда коэффициент а =0,8-0,95 =0,808.
Определяем множитель Фи, по (5.1) и (5.2) :
х = 0,12-0,808 (1 + 0,15-15) =0,315;
/1,1-2,0 \ 0,315
= ---------I = 0,992.
\^6~ /
Определяем множитель Ф? по (5.3). Предварительно задавшись значением gn = = 11,5 г/(м2.с), находим Ъ =0,52 - 0,0072-11,5 =0,437;
0,437 \/0,808
Ф. = 1--------------(35 - 15) 2 =0,842.
1000
Определяем множитель &z:
Множитель 4>5 = 1, так как расчет ведется для номинальной нагрузки.
Определяем по (5.1) коэффициент теплопередачи к: к = 4070 • 0,808 • 0,992 • 0,84 2 • 1 • 1 = 2745 Вт/ (м 2- К), Температура отработавшего пара tк при рк =4,4 кПа равна 30,64 °C. Нагрев охлаждающей воды составляет при св =4,19 кДж/ (кг-К)
175-2260
Дг =  --------= 10,7 °C.
8825-4,19
Температура воды на выходе t2 = 15+ 10,7 = 25,7 °C.
109
Среднелогарифмическая разность температур пара и воды
10,7
= 9,29°С.
Aqg= -------------------
8	30,64 - 15
2,31g ----------
30,64 - 25,7
Требуемая площадь поверхности охлаждения
175-2260-Ю3
Г = -------------- = 15 510 м2.
2745-9,29
Число трубок в конденсаторе
1,273-Ю6-8825-2
А= —----------------- = 16 620 шт.
1000-2-262
Активная длина трубок
15510-Ю3
/ =---------------= 10,6 м.
16620-3,14-28
Полученная по расчету удельная паровая нагрузка ga = 11,3 г/ (м2-с) близко совпадает с первоначально заданной g п = 11,5 г/ (м2  с), и поэтому можно считать расчет законченным и не требующим повторения.
Расчет конденсатора по формуле (5.13) по исходным данным примера 1. Определяем температуру насыщенного пара в конденсаторе порк из таблиц водяного пара [54]:
Гп = 30,64°С.
Находим тепловую нагрузку конденсаторов по формуле
Q ~ £>"ом ДАк = 175 • 2260-103 = 395,5  103 кВт.
Определяем температуру охлаждающей воды на выходе из конденсатора при св =4,182 кДж/(кг-К) для Г=20°С:
Q	395,5-106
»2 = Г1+ -----= 15+------—-------- = 15 + 10,7 = 25,7°С.
CBW	4,19-10-8825
Средняя температура охлаждающей воды rCp = O>5(f2 + П) = 0,5(25,7+ 15) =20,35°С.
По значению /сп определяем теплофизические параметры, входящие в числа ReB и Рг/: Рв = 0,997-Ю"6 м2/с; Хв =0,5997 Вт/(м1-К); ав =0,4135-Ю"6 м2/с. Коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к охлаждающей воде
0,8 ( 0,997-10“6	0,4
\ 0,1435-10"6 /
0 8 0 4	/2,0-0,026
ав = 0,023ReB Рг/’4 ---= 0,023
d2
0,997 -Ю"6
0,5997	,
х -------- = 6841,4 Вт/(м2-К).
0,026
Задаемся удельной паровой нагрузкой конденсатора: gn = 0,01014 кг/ (м2.с).
Находим удельную тепловую нагрузку:
Q 395,5-Ю6 Я = — grl = —-------- 0,01014 = 22 916 Вт/м2.
Вк 175
ПО
Определяем среднелогарифмический температурный напор:

25,7 - 15
2,31g
30,64 - 15
- 9,29=С.
30,64 - 25,7
Средний температурный напор между паром и наружной стенкой трубы
/ 1 di	di dx \
Дгп = Дт1е-?(----- --- +1,15— 1g ----- I.
\ ав ^2	^2/
Находим для заданного материала стенки значение Л =29,1 Вт/(м2-К), тогда
( 1	28	0,028	28 \
------ — + 1,15 	 1g 	) =9,29 — 4,22 = 5,07°С. 6841,4 26	29,1-26 /
Определяем среднюю температуру пленки конденсата:
Д7П	5,07
ГПл = Тп~ ---- = 30,64 “ ------ =28,1 °C.
2	2
Находим по значению Гдд теплофизические параметры конденсата: Лк = =0,6145 Вт/(м2-К); рк =996,303 кг/м3; VK =0,8383• 10~6 м2/с.
Удельную теплоту парообразования находим по значению Гп:
г = 2428,7 кДж/кг.
Определяем коэффициент теплоотдачи при конденсации чистого неподвижного пара на одиночной трубке по (3.9):	‘
/0,61453-996,3-2429-103-9,81 \ 1/4
ан = 0,7281-------------------------- I = 10797 Вт/(м-К).
\ 0,838-10 -4,87 0,028	/
Находим допустимый присос воздуха по формуле [55]:
GB,= ----------+ 2 = ----+ 2 = 9г/с.
25	25
Определяем относительное содержание воздуха в паре:
6*вз	0,009	.
е0= ------= -------= 5,14-10 5.
DK	175
Задаемся относительным параметром набегания пара на трубный пучок конденсатора:
_ f ^уз
S = — =------------= 0,0075.
F	-ndKN
Определяем площадь проходного сечения для пара по периферии трубного пучка в узком сечении между трубками:
- dk	175
f = S ---- = 0,0075 ---------= 135,59 м2.
dK	0,00968
Плотность пара определяем по таблицам водяного пара по значению рк:
рп = 0,03147 кг/м3.
111
Находим скорость пара на входе в трубный пучок по его периферии в узком сечении между трубками:
DK	175
и'по = ---------------------------= 41,01 м/с.
pnfn	0,03147-135,59
Определяем число П:
рпи’п 0,03147-41,012
П = ------ = --------------------- = 0,193.
pKgd2	996,303-9,81-0,028
Определяем число NuH:
aHdi 10797-0,028
NuH =-------- = ------------- =492.
Хк 0,6145
Находим средний коэффициент теплоотдачи при конденсации чистого движущегося пара в конденсаторе по (3.61):
ап= 19-0,1930,1-492 °’5-21/3-0,0075O,1S-10797 = 4709Вт/(м2-К).
При е0 =5,14 • 10"5 можно считать, что Дсм =ДП.
Находим средний коэффициент теплопередачи в конденсаторе:
1
к =-------------------------------------=
1	1	dt	dj	di
----+ — ------- + 1,15 ------1g---
^СМ	®В	^2	X	d2
	 + 	 	 + 1Д5 	 1g — 4769---------------------------6 841,4-26-29,1-26
Определяем площадь поверхности охлаждения конденсатора:
Q 395,5-Ю6
F = -------- = --------- =17 260 м2.
2466-9,29
Находим удельную паровую нагрузку конденсатора:
DK 175 gn = — — --------- = 0,01014 кг/ (м-с).
F 17 260
Как видно, значение gn, найденное в ходе расчета, не отличается от предварительно принятого значения gn =0,01014 кг/ (м -К), следовательно, можно считать расчет законченным и не требующим повторения.
Определяем необходимое число трубок в конденсаторе:
Wz	8825  2
N= --------------- —-----------------------— = 16 692 шт.
рв • 0,7 85 di	996,303 • 0,785  0,026 2 • 2
Определяем расстояние между трубными досками:
F	17 260
I —--------=--------------------= 11,8 м.
-irdyN 3,14-0,028-16 692
112
Таблица 5.4. Формуляр теплового расчета конденсатора по (5.1)
Параметры	Источник или метод определения	Результат
Расход отработавшего пара в конденсатор DK,	кг/с Из теплового расче-	26,39
Давление в конденсаторе рк, кПа	та турбины По заданию	8,34
Энтальпия отработавшего пара йп, кДж/кг	Из теплового расче-	2420,1
Температура отработавшего пара Гп, °C	та турбины По давлению пара и	42,32
Энтальпия конденсата hK, кДж/кг	таблицам водяного пара По температуре и	177,15
Количество теплоты, отдаваемой паром,	таблицам водяного пара ДЛК = ЛП —	2242,95
Дйк, кДж/кг Тепловая нагрузка конденсатора Q, кВт	е=₽кДАк	59191,5
Расход охлаждающей воды И', кг/с	По заданию	1890
Кратность охлаждения m	m = W/DK	71,6
Температура охлаждающей воды	По заданию	22
на входе в конденсатор 11, °C Скорость воды в трубках w, м/с	По заданию	2
Материал трубок	То же	Латунь
Диаметр трубок (наружный / внутренний)	♦» ,»	22/20
dj/dj, мм Число ходов воды Z		1
Коэффициент чистоты а	—	0,8
Удельная паровая нагрузка gn, кг/ (м2-К)	Задается предвари-	21,90
Вспомогательные величины к определению коэффициента теплоотдачи: X	тельно По (5.2)	0,413
ф»	По (5.1)	1,017
%	По (5.3)	0,945
%	По (5.1)	0,966
Фй	,	По (5.4)	1,0
Коэффициент теплопередачи к, Вт/(м -К)	По (5.1)	3021,4
Нагрев охлаждающей воды Дгв, °C	Q/(CBW)	7,5
Температура охлаждающей воды на выходе	t2 = tj + Дг	29,5
из конденсатора г2> °C Средняя разность температур Дг^, К	По (2.13)	16,3
Площадь поверхности охлаждения конденса-	По (5.14)	1202
тора F, м2 Число трубок N	По (5.15)	3008
Длина трубок 1, м	По (5.16)	5,8
Температурный напор (конечный) S(, °C	йг = гп-г2	12,84
Температура отработавшего пара Гп, °C	гп = Г1 + Дг+5г	42,32
Удельная паровая нагрузка (расчетная) gn,	gn = ^K-103/F	21,96
г/(м2-К)	%	
Представляет интерес выполнение расчета площади поверхности охлаждения конденсатора в формулярном виде. Пример такого расчета приводится в табл. 5.4 и 5.5 соответственно по (5.1) и (5.13) для одних и тех же исходных условий. В от-личие от вышеприведенных условий этот конденсатор одноходовой с большой удельной паровой нагрузкой.
113
Таблица 5.5. Формуляр теплового расчета конденсатора по (5.13)
Источник или метод определения
Параметры
Результат
Расход отработавшего пара в конденсатор £>к, кг/с По заданию		26,39
Давление в конденсаторе рк, кПа	То же	8,34
Энтальпия отработавшего пара Лп, кДж/кг		2420,1
Температура охлаждающей воды на входе в конденсатор t j, °C		22 1890
Расход охлаждающей воды И', кг/с		
Кратность охлаждения т	m = W/DK	71,6
Число ходов воды Z	По заданию	1
Скорость воды в трубках w, м/с	То же	2
Материал охлаждающих трубок		Латунь
Диаметр трубок (наружный / внутренний) di/d2, мм Температура отработавшего пара fn, °C	По давлению пара	22/20 42,32
	и таблицам водяного	
	пара	
Энтальпия конденсата hK, кДж/кг	По температуре и таблицам водяного	177,15
	пара	
Количество теплоты, отдаваемой паром, ДЛК, кДж/кг	ДЛК= hn — hK С=пк ДЛК	2242,95
Тепловая нагрузка конденсатора Q , кВт		51191,5
Температура охлаждающей воды на выходе	Q - fl +	29,5
из конденсатора Г2, °C	cBw	
Средняя температура охлаждающей воды tCp, °C	fcp = 0>5 Пг + fi)	25,75
Теплофизические параметры воды:	Выбираются по гср	
V, м2/с Хв, кДж/(м-К)	и таблицам [54]	0,873-10"6 0,6074
°в> м2/с		0,1457-10“б
Коэффициент теплоотдачи от стенки трубки	По (2.27)	7629
к охлаждающей воде ав, Вт/(м2-К) Удельная паровая нагрузка конденсатора gn,	Задается предвари-	19,4
г/(м2.с)	тельно	
Удельная тепловая нагрузка конденсатора о,	Q ч~ — «п	43512,6
Вт/м2	»К	
Среднелогарифмический температурный напор Д'1ё. °с	По (2.13)	16,3
Средний температурный напор между паром и	Дгп = Дгк-?х	9,48
стенкой трубки Дгп, °C	/ 1 d.	
	xl	+	
	\ «В d2	
	dl	dl\	
	+ 1,15 — 1g 	1	
	^CT ^2/	
Средняя температура пленки конденсата tm, °C	Д^П	
	hui fu 2 Выбираются по (Ш1 и таблицам водяного пара	37,6
Теплофизические параметры конденсата: Хк, Вт/(м2-К)		
		0,622
Рк. кг/м3		993,17
114
Продолжение табл. 5.5
Параметры	Источник или метод определения	Результат
г, кДж/кг	По гк и таблицам	2400,4
VK. м2/с	То же	0,69-10"6
Коэффициент теплоотдачи при конденсации	По (3.9)	10 237
чистого неподвижного пара на одиночной трубке йн, Вт/(м2-К) Значение наибольшего допустимого присоса	рном ^'вз —•	+ 2	3,06
воздуха GB3, г/с	25	
Относительное содержание воздуха в паре е0	e0 = GB3/D“OM	0,000116
Относительный периметр набегания пара на	Задается предвари-	0,0068
трубный пучок конденсатора S	тельно	
Площадь проходного сечения для пара по	/= SDvllSxi	9,19
периферии трубного пучка в узком сечении между трубками f, mz Плотность водяного пара рп, кг/м3	Выбирается по рК и	0,05744
Скорость пара на входе в трубный пучок по его	таблицам водяного пара и'п = £’к/ (Рп/п)	50
периферии в узком сечении между трубками ип, м/с	Pnwn	
Число П	П = 		0,68
Число Nu	Рк^1 Nu =	Хк	360,7
Средний коэффициент теплоотдачи при конден-	По (3.61)	5276
сации чистого движущегося пара в конденса-		
торе сГа, Вт/(м2-К) Средний коэффициент теплоотдачи от паровоз-	По (5.13)	5170
душной смеси в конденсаторе йсм, Вт/ (м2-К) Средний коэффициент теплопередачи в конден-	ь Z1 dl 1	 2669
саторе с учетом загрязнения [о3 = 5  10-s м;	\ав	асм	
Х3 = 2 Вт/(м2-К) ] к, Вт/(м2-К)	di	
Площадь поверхности охлаждения конденсатора F, м2	+ 1,15 —1g — + X с?2 + АГ1 Х3/ Q р —	1360
	fcAflg	
Удельная паровая нагрузка конденсатора	8и =DK / F	19,4
(проверка) gn,г/(м -с) Число трубок в конденсаторе /V	По (5.15)	3008
Расстояние между трубными досками 1, м	По (5.16)	6,54
5.6.	РАСЧЕТ ПОВЕРХНОСТНОГО КОНДЕНСАТОРА
С ПОМОЩЬЮ МИНИ-ЭВМ
Применение мини-ЭВМ по сравнению с большими универсальными машинами дает расчетчику преимущество в оперативности решения поставленных задач. В связи с этим представляет интерес реализация алгоритма расчета поверхностного конденсатора на основе формулы (5.13) на мини-ЭВМ ДЗ-28. Простота алгоритма позволяет ограничиться небольшим объемом памяти оперативного запоминающего устройства. Весь расчет по алгоритму составляет 1—2 мин машинного времени. Результаты расчета распечатываются с помощью печатающего устройства типа ’’Консул 260.1”.
Структурная схема алгоритма показана на рис. 5.22. На этапе 1 вводим в память машины исходные данные. На этапе 2 рассчитываем расход охлаждающей воды Q, температуру воды на выходе пучка и коэффициент теплоотдачи со стороны охлаждающей воды ав. На этапе 3 задаемся начальным значением удельной паровой нагрузки gn. По этому значению вычисляем на этапе 4 по формуле (5.13) теплофизические и геометрические параметры конденсатора и его коэффициент теплопередачи к. Затем на этапах 5 и б вычисляем площадь требуемой поверхности конденсатора F и уточненное значение gn- Если разница между принятым и уточненным значениями паровой нагрузки gn больше 0,01, то переходим к этапу 8 и вычисляем новое начальное значение ga. Затем весь расчет повторяется, начиная с этапа 4. Если уточненное значение меньше чем на 0,01 отличается от принятого, то расчет gn считаем законченным, и вычисляем конструктивные параметры конденсатора на этапе 9. Затем — печать результатов.
Рис. 5.22. Структурная схема алгоритма расчета конденсатора на мини-ЭВМ ДЗ-28
Рис. 5.23. Структурная схема алгоритма расчета конденсатора на переменных режимах с помощью мини-ЭВМ ДЗ-28
116
Программа записана в машинных кодах мини-ЭВМ ДЗ-28. Требуемый объем памяти 3 килобайта. Физические параметры жидкости и ее насыщенного пара вычисляются по интерполяционным формулам в интервале температур 0-100°С. Заданная точность вычислений достигается обычно за несколько итераций.
Для расчетчика может представлять также интерес определение эксплуатационной характеристики конденсатора, когда заданы площаДь поверхности конденсатора F и его геометрия. Структурная схема расчета в этом случае показана на рис. 5.23.
Отличие от предыдущего алгоритма в следующем. Площадь поверхности конденсатора F задана, а температура насыщения пара Гп не может быть заранее рассчитана и определяется итеративным путем. На этапе 2 задается начальное значение Гп. Этапы 3, 4, 5 повторяют предыдущий алгоритм. На этапе 6 новое значение F сравнивается с заданным, и, если разница превышает 0,005, на этапах 7 и 8 вычисляется уточненное значение Гп, после чего расчет повторяется, начиная с этапа 3. Если разница (F - F3afl) меньше 0,005, то расчет считается законченным, и производится печать.
Быстрый ввод новых исходных данных и оперативный контроль результатов расчета предоставляют расчетчику возможность проведения в сжатые сроки многовариантного расчета поверхностного конденсатора.
5.7.	ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ ТРУБНЫХ ПУЧКОВ
Естественным показателем эффективности трубного пучка является коэффициент теплопередачи при сопоставимых условиях сравнения: одинаковых скорости и температуре охлаждающей воды, близких диаметрах трубок и равных паровых нагрузках. Так сделано сопоставление конденсаторов между собой и с данными расчета на рис. 5.16—5.18. Существенными факторами при сравнении являются присосы воздуха и характеристика воздухоудаляющего устройства: они не должны деформировать характеристики конденсатора.
Эквивалентным показателем эффективности работы является зависимость между удельной паровой нагрузкой и давлением в конденсаторе. Здесь можно установить технический предел, когда коэффициент теплопередачи трубного пучка достигает значений, характерных для лабораторных испытаний [78].
При ’’идеально” выполненной поверхности нагрева без застойных зон и с соблюдением условия постоянной скорости пара по всей глубине пучка могут быть достигнуты коэффициенты теплоотдачи ап = 124-20 кВт/ (м2 -К). Тогда техническим пределом для коэффициента теплопередачи в конденсаторе, изготовленном из гладких латунных труб диаметром 19—25 мм, при скорости течения воды 2 м/с и средней температуре ее 20 ° С следует считать к =40004-4500 Вт/ (м2 К).
Аналогичные параметры могут быть достигнуты на трубках из нержавеющей стали с толщиной стенки 1 мм при скорости движения воды 4 м/с. На рис. 5.24 нанесена линия предельных технических значений паровых нагрузок в зависимости от давления пара в конденсаторе при среднем значении к = 4,8 кВт/ (м2 -К), температуре охлаждающей воды 20° С и кратности охлаждения т =50.
На этом же рисунке приведены характеристики ряда конденсаторов КТЗ, ХТГЗ, ЛМЗ и УТМЗ. Сопоставление показывает, что удельная паровая нагрузка реальных конденсаторов во всем диапазоне составляет 60—65% технически достижимой. Огибающая этих кривых разделяет
117
Рис. 5.24. К оценке эффективности конденсаторов
параметры конденсаторов на две части, являясь границей достигнутых в настоящее время технических решений. Ниже этой линии лежат решения, неоптимальные в техническом отношении, в интервале между огибающей и линией предельных технических характеристик — поле возможных, но не достигнутых технических показателей, т. е. область прогрессивных технических решений.
Характеристики вновь созданного конденсатора должны касаться огибающей или пересекать ее; такой конденсатор можно признать соответствующим современным стандартам.
5.8.	МАТЕРИАЛЫ ТРУБОК КОНДЕНСАТОРОВ
В отечественной промышленности наибольшее распространение для конденсаторов получили латунные и мельхиоровые трубки. Наружные диаметры их изменяются в сравнительно узком диапазоне - от 15 до 28 мм - при толщине стенки 1 мм. На периферийных рядах со стороны входа пара иногда применяются трубки, толщина стенок у которых 1,5—2 мм, обладающие запасом прочности и износостойкости. Применение трубок меньшего диаметра резко увеличивает трудоемкость изготовления и сборки конденсаторов, они не нашли практического применения, несмотря на то что компактность аппаратов возрастает с уменьшением диаметра трубок.
В табл. 5.6 приведены характеристики латунных трубок в соответствии с ГОСТ 21646-76 и ГОСТ 15527-70.
Латуни применяются для конденсаторов, охлаждаемых водой с различным составом растворенных минеральных солей при умеренной щелочности конденсата турбинной установки; трубки из оловянистой латуни ЛО-70-1 и ЛОМш-70-1-0,05 обладают высокой коррозионной и эрозионной стойкостью.
Трубки из латуни Л 68, Л 70 обладают высокой пластичностью, хорошо паяются; применение мышьяка в качестве присадки к латуни существенно повышает их прочность и эрозионную стойкость. Присадки алюминия повышают коррозионную стойкость латунных трубок в минерализованной и соленой воде.
Латунные трубки всех марок выдерживают раздачу на 20% по диаметру -без образования надрывов и трещин; теплопроводность латунных трубок составляет при температуре 30°С 100—110 Вт/(м-К).
Для морской воды широкое применение нашли трубки из медно-никелевых сплавов. Химический состав и механические свойства этих трубок даны в табл. 5.7. Трубки из сплава МНЖМц-30-1-1 обладают высокой коррозионной и эрозионной стойкостью, хорошо свариваются, пластичны, допускают повышенные по сравнению с латунными скорости течения воды.
Сплав МНЖ-5-1 характеризуется меньшим содержанием никеля и кобальта, имеет из-за этого несколько меньшую пластичность, но и меньшую стоимость. Тепло-
118
Таблица 5.6. Трубки латунные для теплообменных аппаратов (ГОСТ 21646-76, материал - ГОСТ 15527-70)
	Состав, %	Механические свойства
Марка		Временное	Относи-
	, Си	Мп	Al	Sn	As	При-	Zn	сопротивле- тельное
		меси	ние, мПа	удлине-
		ние пос-
		ле раз-
		рыва, %
Л 68	67-70	—	—	—	—	0,3	Остальное	29 (34) *	40(35)*
Л 70	69-72	—	—	—		0,2	—	34	35
ЛО 70-1	69-71	—	—	1- 1,5	—	0,3		32(36)*	45 (40) *
Л ОМш-7 0-1-0,05	76-79		—	1- 1,5	0,025- 0,06	0,3	»»	32	45
ЛОМш-68-0,05	67-70	—	—	—	0,025 -0,06	0,3		29	40
ЛА 77-2	77-79	—	1.75-2,5	—	—	0,3	»»	32(37)*	45 (40) *
ЛАМш-77-2-0,05	76-79	—	2-1,5	—	0,025 -0,06	0,3		32	42
* В скобках даны прочностные характеристики для полутвердого состояния материала трубок.
Таблица 5.7. Трубки из медно-никелевыхсплавов (ГОСТ 10092-75, материал - ГОСТ 492-73, ТУ 48-21-562-76)
	Состав	Механические свойства
Марка	Временное сопротивле- Относитель- Твердость по Fe	Мп	Ni + Co	Примеси	Си	ние разрыву, МПа	иое удлине- Виккерсу HV, ние	МПа
МНЖМц-30-1-1 (мельхиор) МНЖ-5-1	0,5-1,0	0,5-1	29-33	0,6	Остальное 37(50)*	30(10)*	90-1-30 (140-190) 1,0-1,4	0,3-0,8	5-6,5	0,7	”	30	8	-
* Механические свойства в скобках указаны для полутвердого состояния.
о
I
проводность трубок из сплава МНЖМц-30-1-1 примерно в 3,5 раза меньше, чем латунных.
В зарубежной практике в течение 10-15 пет произошли определенные изменения ориентации в части материалов конденсаторных трубок. Так, по состоянию на 1970 г. [11] в США 58,3% блоков имели конденсаторные трубки из патуни, 33,4% - из нержавеющей стали и 8,3% — из медно-никелевого сплава, а трубные доски - из углеродистой стали или медно-никелевого сплава (90/10%). Возросшее загрязнение воды и более широкое применение оборотной системы водоснабжения привели в последнее время к почти полному вытеснению латунных трубок на вновь строящихся и ряде действующих электростанций. Вместо них применяются трубки из нержавеющей хромоникелевой стали (18% Сг и 9% Ni) и медно-никелевого сплава (90/10%). Нержавеющие трубки изготавливают, как правило, сварными с продольным швом.
В соленых и солоноватых водах широкое применение нашли трубки из алюми-нистой латуни и медно-никелевых сплавов.
В последнее время в загрязненных водах все чаще применяются титановые трубки со спиральным швом. Толщина стенок титановых трубок уменьшена до 0,5-0,7 мм, а стоимость сварных трубок в 1,6—1,9 раз выше, чем латунных. Титановые трубки допускают большие скорости охлаждающей воды и имеют больший срок службы, чем латунные, что окупает дополнительные затраты на их установку.
К недостаткам нержавеющих трубок следует отнести их склонность к образованию трещин в присутствии ионов хлора. Титановые трубки в связи с уменьшением модуля Юнга более возбудимы с точки зрения автоколебаний под действием потока пара. При наличии в паре свободного водорода может происходить наводороживание поверхностного слоя титановых трубок, и они становятся более хрупкими. Это обстоятельство имеет значение для атомных энергетических установок, в особенности с реакторами кипящего типа, где в результате радиолиза воды образуется свободный водород.
Все большее число зарубежных фирм практикует входной контроль трубок на предмет наличия дефектов материала, а трубок из цветных металлов — также на наличие внутренних напряжений. Для этой цели рекомендуется использовать аммиачные пробы, с помощью которых можно обнаружить в латунных трубках остаточные %, напряжения до 5 Н/мм2.
В ответственных случаях для контроля трубок применяют перископный осмотр их внутренней поверхности, однако имеющиеся перископы обеспечивают доступ на глубину не более 3-4 м от конца трубки.
В СССР и за рубежом актуальным является вопрос о поставке конденсаторных трубок большой длины (20- 25 м), что упростило бы ряд конструктивно-технологических решений.
В целом отечественная и зарубежная практика располагают необходимым сортаментом трубок н материалов для создания надежных и высокоэффективных конденсаторов.
Глава шестая .
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ И ИСПЫТАНИЯ КОНДЕНСАТОРОВ
6.1.	ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ
Создание нового типа и типоразмера конденсатора базируется на расчетно-конструкторской разработке и результатах проведенных ранее испытаний подобных и близких по конструкции аппаратов.
Для проверки соответствия действительных и расчетных характеристик новый тип конденсатора проходит испытания. Объем их достаточно
120
велик, а результаты являются основанием для разработки эксплуатационной документации. Обычно такие испытания проводятся совместно с испытаниями головного образца турбоустановки.
В процессе нормальной эксплуатации конденсатор периодически подвергается испытаниям. Объем этих испытаний, как правило, значительно меньше, чем испытаний головного образца. Полученные результаты сравниваются с нормативными показателями; при существенном снижении эффективности конденсатора могут быть приняты решения о его ремонте, очистке, повышении воздушной плотности вакуумных систем и т. п.
После проведения ремонта или реконструкции конденсатора он также подвергается испытаниям в объеме, достаточном для определения эффективности проведенных мероприятий. Эти испытания могут быть менее детальными, чем испытания головного образца, однако возмо:кны некоторые специальные измерения, связанные с задачами реконструкции конденсатора.
6.2.	МЕТОДИКА ПОСТАНОВКИ И ПРОВЕДЕНИЯ ОПЫТОВ
Испытания конденсаторов требуют проведения определенного объема измерений. Основными измеряемыми величинами при испытаниях являются давление и температура пара и конденсата, температура охлаждающей воды на входе и выходе, расход охлаждающей воды, расход пара в конденсатор, присосы воздуха в вакуумную систему.
Давление в конденсаторе и параметры охлаждающей воды получаются непосредственными измерениями, тогда как тепловой поток обычно определяется из расчета.
При известных расходе W и температурах циркуляционной воды на входе Т1 и выходе t2 тепловой поток в конденсатор составляет
(2к =cBW2 - ti)ks,	(6.1)
где св — теплоемкость теплой воды; ks — поправка на солесодержание.
Теплоемкость пресной воды в интервале температур 10—50° С изменяется мало — в пределах 4,174—4,191 кДж/кг. Поправка на солесодержание воды приведена на рис. 6.1.
Если расход воды не измерялся, то с достаточной для практических нужд точностью тепловой поток в конденсаторе можно определить по формуле
N3
Qk~Qo~ ~ Жш~ Сэ> (6.2) 7?м.г
Рис. 6.1. Поправка на солесодержание при определении теплоемкости воды
121
где Qq — тепловой поток на установку; 7V3 — электрическая мощность; Чмт ~ КПД механический и генератора; 2<2Вып — теплота выпара из вестовых труб и концевых теплообменников, эжектора и деаэратора; Q3 — теплота, отведенная в эжекторе циркуляционной воде.
Для паротурбинных установок т?м.г колеблется в пределах 0,95— 0,985, возрастая с ростом мощности установок. При мощности N3 > > 100 МВт можно принять с достаточной для практики точностью значение Чм.г “0,98.
При удовлетворительном состоянии уплотнений и концевых теплообменников эжектора и деаэратора теплоты выпара 2(2ВЫП можно принять по данным расчета этих аппаратов или ими пренебречь.
Теплота, отведенная от эжектора к циркуляционной воде, учитывается только в тех случаях, когда пароструйный эжектор использует пар отбора из турбины и охлаждается циркуляционной водой или эта вода используется в качестве рабочего агента для водоструйных эжекторов. Тепловой поток Q3 составляет доли процента QK и также может быть принят по расчетным данным эжектора.
Расход циркуляционной воды на конденсатор необходимо измерять при испытаниях головного образца или после ремонта и реконструкции аппарата. В процессе эксплуатации и периодических испытаний этот расход может быть определен по тепловому потоку QK и температурам циркуляционной воды на входе tj и выходе :
Qk
w =-------------.	(6.3)
^scb 0? ~ И)
Если в процессе испытаний удалось измерить тепловой поток по параметрам воды (6.1) и пара (6.2), то надежность результатов испытаний конденсатора будет более высокой. При правильной организации измерений тепловой баланс конденсатора сходится с погрешностью не более 2—3%, а в качестве значения тепловой нагрузки принимается среднее арифметическое между Q по (6.1) и (6.2).
Для получения достоверных результатов перед началом испытаний необходимо очистить трубки конденсатора от внутренних отложений, а при длительных испытаниях произвести контрольные измерения на определенных режимах в начале и конце испытаний. Это позволит удостовериться в нормальном состоянии поверхности охлаждения.
Все измерения в процессе испытаний необходимо вести на установившемся режиме. Удостовериться в стабильности режима можно по показаниям вакуумметра или температуре циркуляционной воды на выходе из конденсатора (в какой-либо фиксированной точке). Переход от одного режима работы на другой происходит достаточно быстро, и через 15— 20 мин после изменения тепловой режим конденсатора достаточно стабилизируется для проведения измерений.
6.3.	ИЗМЕРЕНИЯ ПРИ ИСПЫТАНИЯХ
Измерение давления пара является важнейшей задачей при испытаниях. Прежде всего необходимо обратить внимание на выполнение отборов давления. На рис. 6.2,а показана схема расположения отборов на входном патрубке конденсатора, который, как правило, имеет прямоугольную форму. На каждой стороне патрубка сделано три—четыре отверстия ф 4—8 мм на равных расстояниях. Сверления для отборов давления надо выполнять на стенках, ориентированных в сторону движения пара. После сверловки не должно оставаться заусенцев, в непосредственной близости от отверстий не должно быть выступов, впадин и других препятствий, которые могли бы создать зоны повышенного или пониженного статического давления.
Диаметр импульсной линии должен быть больше диаметра отверстия, как показано на рис. 6.2,а, чтобы обеспечить слив конденсата без образования конденсатных пробок. Протяженные импульсные линии целесообразно выполнять из толстостенных вакуумных шлангов, что существенно уменьшит конденсацию пара в трубках.
Площадь сечения коллектора должна в 3—5 раз превышать суммарную площадь сечения отборов давления, чтобы исключить влияние коллекторного эффекта на измерение вакуума.
Если турбоустановка имеет многокорпусный конденсатор, аналогичную оснастку должны иметь все секции.
Рис. 6.2. Организация отбора статического давления пара на входе в конденсатор: а — установка коллектора; б — зонд статического давления; в - комбинированный зонд для измерения температуры, статического и полного давлений
123
Рис. 6.3. Прокладка импульсных ли иий
Если одна из стенок патрубка недоступна для выполнения отборов и установки коллектора, то отборы давления располагаются только на двух противоположных стенках патрубка, доступных для этой операции.
В ряде случаев конфигурация
выхлопных патрубков турбины и входных патрубков конденсатора фор-
мирует сложную пространственную структуру парового потока. В таких условиях отбор статического давления на стенке патрубка не обеспечивает достоверного измерения рк. Тогда для повышения точности используются зоны с насадком статического давления. Насадки размещены равномерно в нескольких точках над трубным пучком конденсатора. Такой зонд (рис. 6.2,5) состоит из державки, играющей роль импульсной линии, и перфорированного наконечника. Наконечник имеет большое число
отверстий малого диаметра на цилиндрической поверхности, внутри насадок заполнен металлической стружкой; иногда насадок изготавливается из многослойной сетки с небольшим сечением ячеек. Дер-
жавка зонда пропускается через сальник на корпусе конденсатора и направляющую втулку для надежного закрепления консольной части. Вместо сальника можно использовать фланцевое соединение. Такой зонд может быть совмещен с трубкой отбора полного давления и термометром сопротивления или термопарой (рис. 6.2,в). Для упрощения монтажа не следует делать насадок большего диаметра, чем державка; не следует также занижать диаметр державки менее 18— 20 мм и делать консольную часть слишком длинной, так как это создает опасность поломки зонда. Требования к импульсным линиям, связываю-
щим зонд давления и коллектор статического давления с измерительным прибором, одни и те же (рис. 6.3).
В непосредственной близости от вакуумметра должен быть отсечной вентиль и продувка импульсной линии. Продувка импульсной линии производится перед началом измерения вакуума и по мере необходимости в процессе испытаний, чтобы удостовериться, что в импульсных линиях не образовались скопления конденсата. Плотность продувочного вентиля
исключительно важна, так как присосы воздуха могут существенно исказить результаты измерения давления.
На рис. 6.4 показана арматур? для подключения вакуумметра и организации продувки. С этой целью можно использовать надежно уплотненные трехходовые краны, специальные игольчатые вентили для вакуумметров или тройники с установкой на одном из ответвлений шланга с винтовым зажимом. Последняя схема вполне конкурентоспособна благодаря своей надежности, хотя несколько более трудоемка в эксплуатации.
124
Рис. 6.4. Арматура для подключения вакуумметров:
а —трехходовой кран; б — вентиль для Манометров; в — тройник
Рис. 6.5. Прибор для измерения вакуума:
а-U-образный манометр; б-чашечный манометр
Рис. 6.6. Абсолютный манометр
Продувочная линия может быть исключена, если вакуумметр установлен непосредственно около коллектора и протяженные импульсные линии отсутствуют.
Промышленность серийно выпускает переключатели для измерения давления одним вакуумметром в нескольких точках, однако для низких давлений, характерных для конденсаторов, использование этих переключателей едва ли целесообразно.
В качестве вторичных приборов для измерения давления при испытании конденсатора применяют ртутные барометры и образцовые вакуум
125
метры. В зарубежной практике применяются также пьезоэлектрические датчики давления.
Наиболее надежным прибором для измерения давления в конденсаторе является ртутный манометр в различных его модификациях: простой U-образный дифференциальный манометр, чашечный или абсолютный манометр. Эти приборы представлены на рис. 6.5. На рис. 6.6 дана конструкция абсолютного манометра с использованием стандартного штангенциркуля и стеклом для исключения паралакса при измерениях.
Важным требованием при измерениях с помощью ртутных манометров, особенно самодельных U-образных и чашечных, является гарантированное вертикальное расположение их шкал.
Ртуть не смачивает стекло, и для исключения влияния капиллярного понижения уровня необходимо в U-образных манометрах использовать калиброванные стеклянные трубки, а в чашечных устанавливать трубки с внутренним диаметром не менее 12 мм.
Давление, кПа, в конденсаторе при измерении ртутным U-образным или чашечным манометром равно:
Ям + Д#т + Д^кап ± Д^в .
Рк ~ Рбар —	+ ^Ргеом'	(6.4)
^бар
где Рбар _ барометрическое давление в районе установки манометра, кПа; Ям -показания манометра, мм рт. ст.; Д//т — поправка на температурные расширения, мм рт. ст.; Д//Кап — поправка на капиллярный подъем ртути, мм рт. ст.; ДЯВ -поправка на столбики воды под ртутью, мм рт. ст.; Дргеом ~ поправка на высоту установки прибора относительно точки измерения, кПа; //бар ~ высота ртутного столба на данной географической широте, соответствующая давлению 1 кПа при 0°С, мм рт. ст./кПа.
Поправка на температурные расширения определяется по уравнению
Д//т = //м a(t - 20)
Pt ' 1+ Pt
(6.5)
где а — коэффициент линейного расширения шкалы: для углеродистой стали а = = 1,2-10“5 1/град, для латуни и нержавеющей хромоникелевой стали а— 1,8* xl0~s 1/град; t — температура шкалы манометра, °C; Р = 18,2-10-s 1/К — коэффициент объемного расширения ртути.
В практических измерениях в пределах температур 10-40°С поправки Д//т с погрешностью менее 5% можно считатьло упрощенной формуле:
ДЯт=1,8-10“4//мГ.	(6.51)
Поправка на капиллярность в дифференциальном U-образном манометре Д//кап не учитывается, если он изготовлен из калиброванных труб одинакового диаметра или если внутренний диаметр трубки </ви > 12 мм. В остальных случаях эта поправка определяется по табл. 6.1 [38] в зависимости от диаметра трубки и видимой высоты мениска. Для чашечного манометра поправка также берется по табл. 6.1, если <7ВН < <12 мм.
Поправка на столбик воды над ртутью
ДНВ=ДВ/13,6	(6.6)
и имеет знак —, если вода в плюсовом колене, и знак +, если вода в минусовом колене дифференциального манометра; в чашечном манометре знак поправки +. Поправка на геометрическую высоту определяется по уравнению
ДРгеом =КРим^геом' Ю 3>	(6.7)
где g — ускорение свободного падения, м/с2; рим - плотность среды в импульсных
126
Таблица 6.1. Поправка на капиллярность для ртутных манометров [38]
Внутрен-	Высота мениска, мм
ний диаметр трубки, мм	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6	1,8
4	0,83	1,22	1,54	1,97	2,37	—	—	—
5	0,47	0,65	0,86	1,19	1,45	1,80	—	—
6	0,27	0,41	0,56	0,78	0,98	1,21	1,43	
7	0,18	0,28	0,40	0,53	0,67	0,82	0,97	1,13
8	—	0,20	0,29	0,38	0,46	0,56	0,65	0,77
9	—	0,15	0,21	0,28	0,33	0,40	0,46	0,52
10	—	—	0,15	0,20	0,25	0,29	0,33	0,37
11	—	—	0,10	0,14	0,18	0,21	0,24	0,27
12		—	0,07	0,10	0,13	0,15	0,18	0,19
13	-	—	0,04	0,07	0,10	0,12	0,13	0,14
линиях, кг/м3; Ягеом — превышение центра манометра над точкой отбора давления, м.
В связи с малым значением рим (газ или пар низкого давления) поправкой ДРгеом, как правило, пренебрегают.
Высота ртутного столба Ябар, эквивалентная 1 кПа при 0°С, различна для различных широт и определяется по графику рис. 6.7.
Если барометрическое давление pgap измерено выше или ниже отметки установки манометра, то его необходимо скорректировать поправкой
Дрбар = 0,0115 ДЯ,
где ДЯ — превышение барометра над манометром, м.
Кроме ртутных манометров широкое распространение в практике измерений получили образцовые стрелочно-пружинные вакуумметры типа ВО, класс точности 0,5. Их основное достоинство — простота измерений, однако по точности они уступают ртутным приборам. Требования к прокладке импульсных линий и продувкам в этом случае такие же, как и для ртутных вакуумметров. Давление в конденсаторе по данным измерений пружинного вакуумметра рассчитывают по формуле (поправкой на высоту установки пренебрегают) :
Рк = Рбар — (Рв + ДРпасп + ДРт) >	(6.8)
где рв - измеренное значение вакуума; ДрПасп _ паспортная поправка к показаниям вакуумметра (дается в паспорте образ-
цовых и контрольных приборов); Дрт — температурная поправка к показаниям вакуумметра.
Величина Дрт вычисляется по формуле
Дрт = 5-10 Яивм — fiap) Рв, (6.9)
где Г.ивм - температура в месте установки вакуумметра; гтар - температура тарировки вакуумметра.
Рис. 6.7. Высота ртутного столба, эквивалентная 1 кПа, для различных широт
Г^графическая широта.
177
Измерение температуры циркуляционной воды. Температура циркуляционной воды измеряется на входе и выходе конденсатора (или секции конденсатора при разделении его на несколько частей).
Измерение температуры на входе, как правило, не вызывает затруднений: вода хорошо перемешана и температура ее практически постоянна по сечению трубопровода.
На выходе из конденсатора температурное поле воды может быть существенно неравномерным. Это объясняется неравномерностью распределения тепловых нагрузок между зонами трубного пучка, которая особенно сильно сказывается при малых тепловых потоках в конденсатор.
Наиболее надежным и распространенным прибором при измерении температуры циркуляционной воды является ртутный лабораторный цли технический термометр, установленный в металлической гильзе.
Применение лабораторных термометров типа ТЛ с ценой деления 0,1 °C предпочтительно, так как нагревы воды в конденсаторе невелики и погрешность в определении температуры может привести к большой ошибке в определении теплового потока в конденсатор.
Эскизы установки термической гильзы на трубопроводе приведены на рис. 6.8,а-г. Длина гильзы на трубопроводе диаметром D должна быть равной 0,5£Н5 мм, но не более 250 мм (рис. 6.8,а). На трубках с условным проходом менее 150 мм рекомендуется устанавливать гильзы под углом к трубопроводу или на гибах и коленах (рис. 6.8,6, в), соблюдая условие, чтобы гильза имела длину не менее 100 мм для воды и 150 мм для пара. В тех случаях, когда все перечисленные условия выполнить не удается, гильза может быть установлена с небольшим (на 20—25 мм) погружением в поток воды, но часть трубопровода на расстоянии 5 <7 в обе стороны от гильзы, бобышку и конец гильзы необходимо теплоизолировать (рис. 6.8,г).
Рис. 6.8. Установка термометрической гильзы на трубопроводе:
а - на трубе большого диаметра; б — гильза с косой бойкой; в — гильза на гибе трубопровода; г-на теплоизолированной трубе малого диаметра
128
Гильза для термометра должна быть установлена в активной части потока вне застойных зон; если имеется неравномерность температур по сечению труб, то лучше располагать гильзы за каким-либо элементом трубопровода, вызывающим интенсивное перемешивание потока.
Конструкция гильзы для лабораторного термометра типа ТЛ, обеспечивающей надежное измерение температуры, показана на рис. 6.9. Она состоит из тонкостенной нержавеющей трубки и припаянного к ней медного наконечника. Для обеспечения надежного теплового контакта в гильзу необходимо залить 1,5-2 мл воды.
Установка одного-двух термометров достаточна для измерения температуры воды на входе в конденсатор. На выходе из него необходимо произвести более тщательное измерение температуры потока с помощью отбора проб по сечению трубопровода по крайней мере в двух взаимно перпендикулярных направлениях.
Схема отбора конденсата в сливном трубопроводе показана на рис. 6.10. Конденсат из пробоотборника направляется в сосуд, в котором установлен термометр. Предпочтительно отбирать воду из зоны трубопровода, где на всех режимах испытаний имеет место избыточное давление.
Отверстия в пробоотборниках располагаются в центре колец равного сечения, а не равномерно по длине; разбивка расстояний для случая двенадцати симметричных относительно центра отверстий показана на рис. 6.11.
Пробоотборник должен быть ориентирован отверстиями навстречу потоку воды, диаметр отверстий в нем составляет 3—4 мм, сечения трубок пробоотборника и линии подачи воды должны быть в 4—5 раз больше суммарного сечения всех отверстий для исключения коллекторного эффекта.
Медь
Резьба дли крепления гильзы
Сталь
DX7SH1O7
Резьба для установки чехла
0/J са
075
Рис. 6.11 Распределение отверстий по длине пробоотборника
Рис. 6.9. Конструкция термометрической гильзы
Рис. 6.10. Схема отбора конденсата в сливном трубопроводе
129
Слив воды из сосуда в трубопровод должен осуществляться через отверстия ф 5-6 мм, суммарная площадь сечений которых в 4-5 раз превышает площадь сечения входа воды. Отверстия выполняются по типу отбора статического давления.
Приведенная схема отбора воды имеет преимущество перед описанными в [38, 53]: она обеспечивает получение более точного значения средневзвешенной температуры воды по сечению.
Определим среднюю температуру потока в трубопроводе и пробоотборнике при неравномерном поле температур и скоростей в предположении, что в пределах кольца изменением температуры и скорости можно пренебречь. Для потока
и	п
^PFKonviti	^vi t.
_1	1
t- ------------- = ------- ,	(6.10)
n	n
2 PF коп vi	^vi
1	1
где n — число колец (или площадок) равного сечения FK0;i, на которое разбито сечение всего трубопровода; Гр г,- - скорость и температура в пределах данного кольца; р- плотность жидкости.
Поскольку по условию площади сечений пробоотборника, соединительных линий и сливных отверстий значительно (в 4-5 раз) больше площади сечения отверстия входа воды, то внутри пробоотборника установится давление, близкое к статическому давлению в месте установки пробоотборника.
На цилиндрической образующей пробоотборника происходит торможение потока, а динамический напор превращается в статическое давление, и в отверстиях возникает течение, теоретическая скорость которого равна скорости потока, а средняя отличается от нее на коэффициент расхода отверстий р:
Готб^^Д-	(6.11)
Тогда суммарный расход в пробоотборник составляет и
6'отб — 2 Pfотв Р VP	(6.12)
где /оТВ - площадь сечения отверстий отбора воды, а средняя температура потока в пробоотборнике
п	п
2Р/отбМ»'|^	^vjti
1	1
t = ------------= -------- ,	(6.13)
.«	n
1	1
т. e. совпадает co значением Tno (6.10) для всего сечения трубы.
Действительная температура, определенная ло показаниям ртутных термометров, t = ^изм + Д^пасп + Д^в.с ± A fr>	(6.14)
где ДгПасп _ паспортная поправка к показаниям термометра; Дгв с - поправка на выступающий столбик ртути; Дтг — поправка на перепад температуры в гильзе.
Поправка Д1пасп к показаниям термометра приводится в паспорте лабораторного термометра; обычно для лабораторного термометра типа ГЛ в пределах измерения температур от -30 до +150°С значение Дгпасп не превышает 0,1 °C.
Для определения поправок на выступающий столбик ртути в непосредственной близости от основного термометра устанавливается вспомогательный термометр, измеряющий температуру выступающего столбика ртути. Резервуар вспомогательного термометра’ приматывается к основному с помощью теплоизоляционного шнура. Схема такого измерения приведена на рис. 6.12. Температурная поправка
130
Рис. 6.12. К определению температурной поправки на выступающий столбик ртути
рассчитывается по формуле
Д^в.с = 1>6'1С Оизм — ^в.с)”’	(6.15)
где п - число градусов на шкале термометра до точки, выступающей из термометрической гильзы.
В нашем случае эта поправка, как правило, невелика. Так, например, при температуре циркуляционной воды на входе 5°C и измерении ее лабораторными термометрами (-304-+ 20°С) с высотой выступающего столбика ртути и = 20°С при температуре в помещении 25°С поправка составит — 0,064°С.
Поправка на перепад температур в гильзе ДГр в случае измерения температуры циркуляционной воды и конденсата не играет существенной роли: ею можно пренебречь. Учет этой поправки необходим для коротких (до 100 мм) стандартных гильз при измерении температуры пара и медленно движущейся воды с температурой более 100°С. В этом случае целесообразно обратиться к специальной литературе
При измерении температуры среды в вакууме или при небольших избыточных давлениях (0,2-0,3 МПа) иногда рекомендуется использовать "голый” термометр с установкой его непосредственно в потоке жидкости (рис. 6.13). При давлениях, близких к атмосферному, такое измерение достаточно точно, однако отклонение давления от атмосферного приводит к погрешности, связанной с деформацией шарика термометра под воздействием давления или разрежения. Так, в одном из опытов при давлении воды около 0,2 МПа на лабораторном термометре наблюдалась погрешность 0,3°C. Таким образом, использование ’’голого” термометра в измерен ниях с переменным или заметно отличающимся от атмосферного давлением недопустимо.
Кроме ртутного термометра в практике иногда используется штатная система термопар, которые равномерно распределены по сечению сливного трубопровода. С этой же целью используются прдвижные зонды, содержащие датчики для определения температуры и скорости в данной точке потока воды. Такие измерения, проведенные в [13] для конденсаторов блока 500 МВт, показали довольно сложную картину распределения температур в этой части (рис. 6.14). Температура воды отличается более
а)
Рис. 6.13. Установка голого” термометра в потоке воды: а — в резиновой пробке; б - в сальниковом уплотнении
131
Скорость? м/с
Рис. 6.14. Распределение температур и скоростей в сливном трубопроводе конденсатора паровой турбины мощностью 500 МВт [13]
к - копель ХС - холодный спай
Рис, 6.15. Схема измерения температур штатной системой термопар:
о - установка термопар и приборов; б - схема коммутации одной из термопар: ХС — холодный спай; ПП-63 — потенциометр; ПМТ — переключатель многоточечный; 7СК - термостатированная коробка зажимов
чем на 3°С, а скорость в ядре потока колеблется от 1,5 до 4 м/с. Если учесть, что нагрев воды в конденсаторе обычно лежит в пределах 10°С, то становится очевидной необходимость корректного способа измерения средней температуры охлаждающей воды.
В отечественной практике наибольшее распространение получили хро-мель-копелевые и медь-константановые термопары. В испытаниях конденсаторов лучше применять термоэлектроды из хромель-копеля, так как ЭДС этой термопары при том же температурном перепаде более чем в 1,5 раза ?чше, чем хромель-алюмелевых и медь-константановых термопар. При измерении сравнительно низких температур, характерных для конденсатора, это обстоятельство является важным.
132
Для получения достоверной температуры термопара должна пройти индивидуальную или групповую (одна на пять—десять штук) тарировку. В этом случае может быть обеспечена точность измерений в пределах 0,3—0,5 °C. Применение платинородий-платиновых термопар существенно повышает точность измерений, однако их высокая стоимость является препятствием для широкого использования в испытаниях конденсаторов.
Схема присоединений штатной системы термопар с выходом на переносный потенциометр типа ПП-63 показана на рис. 6.15. Необходимым элементом схемы является термостатированная коробка зажимов в месте перехода от термоэлектродных и компенсационных проводов к медным и обеспечение постоянной температуры в месте перехода от термозлек-тродного провода к компенсационному. Термопара холодного спая, как правило, включается в линию подвода к прибору. Переход от этой термопары к медным проводам, идущим на прибор, также целесообразно производить в пределах термостатированной коробки зажимов. Холодный спай должен быть помешен в сосуд Дьюара, заполненный тающим льдом, контрольный лабораторный термометр должен быть установлен в непосредственной близости от холодного спая. Необходимо также исключить возможность электрического контакта термопары холодного спая с элементами конструкции, так как при этом возникает паразитная ЭДС, искажающая температурные характеристики термопар.
В настоящее время имеется возможность автоматизированного контроля термопар с помощью щитовых электронных потенциометров типа ЭПП-09М и др.
Измерение расхода циркуляционной воды. Надежное измерение расхода циркуляционной воды может быть обеспечено стандартным сужающим устройством в соответствии с [53]. Однако такое измерение не всегда удается выполнить, так как на подводящих трубопроводах циркуляционной воды далеко не всегда установлены измерительные диафрагмы. Установка их сопряжена с трудностями: циркуляционные трубопроводы большого диаметра должны иметь протяженные прямые участки, технология монтажа диафрагмы в трубопроводе большого диаметра достаточно сложна и т. д.
В связи с этим для определения расхода воды часто применяют другие способы измерения:
трубкой Пито—Прандтля, установленной в определенной точке трубопровода; схема установки такой трубки приведена на рис. 6.16;
гидравлическим сопротивлением конденсатора;
местным сопротивлением (колена, сужения и т. д.) с предварительной тарировкой его;
установкой в трубах подвода или слива ультразвуковых датчиков расхода.
Использование трубки Пито—Прандтля требует предварительного исследования эпюр скоростей в трубопроводе, осреднения значений скорости с учетом этих эпюр и введения определенной поправки на показания трубки Пито—Прандтля в данной точке.
Использование перепада давлений в конденсаторе для определения расхода находит применение в практике испытаний. Тарировка конденсатора,
133
Рис. 6.16. Измерение расхода трубкой Пито —Прандтля
Ультра звуковой, датчик
Поток
Электронный блок
Рис. 6.17. Измерение расхода ультразвуковым методом
т. е. зависимость перепада давлений от расхода, должна быть получена предварительно на аналогичном аппарате; в процессе измерений необходимо иметь уверенность в отсутствии внутренних отложений и загрязнений входных участков теплообменных трубок.
сопротивлений для определения расхода тре-
Использование местных
бует предварительной тарировки их (или их точной модели) на отдельном стенде. Полагаться на известные гидравлические характеристики в этом случае не стоит, так как большое влияние на перепад оказывают конструктивные особенности элементов и поле скоростей воды на входе
в них.
Применение ультразвуковых датчиков по данным [13] обеспечивает высокоточное измерение расходов. Схема измерений приведена на рис. 6.17; четыре пары ультразвуковых датчиков монтируются на противоположных сторонах трубопровода в плоскости под углом 45° относительно оси трубки. Электронная аппаратура измеряет время распространения импульса звука вверх и вниз для каждой пары датчиков, полученные сигналы преобразуются в параметры средней скорости в сечении. Погрешность этого метода определения расхода считается менее 1%.
Определение присосов воздуха в конденсатор. Присосы характеризуют вакуумную плотность конденсатора и части низкого давления турбины. Эта величина нормируется правилами технической эксплуатации электростанции.
Измерение присоса воздуха производится на выходе из воздухоудаляющего устройства торцевыми диафрагмами или специальными суживающими устройствами, схема которых приведена на рис. 6.18. Для этой же цели применяются ротаметры, серийно выпускаемые отечественной промышленностью.
134
Рис. 6.18. Измерение присосов воздуха диафрагмой на выходе из эжектора
(6.16)
Рис. 6.19. Схема измерений присосов воздуха методом экстраполяции
Приборы диафрагменного типа и ротаметры при установке на выходе из воздухоудаляющих устройств измеряют совместно расход воздуха и пара. Для выделения расхода воздуха необходимо дополнительно измерить температуру паровоздушной смеси и, считая пар сухим и насыщенным, вычислить расход воздуха GB3 по формуле
Свз Р ~ Ps
6?пв Р <W*Ps
где GnB — суммарный расход паровоздушной смеси; р — давление паровоздушной смеси в месте измерения температуры; если измерение производится в свободной струе на выходе из эжектора, то р равно барометрическому давлению Рбар5 Ps — давление насыщения водяного пара, соответствующее температуре паровоздушной смеси на выходе.
Кроме прямых измерений расхода воздуха на выходе из воздухоудаляющего устройства в практике испытаний иногда используется метод экстраполяции параметров присоса. Этот метод основан на предположении о линейности характеристик давления воздухоотсасывающих устройств в зависимости от объемного расхода отсасываемой среды. Опыт целесообразно проводить на малых тепловых нагрузках. Для этой цели в конденсатор дополнительно подают дозированное количество воздуха через критическое сопло. Схема такого устройства показана на рис. 6.19. Сменное сопло позволяет подать в конденсатор дозированное количество воздуха,
135
Рис. 6.20. Обработка данных измерений присосов методом экстраполяции
расход, кг/с, которого определяется по фор муле
^вз = 3,1-10 dcpfiap-10 5/\/Г7’вз, (6.17)
где Рбар измеряется в Па.
Для барометрического давления Рбар = = 0,1 МПа и температуры воздуха Твз = 293 К GB3, кг/ч, равен:
GB3«sO,64dB,	(6.17')
где dc - диаметр критического сопла, мм.
При экстраполяционном методе измерения необходимо также определить температуру паровоздушной смеси гпв в трубе отсоса воздуха из конденсатора. Пример такой оценки приведен на рис. 6.20.
Дополнительное количество воздуха приводит к некоторому росту давления в конденсаторе рк.
Вычитая из суммарного давления рк давление насыщения водяного пара ps, соответствующее температуре воды Ц, получаем парциальное давление воздуха при заданном его дополнительном расходе GB3, после чего график экстраполируется в область отрицательных расходов до пересечения с линией GB3 = 0, соответствующей температуре насыщения воды на выходе из конденсатора.
Абсолютная величина ’’отрицательного” расхода воздуха равна присосу его в конденсатор.
Заложенное в основу методики предположение о линейности зависимости давления всасывания эжектора от объемного расхода инжектируемой среды для пароструйных и водоструйных эжекторов и водокольцевых насосов достаточно точно соответствует действительности. Исключение составляет область очень малых расходов пароструйного эжектора, которая практического значения не имеет. Недостач^ ком этого метода является низкая точность измерений присосов при больших тепловых нагрузках и высоких температурах охлаждающей воды.
Специальные измерения параметров конденсатора. В некоторых случаях при экспериментальной доводке параметров конденсатора или проведении исследовательских работ, направленных на совершенствование компоновки трубного пучка, выполняется серия специальных измерений:
распределение тепловых нагрузок по сечению трубного пучка;
определение местонахождения застойных зон (воздушных мешков); распределение потерь давления по тракту конденсатора.
Распределение тепловых нагрузок в пучке - важный параметр, характеризующий эффективность его работы. Такие измерения проведены на ряде конденсаторов отечественными и зарубежными фирмами. Методика измерения этих величин, как правило, одна и та же: измерялись температуры воды на входе в конденсатор и температура воды на выходе из трубок в отдельных зонах трубного пучка штатной системой термопар или подвижным зондом. Тепловая нагрузка зоны пропорциональна расходу и нагреву воды. Большинство измерений проведено в предположении, что расход воды одинаков во всех трубках пучка, что вносит определенную погрешность в рассуждения.
136
На рис. 4.17 приведена разбивка трубного пучка конденсатора 200-КЦС, комплектующего турбину К-200-130 ЛМЗ, а на рис. 4.18 — конденсатора К-14240 ХТГЗ турбины К-300-240. Измерения произведены Союзтехэнерго термопарами в 80—100 точках по сечению одной половины конденсатора с автоматической записью показаний.
Анализ картины распределения тепловых нагрузок позволил сделать вывод о достаточно высокой эффективности работы конденсатора.
Аналогичные измерения проведены фирмой ’’Броун Бовери” (Brown Bowery) для секционного конденсатора с индивидуальным отсосом воздуха из каждой секции. Результаты измерений приведены на рис. 5.10. Эти измерения представляют интерес, так как секционная компоновка конденсатора является перспективным решением для создания конденсаторов паротурбинных установок большой мощности.
Методика определения застойных зон описана в [13]. Для этих измерений необходимо иметь длинный зонд малого диаметра, на конце которого имеется отбор статического давления и температуры. Датчик температуры защищен экраном от попадания на него стекающего конденсата, а также от касания стенок трубок конденсатора.
Зондом исследуется межтрубное пространство конденсатора в нескольких сечениях. Для этой цели на корпусе конденсатора имеются специальные бонки с сальниковым уплотнением. Вариант трассировки представлен на рис. 6.21. Измерение давления и температуры дает возможность определить массовую концентрацию воздуха и пара по формуле, аналогичной (6.16):
е = (Рк - Ps)!(Pk - 0,378ps),	(6.18)
где ps — давление насыщения, соответствующее измеренной температуре смеси.
В результате исследований выявлены воздушные мешки в некоторых зонах поверхности теплообмена конденсатора. Для ликвидации застойных зон необходимо изменить место отсоса воздуха или конфигурацию каналов для отсоса воздуха из трубного пучка.
Рис. 6.21. Определение застойных зон в конденсаторе
137
Рис. 6.22. Измерение потерь давления в конденсаторе
Измерение перепада давлений на конденсаторе и распределения гидравлических потерь по ходу пара проводится дифференциальными манометрами. Одно колено манометра подключается к коллектору отбора статического давления на входе в конденсатор, а другое — к точке, относитель
но которой измеряется перепад. Полный перепад давлений на конденсаторе определяется между коллектором на входе в конденсатор и отбором статического давления в линии отсоса паровоздушной смеси на выходе из конденсатора. Схема измерений показана на рис. 6.22.
Требования к организации отборов давлений и прокладке импульсных линий такие же, как и при измерении вакуума в конденсаторе (см. выше).
Потери давления определяются как разность полных давлений на входе
и выходе конденсатора:
Дп = п* _п*	= п5Т-ПСТ х РИвХ
Рвх Рвых мех Рвых + ---------
2 р
= Дризм + ~~ (ивх ~ WBblx) • 2
Рн'вых
2
(6-19)
При ограниченных габаритах входных патрубков скорость пара на входе wBX может играть существенную роль в расчете потерь давления, что не всегда учитывается при испытаниях.
Гидравлические потери, рассчитанные по (6.19) для конденсаторов стационарных паровых турбин, редко превышают 4-5 мм рт. ст.
В транспортных паротурбинных установках конденсаторы могут иметь затесненную компоновку и большую глубину трубного пучка и корпуса, повышенное давление конденсации. В этом случае потери давления могут быть несколько большими и достигать 10—12 мм рт. ст.
Измерение температуры стенки при исследовании процессов ковденса-ции на поверхности. Температура поверхности теплообмена Гс’т является важнейшим параметром при исследовании процессов конденсации пара. Погрешность при определении t'CT заметно искажает значение коэффициента теплоотдачи от пара ап; влияние этой погрешности возрастает по мере роста ап.
Косвенные методы определения, как правило, недостаточно точны. В связи с этим в практике теплофизических экспериментов нашли широ-
138
температурное поле стенки;
Рис. 6.23. Схема установки 1ермодатчика в паз кое применение более точные методы определения с помощью термочувствительных элементов, измеряющих непосредственно температуру материала стенки [47]. Однако и эти методы имеют ряд ограничений.
На рис. 6.23 представлена схема расположения термодатчика в пазе заподлицо с поверхностью конденсации. В опытах измеряется не а некоторая другая гизм. Причин несоответствия 1ИЗМ и гст несколько:
материал, заполняющий паз, искажает
материалы термопары и ее чехла вносят добавочное искажение температурного поля;
точка измерения температуры находится ниже поверхности, и расположение ее неопределенно из-за конечных размеров спая.
Влияние материала, заполняющего паз, может быть учтено введением поправки в показания Гизм.
Учет влияния материала термодатчика и чехла оказывается затруднительным из-за сложной геометрической формы этих элементов, наличия электроизоляционных прослоек и т. д.
Точно зафиксировать положение горячего спая можно лишь в том случае, когда его размерами можно пренебречь по сравнению с размерами паза. В настоящем эксперименте это недопустимо, так как размеры спая (0,8—1 мм) соизмеримы с толщиной измеряемой стенки (1—2 мм). В этих случаях определяющую роль имеет погрешность, возникающая за счет неопределенности изотермы, соответствующей показанию термопары.
Влияние указанных искажений особенно заметно, когда изучается процесс конденсации на стенке из материала низкой теплопроводности, например из нержавеющей стали с X = 17^23 Вт/(м-К). В этом случае перепад температур на стенке t'CT - т”т соизмерим с перепадом на стороне конденсирующегося пара; в результате Гп - Гизм может значительно отличаться от искомой величины tn — Гст.
Существенно уменьшить погрешность, связанную с трудно учитываемыми факторами, можно, исключив причины, приводящие к неопределенности в расчете ошибки. Это достигается заполнением термопарного паза материалом, теплопроводность которого Хпаз значительно выше, чем стенки, например серебром по нержавеющей стали. Технология изготовления термочувствительного участка в этом случае такова: в стенке трубки проделывается прямоугольный паз с размерами, несколько превышающими наружные размеры чехла термопары. Для обеспечения хорошего теплового контакта с термочувствительным элементом на поверхность пара наносится гальваническим способом слой металла с высокой теплопроводностью. Затем в паз помещается термопара, состоящая
139
из наружного чехла (капилляр диаметром 0,8 мм) и заложенных в него двух термоэлектродов диаметром 0,08—0,13 мм, изолированных стеклонитью. Заключительной операцией является напаивание материала с высокой теплопроводностью на термопару.
Поскольку Хпаз X, термическим сопротивлением материала паза можно пренебречь и температура паза Гпаз практически одинакова в любой его точке. 3 таком случае теплопроводность и форма термодатчика и его чехла, а также их размеры и расположение не влияют на показания: на вторичном приборе будет зарегистрирована температура Гизм ~^паЗ' Теперь необходимо установить соответствие между ?изм и ?ст-
Для определения поправок решалась задача теплопроводности для тела сложной формы (рис. 6.23):
Э2г/Эх2 + Э2г/Эу2 =0
(6.20)
Рис. 6.24. Температурная поправка к показаниям термодатчика
140
при граничных условиях:
при |лг| < 6/2, 5-оСу<5 Г = const;
при х=0 9t/3x=O;
X
при — > 1 Э(/Эх=О;
при у = 6 X3t/dy=anUn-f'cr);
при у = 0 Xdt/dy = aB(r£T-tB);
(6.21)
Задача теплопроводности (6.20), (6.21) решена численным методом с использо-ванием ортогональной системы сеток. В результате решения получены температурные поля пластины с пазом для термо датчика и поправочные характеристики 1 / ^СТ_ ^изм
Д=----------- .	(6.22)
tn~fM3M
Таким образом, действительная температура стенкн
1ст = fH3M + Afrn — гйзм) •	(6.23)
Поправка Д является функцией от формы паза, коэффициентов теплоотдачи с наружной (паровой) аа и внутренней «в сторон, теплопроводности материала X и толщины стенки 5. На рис. 6.24 представлена зависимость Д = Д(ав/ап; ап5/Хст) Для пазов при а/8 = 0,24-0,8 и 6/5 = 0,8. Приведенные кривые могут быть использованы для пересчета показания термодатчика и определения действительной температуры поверхности конденсации.
6.4.	МЕТОДИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА ОШИБОК
Вопрос расчета погрешностей эксперимента многократно изложен в ряде работ [27,60,63].
В процессе проведения эксперимента наблюдается два основных класса ошибок: систематические и случайные. Суммарная ошибка любого измерения состоит из ошибок этих двух классов в различном соотношении. Относительный вес каждой из них зависит от используемого прибора и условий проведения эксперимента.
Для рациональной организации эксперимента необходимо, чтобы систематическая погрешность была значительно меньше случайной.
Все последующие выкладки справедливы для нормального закона распределения случайных ошибок. В табл. 6.2 приведены значения величины х/(\/2 о) и вероятности того, что погрешность единичного эксперимента лежит в пределах ± х/ (\/2 о); здесь х — абсолютная погрешность единичного измерения; о — среднеквадратичная погрешность измерения.
Погрешности измерительных систем принято характеризовать следующими показателями точности измерительных систем.
1.	Среднеквадратичная ошибка от среднего значения измеряемой величины определяется формулой
о = у/ Ъх]!(п -1),	(6.24)
где п — число измерений; х, — ошибка г-го измерения.
141
Таблица 6.2. Погрешности единичного эксперимента
X	РХ	X	X		
			рх	т/То	РХ
з/2а					
00	0,0	0,477	0,500	0,9	0,797
0,05	0.056	0,50	0,521	0,95	0,821
0,10	0,113	0,55	0,563	1,0	0,843
0,15	0,168	0,60	0,604	1,1	0,880
0,20	0,223	0,65	0,642	1,2	0,91
0,25	0,276	0,70	0,678	1,3	0,934
0,30	0,323	0,707	0,682	1,4	0,952
0,35	0,379	0,75	0,711	1,5	0,966
0,40	0,428	0,80	0,742	2,0	0,995
0,45	0,476	0,85	0,771	3,0	1,0
Вероятность того, что ошибка единичного измерения лежйт в пределах ±о, составляет 68,2% (см. табл. 6.2 при х = о,т. е. х/ (у/2о)'= 0,707).
2.	Вероятная ошибка Ф определяется таким отклонением измеренного значения от истинного, что ошибка измерения лежит в пределах ±Ф с вероятностью 50%. Вероятную ошибку можно определить по табл. 6.3, что соответствует
х/ (<До) = 0,477.
Среднеквадратичная ошибка однозначно связана с вероятной: о = = 1,482 Ф ~ 1,5 Ф.
3.	Максимально возможная ошибка Дмакс определяется классом точности прибора и верхним пределом измерений:
класс точности • верхний предел измерения
А макс	•
100
Как правило, завод-изготовитель не указывает, какой процент возможных ошибок будет находиться в пределах максимальной ошибки и не указывает, распределены ли ошибки по нормальному закону. В [27] предлагают принять максимально возможную ошибку равной 3 а, а вероятность нахождения ошибки измеряемой величины в пределах +3а составляет 99,7%. В [60] предлагают максимальную ошибку, которую называет фирма-изготовитель, принять равной (2-3) а, тогда вероятность попадания ошибки в интервале ± (2—3) о составит 95,4—99,7%.
Максимальная ошибка однозначно связана со среднеквадратичной и вероятной:
Дмакс = (2-3)о~ (3-4,5)Ф.
Критерии точности измерительной системы — среднеквадратичная, вероятная и максимальная ошибки — применимы не только для нормального распределения ошибок, но и для других распределений. Но только для нормального распределения значение вероятности среднеквадратичной опжбки равно 68,2%, для других оно иное. Нормальное
142
распределение удобно тем, что оно имеет простую связь между основными критериями точности.
Нормальное распределение на реальных измерительных приборах не соблюдается в следующих случаях:
1.	Прибор, имеющий на шкале нуль или некоторое максимальное значение, не может иметь нормальное распределение при измерениях вблизи граничных точек, так как в этой области отклонение показаний может быть только в одну сторону.
2.	Во многих приборах отклонения зависят от предыдущего отсчета. Например, в вольтметре или манометре наблюдается заедание, что вызовет положительное отклонение (отклонение в большую сторону) при переходе от большего значения к меньшему и наоборот.
3.	Прибор с большой систематической ошибкой не дает нормального распределения ошибок.
В ряде работ [63] указывается, что при наличии других распределений, даже весьма отличных от нормального, критерии точности нормального распределения применимы и для них с некоторой ошибкой.
Погрешности прямых измерений возникают в процессе проведения эксперимента и определяются классом точности измерительных приборов, стабильностью теплового режима и теплофизических параметров во время измерения, а также индивидуальными свойствами наблюдателей.
Основы определения ошибок прямых измерений изложены ранее. Здесь мы кратко повторим этот материал для конкретных случаев измерений.
Максимальная относительная погрешность показывающего стрелочного или цифрового прибора класса точности А равна:
^макс =-'4-$/(Ю0д),	(6.25)
где В — верхний предел измерений; Ъ — показания прибора, а его среднеквадратичная ошибка
&и = ^макс/3-	(6.26)
Например, показание образцового момента класса точности 0,4 составляет 30 делений шкалы (всего делений 100), максимальная относительная погрешность измерения равна:
0,4-100
«макс = -------= 0,0133 = 1,33%,
100-30
среднеквадратичная 5q=0,43%.
Максимальная абсолютная погрешность U-образных манометров, абсолютных ртутных манометров и других подобных приборов при отсутствии автоколебательного режима
Дмакс = 1,5 х цена деления шкалы;
их среднеквадратичная погрешность
О = 0,5 хцена деления шкалы.
Максимальная и среднеквадратичная погрешности самописцев определяются по классу точности аналогично показывающему прибору.
На экспериментальном стенде ведется непосредственное измерение ряда физических параметров: давлений, температур, перепадов, удлинений и т. д. В результате этих измерений с использованием известных формул расчетным путем определяются мощности, расходы, степень сжатия и т. п., т. е. на основании ряда прямых измерений косвенным путем определяются интересующие нас величины. Поскольку исходная информация
143
(прямые измерения) неизбежно содержала определенные ошибки, то и результаты расчетов с использованием этой информации также отличаются от истинных значений искомых величин.
Пусть искомая величина Z является функцией прямого измерения нескольких величин a, b, с: Z — Z(a, b, с), которые имеют погрешности определения Да, Дб, Дс. Погрешность определения величины Z относительно его среднеарифметического значения Z в общем случае равна:
/8z\ 2	’	/8Z \ 2	~ / 8Z \2 Г
LZ = Z-Z =	//—	Да2 +—) ЛЬ2 + — Дс2,	(6.27)
V \ да]	\дЬ j	\дс )
где dZ/da, dZjdb, dZ/dc — частные производные функции Z по а Ь, с в точках а, Ь, с.
Относительная погрешность 6Z имеет вид
о	V , /а
— InZ ) Дб2 + I---InZ ) Дс2.
(db	/	\ 8с	/
(6.28)
Ниже даны определения погрешностей для различных типов функции одной переменной:
Вид функции Относительная погрешность
Са и а а 1 ±д	8Z = Az/z 6а п8а 1 	бе 1 +а
н/ V а	1 — 8а п
еа^	а ~^-8а с
Аа>с	а — 1п/15е с
с 1по	8а/\па
Здесь А,	п, с - постоянные величины; а — среднеарифметическое значе-
ние, полученное в результате экспериментов; Да, 8 а - абсолютная и относительная погрешности величины а.
В ряде опубликованных работ для определения ошибки измерений функции нескольких переменных рекомендуется использовать формулу
8Z	Ъ7.	8Z
AZ = — До + ------- Дб + ----- Дс.
8а	8b	8с
(6.29)
144
Расчет по этой формуле в отличие от расчетов по (6.27) и (6.28) противоречит основным соотношениям теории ошибок и дает завышенное значение погрешности, причем тем больше, чем ближе значения слагаемых по формуле (6.29) и чем больше количество независимых переменных. Так, для функции двух переменных завышение погрешности может достигать 40%, для функции трех переменных — 70%, для функции четырех переменных — 100%.
Формула (6.29) может дать сравнительно небольшую погрешность только в тех случаях, когда удельный вес одного из слагаемых значительно превосходит остальные, т. е. когда общая ошибка расчета функции нескольких переменных определяется прежде всего относительно грубым измерением одной из этих переменных.
В процессе проведения эксперимента и регистрации результатов возможны грубые промахи, обусловленные ошибочными действиями оператора, неожиданными кратковременными изменениями режима работы, возникающими неисправностями измерительной системы и т. п.
Для исключения влияния ошибочных данных на анализ и обобщение результатов экспериментов используют различные критерии отбраковки грубых промахов. Наибольшее распространение получил критерий Шо-. вене.
Некоторое измерение из п измерений может быть отброшено, если его отклонения от среднего значения для всей совокупности таковы, что вероятность появления таких или больших отклонений не превышает 1/2и:
|х - а\ > 16х|,
где х — измерение; ~а — среднее значение; |6х| — отклонение, вероятность появления которого равна 1/2и.
Получив определенное количество данных и рассчитав показатели точности измерительных систем, экспериментатор должен проанализировать точки с большими погрешностями и исключить их из рассмотрения, если эта операция обоснована критерием Шовене.
Таблица 6.3 дает максимально допустимые отклонения х от среднего значения ~а по критерию Шовене при числе измерений п и средней квадратичной ошибке а.
Таблица 6.3. Максимально допустимые отклонения х от среднего значения а по критерию Шовене
п	X о	п	X О	п	X О	п	X о
5	1,68	10	1,96	20	2,24	40	2,50
6	1,73	12	2,03	22	2,28	50	2,58
7	1,79	14	2,10	24	2,31	100	2.80
8	1,86	16	2,16	26	2,35	200	3,02
9	1,92	18	2,20	30	2,39	500	3,29
Так, например, если среднее значение измеряемой величины а =5, число измерений 5 (а = 5,0; 4,9; 4,8; 5,6; 4,7) и вычисленная на основании этих измерений среднеквадратичная ошибка О= 0,35, то измерение, содержащее ошибку х=0,6, является
145
Рис. 6.25. Графическая Оценка достоверности расчета ошибок
грубым промахом и должно быть отброшено; допустимое значение ошибки 0,35 х х 1,68 =0,59.
После исключения грубых промахов рекомендуется повторить расчет показателей точности измерения.
Подтверждение правильности расчета ошибки измерительной системы может быть получено только в результате обработки и обобщения экспериментальных данных.
При многократном снятии отсчетов на заданном режиме могут быть легко определены среднее значение измеряемых величин в этом режиме а, отклонения от среднего значения а-а и, наконец, погрешности измерений: максимальная среднеквадратичная и вероятная.
При эксплуатации сложных стендов или записи большого числа данных обычно не удается, да это и нецелесообразно, удерживать заданный режим в течение длительного времени для многократной записи показаний. В таком случае приближенную оценку ошибки по данным эксперимента можно произвести следующим образом (рис. 6.25):
1)	строится график функциональной зависимости z =z (а) по экспериментальным данным и проводится осредненная кривая по этому графику;
2)	около каждой экспериментальной точки наносятся две оси эллипса: ось, параллельная с, имеет длину 2Лдмакс (т. е. двойная максимальная ошибка в опреде-ленина); ось, параллельная z, имеет длину 2Дгмакс;
3)	по двум осям строится эллипс возможных значений величин z и а около каждой точки.
Расчет максимальной ошибки можно признать не заниженным, если проведенная нами осредняющая кривая пересекает все эллипсы. Если имеется точка, эллипс значений которой резко отстоит от осредняющей кривой, то ее следует проверить по критерию Шовене и при необходимости отбросить. Если имеется несколько точек, эллипсы которых не пересекаются осредняющей кривой, то в расчете получены заниженные значения максимальной погрешности; на самом деле она выше.
Аналогичную проверку можно провести и для среднеквадратичной или вероятной погрешности; в первом случае кривая должна пересекать эллипсы не менее 68% точек, во втором - не менее 50% точек.
146
Глава седьмая
ТЕПЛООБМЕН ПРИ КОНДЕНСАЦИИ ПАРА
ИЗ ПАРОВОЗДУШНОЙ СМЕСИ
В ОХЛАДИТЕЛЯХ ПАРОСТРУЙНЫХ ЭЖЕКТОРОВ
7.1. КОНСТРУКЦИИ ОХЛАДИТЕЛЕЙ
В качестве охладителей (холодильников) паровоздушной смеси пароструйных эжекторов главным образом используются поверхностные теплообменники. Турбостроительные заводы ПО ЛМЗ, ПО ХТГЗ, ПО УТМЗ выпускают холодильники пароструйных эжекторов с поверхностью теплообмена, состоящей из прямых или U-образных вертикальных трубок. Паровоздушная смесь обтекает трубки поперечно за счет установки в трубном пучке направляющих решеток. Охлаждающая вода протекает внутри труб. Типовая конструкция холодильника эжектора типа ЭП-3-25/75 ХТГЗ показана на рис. 8.6 [50]. Трубная система состоит из U-образных охлаждающих трубок диаметром 19* 1 мм, развальцованных в трубной доске. Материал трубок МНЖ-5-1-1. Поперечное движение паровоздушной смеси организуется семью перегородками. Конденсат отводится под уровень в конденсатосборнике.
Конструкционными особенностями холодильников пароструйных эжекторов ПО КТЗ являются их компактность, высокая эффективность и малая масса, достигнутые за счет создания в этих аппаратах условий, способствующих интенсификации теплообмена на обеих сторонах поверхности охлаждения [64—66].
В пароструйных эжекторах КТЗ используются в качестве охладителей паровоз-душной смеси холодильники с винтовой поверхностью теплообмена и прямотрубной поверхностью. В обеих конструкциях рационально используется скоростной эффект парового потока и криволинейное направление его движения в межтрубном пространстве. Рассмотрим конструкцию охладителя смеси на базе эжектора ЭО-50 (рис. 7.1).
Корпус эжектора сварной, состоит из двух обечаек, к которым сверху приварена крышка, а снизу — специальный фланец для крепления холодильников. Система перегородок, приваренных к обечайкам и боковым стенкам, образует камеры, где устанавливаются диффузоры, и тракты, по которым паровоздушная смесь направляется в охладители. Паровоздушная смесь после выхода из диффузора попадает в успокоительную камеру, откуда поток, изменив направление на 180°, направляется через специальное окно в приемную часть охладителя. Окно в корпусе выполнено так, чтобы поток сразу же на входе в охладитель получил направление движения, касательное окружности навивки трубок, благодаря чему перестройка профиля скоростей потока происходит иа небольшом участке поверхности теплообмена и с малыми гидравлическими потерями.
Каждый охладитель имеет два пакета трубок, расположенных один над другим. Пакет состоит из трех скрепленных змеевиков, имеющих разные диаметры навивки. По высоте витки змеевиков отделяются друг от друга спиральными перегородками, изготовленными в виде полуколец на специальных штампах. Перегородки соединяются между собой перемычками и фиксируются в определенном положении с помощью тяг, проходящих через отверстия в перегородках, и дистанционных втулок. Жесткость конструкции достигается затяжкой тяг вверху и внизу холодильника. Сам стояк разделен на две половины продольной перегородкой, позволяющей осуществить изолированный подвод охлаждающей воды к обоим пакетам.
При установке пакетов змеевиков в корпус образуется винтовой канал, ограниченный сверху и снизу спиральными перегородками, снаружи - стенками обечайка-
147
о
Рис. 7.1. Эжектор ЭО-50 (КТЗ)

Рис. 7.2. Холодильник эжектора с поперечно-винтовым потоком
ми, а внутри - круглым стояком. Пар или паровоздушная смесь омывает трубки, двигаясь по этому каналу навстречу воде.
При проектировании скорости воды в холодильниках обычно принимаются равными 2-2,5 м/с, а скорости пара или паровоздушной смеси на входе - 30-100 м/с.
149
Необходимо отметить, что одной из особенностей винтовой конструкции теплообменников является обеспечение строго направленного противоточного винтового движения обоих теплоносителей. Поперечная циркуляция воды в трубках, вызываемая центробежными силами вращающегося потока, заметно повышает теплоотдачу со стороны воды.
Конструктивная схема холодильника с прямыми трубками [72] показана на рис. 7.2. Со стороны пара в этом аппарате установлены поперечные и продольные перегородки, создающие направление движения паровоздушной смеси в трубном пучке. Поперечные перегородки имеют вырез в виде сектора 60°. Они смещены одна относительно другой на 60°. На одной грани каждого выреза устанавливается вертикальная перегородка, вынуждающая паровой поток совершить в данном отсеке поворот вокруг трубного пучка на 300°. Затем пар по вырезу 60° поступает в следующий отсек.
Скорость воды в трубках таких теплообменников обычно принимается 2-2,5 м/с, а скорость пара на входе в пучок первого отсека — около 50- 100 м/с.
7.2. ТЕПЛООТДАЧА И СОПРОТИВЛЕНИЕ
ПРИ КОНДЕНСАЦИИ БЫСТРОДВИЖУЩЕГОСЯ ПАРА
В ВЕРТИКАЛЬНОМ ТРУБНОМ ПУЧКЕ
На рис. 7.3 представлены зависимости среднего по поверхности коэффициента теплоотдачи ап при конденсации чистого пара в холодильнике с площадью поверхности теплообмена 1,7 м2 от удельной паровой нагрузки и массовой скорости пара на входе в первый отсек аппарата [72].
Опыты проведены в диапазоне изменения линейной скорости пара м>п от 250 до 180 м/с, массовой скорости пара pwn до 90 кг/(м2-с) и при удельной паровой нагрузке gn до 350 кг/ (м2 -ч).
Из графика видно, что с увеличением удельной паровой нагрузки и массовой скорости пара коэффициент теплоотдачи ап быстро растет и достигает при gn - 300 кг/(м2-ч), pwn =70 кг/(м2-с) значений более 20000 Вт/(м2-К). Интенсивный рост ап можно объяснить несколькими
Рис. 7.3. Зависимость коэффициента теплоотдачи при конденсации чистого пара ап от массовой скорости пара на входе в трубный пучок (7) и удельной паровой нагрузки (2):
давление пара рп = 70-г100 кПа, температура и расход охлаждающей воды tn -= 1б4-19°Си И'=30м3/ч	®
150
Рис. 7.4. Зависимость температуры пара на входе fn и выходе Гд от массовой скорости пара
факторами, однако главным здесь является динамическое воздействие парового потока на стекающую пленку конденсата. Следует также отметить интенсифицирующее воздействие на теплоотдачу центробежного эффекта, возникающего в межтрубном пространстве в результате сложного движения парового потока между ограничивающими перегородками, из-за чего большая часть выпадающего конденсата срывается с трубок и сепарируется на стенку корпуса.
Изменение парового сопротивления аппарата Др во всем диапазоне нагрузок соответствует изменению температуры пара в пределах 20— 35 ° С (рис. 7.4). Такое большое снижение температуры пара по мере движения его в аппарате может значительно сказаться на точности расчета теплообменника, если его заранее не учесть. Для этого, однако, надо знать закон изменения температуры пара по мере его конденсации в аппарате. Данные некоторых режимов представлены на рис. 7.5 для случая конденсации чистого пара. Обработка опытов показывает, что среднелогарифмический температурный напор, рассчитанный по разности температур теплоносителей на входе и выходе из аппарата, практически совпадает с истинным, полученным из опыта как среднеинтегральный по зависимости
1	in
Дтист = -$&txdF* - 2AtxFx.	(7.1)
F р	F 1
Использование среднелогарифмического температурного напора, определенного по начальной и конечной температурам пара для расчета тепло-съема (при конденсации в теплообменнике с большим гидравлическим сопротивлением), не всегда является правильным. В этих конструкциях
151
Рис. 7.5. Изменение температуры пара и воды по поверхности теплообмена:
х - пар; — - вода; 1 - Gn — = 150 кг/ч; 2 — Gn = 270 кг/ч; 3 - Gn =350 кг/ч
Рис. 7.6. Обобщенные зависимости по теплоотдаче и сопротивлению в вертикальных теплообменниках с поперечно-винтовым потоком пара
на отдельных режимах (например, рис. 7.5, кривая 1) температуры пара и воды на холодном конце теплообменника незначительно отличаются друг от друга. В этом случае для расчетов теплоотдачи при конденсации чистого пара целесообразно использовать среднюю температуру пара.
Экспериментальные данные по теплоотдаче при практически полной конденсации пара (97—99%) аппроксимированы критериальной зависимостью вида Nu = A Re™ Рг”. Для испытанной конструкции (см. рис. 7.2)
Nu = 0,11 Re®’72 Рг0’33.	(7.2)
При определении ап температурный напор рассчитывается как среднелогарифмический, температура пара принимается постоянной и равной средней между входом и выходом. За определяющий размер принят наружный диаметр трубки.
Для случая практически полной конденсации пара критериальная зависимость для расчета сопротивления при Ren = 104=5-104 имеет вид
Ей = 0,062Re®’4 ,	(7.3)
при Ren = 5 • 104 -г 10s
Ей = 4,8.	(7.4)
Скорость пара в числах Ren и Ей определена по узкому сечению на входе в трубный пучок.
Опытные данные в обработке (7.2) —(7.4) приведены на рис. 7.6. В ограниченном диапазоне изменения давления пара (от 10 до 100 кПа) можно воспользоваться приближенной формулой для расчета коэффициента теплоотдачи от пара в таких конструкциях
пп= 1400 ViT,	(7-5)
где gn измеряется в кг/ (м2 -ч).
При конденсации пара из паровоздушной смеси с большими скоростями процесс теплообмена претерпевает качественные изменения. Сравнение кривых изменения температуры чистого пара и паровоздушной смеси (рис. 7.7) показывает, что среднеинтегральный температурный напор больше, чем среднелогарифмический. При этом следует отме-
Рис. 7.7. Изменение температур пара и воды при конденсации пара из паровоздушной смеси по поверхности теплообмена:
х, Л, о - пар; — - вода; Gn = 330 кг/ч; 2 — GB3 = 2 кг/ч; 2 - GB3 =12 кг/ч; 3 - GB3 = = 38 кг/ч;-----— изменение температур по
логарифмическому закону
153
Рис. 7.8. Зависимость коэффициента теплоотдачи асм от относительного содержания воздуха в паре на входе е0:
• - Gn = 100 кг/ч; х — Gn = 194 кг/ч; А - Gn =330 кг/ч;  - Gn =425 кг/ч; t1 =
= 20°С; W=30 м3/ч
тить, что на большей части поверхности, начиная со входа, истинная температура пара (сплошные линии) значительно превышает рассчитанную по логарифмической зависимости (штриховые). Такой характер изменения температуры пара определяется наличием воздуха в паре и зависимостью температуры насыщения от давления пара, которое значительно изменяется по длине поверхности аппарата.
На рис. 7.8 дана зависимость коэффициента теплоотдачи при конденсации пара из паровоздушной смеси от концентрации воздуха в паре на входе е0. Коэффициент асм получен по среднеинтегральному температурному напору Д1ИС1. При этом, как следует из графика, резкое падение ясм наблюдается на участке е0 = 0=0,15. При сравнении этих данных с другими оказывается, что испытанная конструкция позволяет получить значительно большие значения асм, чем в поверхностных холодильниках ПЭЖ других конструкций.
7.3. КОНДЕНСАЦИЯ ПАРА С ПРИМЕСЬЮ ВОЗДУХА
В ОХЛАДИТЕЛЯХ С ВИНТОВОЙ ПОВЕРХНОСТЬЮ
i
При расчете теплоотдачи при конденсации чистого пара и пара из паровоздушной смеси, движущейся в винтовых каналах холодильников КТЗ, необходимо учесть влияние на процессы в этих конструкциях режимных и компоновочных факторов, а именно: скорости пара или паровоздушной смеси, центробежного эффекта, вызванного вращательным движением потока, концентрации воздуха в паровоздушной смеси, тепловой нагрузки, конструктивных элементов аппарата, в том числе угла
154
наклона змеевиков. В [64, 66] приводятся результаты исследований конденсации пара в этих холодильниках. Опыты были поставлена на геометрически разных теплообменниках (табл. 7.1). Их результаты следующие.
Визуальные наблюдения конденсации чистого пара при изменении давления пара от 15 до 60 кПа, массовой скорости набегающего на трубки потока от 1 до 20 кг/(м2-ч) и начальной концентрации воздуха от 0 до 0,6 показали, что образующаяся на змеевике конденсатная пленка охватывает трубку по всему ее периметру и имеет большую толщину со стороны наружного диаметра змеевика, что можно объяснить влиянием центробежных сил, возникающих в пленке при движении ее по криволинейному пути и воздействием на нее сил парового потока.
Пленка конденсата на винтовой трубке по характеру занимает промежуточное положение между случаями течения на вертикальной и горизонтальной трубках. При увеличении скорости пара толщина пленки уменьшается. Утонению пленки в значительной мере способствует интенсивный срыв части конденсата с трубки в виде капель потоком пара. Этому обстоятельству также способствуют имеющиеся в конструкции хомуты, на стыке которых с трубкой происходит снос конденсата на направляющую перегородку.
Обобщение опытных данных по конденсации движущегося пара было сделано по критериальной зависимости (3.50).
В качестве определяющих размеров в числах Ren и II приняты средняя развернутая длина змеевиков Н и эквивалентный диаметр канала для прохода пара <7ЭК.
Влияние на теплоотдачу изменения температурного напора для многоходовых по воде теплообменников и стекающего конденсата с верхних труб на нижние в многорядных аппаратах учитывается введением в (3.50) числа ходов z и числа рядов трубок в одном канале X.
Обобщенное уравнение имеет вид
— = 1 + A Re°-32 n°-34NuH-0’17 и"0'17*0-67 , «н
(7.6)
где А — 0,63 соответствует случаю определения коэффициента теплоотдачи ап с учетом понижения температуры пара по мере его движения; А= 0,41 соответствует условию постоянства температуры пара по всей поверхности конденсации.
Уравнение справедливо и в предельном случае, когда скорость пара равна нулю (Re = 0, П = 0).
На рис. 7.9 приведены результаты исследования теплоотдачи для случая, когда, в расчете учитывается понижение температуры пара. При обработке опытных данных при постоянной температуре пара разброс опытных точек достигает больших значений.
По мере конденсации пара из паровоздушной смеси, движущейся вдоль охлаждающей поверхности, происходит изменение параметров и состава смеси не только по длине, но и по периметру труб. При обработке опытов определены средние для данного участка локальные значения
155
сл CD	Таблица 7.1. Характеристики исследованных теплообменников										
	Наименование	Площадь поверхности, м2	Число змеевиков, шт.	Диаметр трубки, мм	Число витков, ' шт.	Средний диаметр витка, мм	Средний угол наклона змеевиков	Площадь проходного сечения для пара, м2	Материал трубки	Число ходов по воде	Число рядов трубок в одном канале
	Охладитель эжектора типа ЭО-ЗО	1,45	3	19/17	и	294 242 192	3°35’	0,00705	Л 68	2	1
	Подогреватель низкого давления типа ПН-1,9	1,95	3	19/17	16	274 222 170	2°33'	0,0033	Л 68	1	1
	Охладитель эжектора типа ЭО-50	2,95	4	19/17	13	446 386 302 242	2°30'	0,0079	Л 68	2	1
	Подогреватель низкого давления ПН-3,5	3,5	3	24/22	19	382 264 200	2°54'	0,0057	Л 68	1	1
	Подогреватель низкого давления ПН-5,5	5.67	5	22/20	17	465 405 305 245 185 300	2°50'	0,013	Л 68	1	1
	Подогреватель низкого давления ПН-13	13,4	6x2	22/20	11x2	360 420 520 580 640	5°10'	0,0037	Л 68	1	2
Рис. 7.9. Обобщенная зависимость по конденсации чистого пара в винтовых теплообменниках
z2 х-0,6
коэффициента теплоотдачи асм (Л). Представляет интерес обработка опытов в виде зависимостей
Д' (л); tB (л); tn (п); acT(n); ОДл) = f(F) •	(7.7)
Для расхода пара 540 кг/ч в холодильнике с F - 5,67 м2 они представлены на рис. 7.10,7.11.
Приведенные графики наглядно демонстрируют картину протекающего в аппарате процесса теплообмена при конденсации как чистого пара, так и в присутствии воздуха. Видно, что, несмотря на значительное падение температуры пара в конце поверхности конденсации, имеется тенденция к росту общего температурного напора. Этот напор и длина участка поверхности, на котором это происходит, зависят от конкретных условий, а в первую очередь от относительного содержания воздуха в паре и паровой нагрузки. При больших концентрациях воздуха температура смеси по мере движения падает, начиная со входа в . аппарат. Основная масса пара конденсируется примерно на первой трети поверхности, а на остальной ее части идет переохлаждение паровоздушной смеси.’В соответствии с этим основной подогрев воды происходит на входной по пару части теплообменника, а на остальной части практически отсутствует.
При конденсации чистого пара процесс изменения параметров по длине поверхности теплообмена качественно меняется (отсутствуют пики и перегибы), что можно объяснить более равномерным распределением тепловой нагрузки по поверхности аппарата.
Рис. 7.10. Изменение температур теплоносителей по поверхности теплообмена:
• — змеевик № 1; □ - № 2; х - № 3;
О - № 4; *. - № 5; расход пара Gn = = 518 кг/ч; расход воздуха GB3 = = 23,2 кг/ч; -> — движение воды;
<— движение смеси
Рис. 7.11. Изменение истинного коэффициента теплоотдачи по поверхности теплообмена:
*	-	Gn	= 545 кг/ч, GB3 = 0	кг/ч;
х —	Gn	=	518	кг/ч,	GB3	= 23,2	кг/ч;
□ -	Gn	=	520	кг/ч,	GB3	= 57,3	кг/ч;
• —	Gn	=	495	кг/ч,	GB3	= 79,6	кг/ч;
V - Gn = 506 кг/ч, GB3 = 91,5 кг/ч; А — Gn = 481 кг/ч, GB3 =124 кг/ч
158
При обработке опытных данных по конденсации чистого пара было получено хорошее совпадение среднелогарифмического температурного напора, полученного расчетным путем (с учетом понижения температуры пара по длине), и среднеинтегрального по поверхности, полученного непосредственно в опыте. Наибольшее расхождение опытных и расчетных значений составляло 3—4%. Сопоставление этих же данных при конденсации паровоздушной смеси показывает их заметное расхождение и тем большее, чем больше концентрация воздуха в паре.
На рис. 7.11 представлено изменение локальных коэффициентов теплоотдачи со стороны пара по поверхности теплообмена. Рассмотрение этих зависимостей показывает, что при конденсации паровоздушной смеси происходит качественное изменение характера теплоотдачи по сравнению с конденсацией чистого пара. Так, например, кривая 1 имеет выпуклость вверх, а остальные кривые (2—6), отражающие процесс конденсации паровоздушной смеси, имеют выпуклость вниз. Кривые температурных напоров имеют также противоположную тенденцию и находятся в таком же соотношении между собой, как и кривые коэффициентов теплоотдачи.
Изменение характера протекания зависимостей а(Л) =f(F) и St (Л) = = f(F") при конденсации пара из смеси по сравнению с аналогичным изменением при конденсации чистого пара вызвано, как следует из этих графиков, влиянием на локальный коэффициент теплоотдачи а (Л) удельной паровой нагрузки #П(л) и концентрации воздуха в паре на каждом участке поверхности охлаждения. Так, если при конденсации чистого пара локальный коэффициент теплоотдачи аП(л) уменьшается вдоль поверхности охлаждения в основном из-за уменьшения удельной паровой нагрузки, то при наличии в конденсирующемся паре примеси воздуха локальный коэффициент теплоотдачи асм ^л) уменьшается с возрастанием вдоль поверхности концентрации воздуха в паре.
На рис. 7.12 представлены графики зависимостей асм/ап =/(gn, ео)-Видно, что с увеличением содержания воздуха в паре относительный коэффициент теплоотдачи резко падает, при этом кривые спадают тем более круто, чем больше удельная паровая нагрузка (и скорость пара). Эти данные, обработанные в виде зависимости аСм/ап	приведены
на рис. 7.13. Кривая аппроксимируется выражением (4.7):
«см/«п ~ 1 — 0,56 lg(#B3 О »
или
«см/«п = 1 - O,561g(eogn + 1).
Из выражений (7.6) и (7.8) можно получить общую зависимость для определения коэффициента теплоотдачи в винтовых теплообменниках при конденсации как чистого пара, так и пара из смеси с воздухом в вакууме (с учетом волнового течения конденсатной пленки) :
«см =«н [1 +А Re§’32JI0’34Nu-0’I7Z-0-17x-°’6Ti *
х [1 — 0,561g(eogn + 1)].	(7.8)
159
Рис. 7.12. Графики зависимостей асм/ап =/ (gn, е) ;
+ - gn =32 кг/(м2.ч); Д - gn =50 кг/(м2-ч) ; х-gn=52,5 кг/(м2-ч); <&-g„ = = 67 кг/(м2-ч); D-gn=85 кг/(м2.ч); V-gn = 120 кг/(м2.ч) ; *-gn =140 кг/(м х хч); Д—gn =195 кг/(м2-ч); gn =227 кг/(м2.ч)
Рис. 7.13. Графики зависимостей йсм/ап =/ (gB3) :
винтовые трубы: •-gn = 35 кг/(м2.ч), F =5,67 м2; Д - gn =50 кг/(м2-ч) , F = = 2,95 м ; х - gn = 52,5 кг/(м2-ч), F = 2,95 м2; а - g =53 кг/(м2.ч), F =5,67 м2; ® - А'п = 67 кг/(м2-ч), F = 2,93 м2; ф - g =67 кг/(м2-ч), F =1,45 м2;-О- ^п = = 85 кг/(м2.ч) F=2,95m2; Ж-g =94 кг/ (м2.ч) ,F =5,67 м2; v - g„ = 120 кг/(м2х *4),F=2,93m ; Д- gn = 130 кг/(м2.ч); F =5,67 м2; *-gn =140кг/(м2.ч),F= = 2,95 м ; И-£п =227 кг/(м -ч), F =2,95 м2; прямые трубы: Y -gn =43,5 кг/(м2х хч), F = 1,04 м2; Д - gn =52 кг/(м2.ч), F = 1,04 м2; О - gn =52 кг/(м2-ч), F = = 1,04 м2
При обработке результатов балансовых испытаний теплообменников температурный напор определяется как среднелогарифмический по значениям температуры теплоносителей на входе и выходе из аппарата.
7.4. ТЕПЛООТДАЧА И ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ ВИНТОВЫХ ТЕПЛООБМЕННИКОВ СО СТОРОНЫ ВОДЫ
При движении воды в змеевиках возникает центробежный эффект, который вызывает появление вторичной циркуляции, т. е. поперечного перемещения воды по сечению трубки. С возникновением вторичной циркуляции создаются условия для непрерывного перемешивания воды у поверхности трубки. При этом увеличение скорости вызывает увеличение вторичной циркуляции воды, которая в свою очередь интенсифицирует теплоотдачу.
Для учета влияния поперечной циркуляции на ав можно воспользоваться опытными данными для коэффициента сопротивления, руководствуясь аналогией между процессами переноса теплоты и количества движения. Исходя из этой аналогии, Прандтлем [48] была установлена связь между числом Нуссельта и коэффициентом гидравлического сопротивления в виде
1 . .
Nu= — |Ре£,	(7.9)
8
где Ре — критерий Пекле; Е — величина, зависящая в основном от числа Прандтля; 5 — коэффициент гидравлического сопротивления.
В связи с этим коэффициент теплоотдачи в змеевике может быть приближенно выражен через коэффициент теплоотдачи в прямой трубке и соотношения соответствующих коэффициентов гидравлического сопротивления змеевика и прямой трубки в виде
°зм ~ ° в £зм / \гр,
(7.10)
где £зм и ХТр - коэффициенты гидравлического сопротивления змеевика и прямой трубки.
В общем виде зависимость коэффициента трения для змеевика из гидравлически гладких трубок может быть выражена в виде
1зм ~/(Re)
Id	d\
1 + Ф[ — , Re, ([/, — I
Id	if.
(7.11)
где D, I — диаметр навивки змеевика и его развернутая длина; ф - суммарный угол поворота потока.
Функция Ф в (7.11) соответствует сопротивлению, возникающему в связи с появлением поперечной циркуляции воды, вызванной центробежными силами потока.
На рис. 7.14 показана опытная зависимость общего коэффициента сопротивления змеевика £ °т D/d при Re = 36 600. Видно, что в области употребительных зна
Рис. 7.14. Зависимость гидравлического сопротивления змеевика от его кривизны (при Re = =36 600)
161
чений D/d > 8, i- = 0,028. Для прямой трубки в этих условиях коэффициент трения, полученный по общеизвестной формуле Блаузиуса Х= 0,316/Re, равен ХТр = = 0,0228. Поэтому для ориентировочных расчетов можно определять общее сопротивление змеевика по формуле
5= (1,2-5-1,25) Хтр.
Глава восьмая
ВОЗДУХОУДАЛЯЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
8.1.	ТИПЫ ВОЗДУХОУДАЛЯЮЩИХ УСТРОЙСТВ И СХЕМЫ ИХ ВКЛЮЧЕНИЯ
В отечественной практике наибольшее распространение получили пароструйные эжекторные установки. В последнее время для мощных паровых турбин применяются водоструйные эжекторы. В зарубежной практике используются также водокольцевые насосы.
На рис. 8.1 показана типовая схема включения пароструйного эжектора в составе паротурбинной установки мощностью 150-300 МВт. Для экономии топлива конденсат после конденсатных насосов используется в качестве охлаждающей среды для пароструйного эжектора.
--------паровоздушная спесь
—*—*----циркуляционная Вода
Рис. 8.1. Схема включения пароструйного эжектора:
у — турбина; Г — генератор; К — конденсатор; РД — регулятор давления; КН — конденсаторные насосы
-В—И---циркуляционная Вода
-------паровоздушная смесь
Рис. 8.2. Схема включения водоструйного эжектора:
К - конденсатор; ВЭ - эжектор;
ПН — подъемный насос
Рис. 8.3. Водокольцевой насос для конденсаторов с ухудшенным вакуумом:
К - конденсатор; ВКН - водокольцевой насос; условные обозначения см. рис. 8.2.
162
Схема включения водоструйного эжектора для отсоса воздуха из конденсатора турбины К-300-240 ЛМЗ показана на рис. 8.2. Основными преимуществами водоструйного эжектора перед пароструйным являются простота конструкции, отсутствие промежуточных и концевых теплообменников, возможность набора вакуума независимо от параметров и расхода пара на установку. Но водоструйный эжектор потребляет значительно больше воды, чем пароструйный, потери конденсата в водоструйном эжекторе тоже больше, чем в пароструйном, для его работы необходима установка подъемного насоса.
По расчетам [15] применение двух и трехступенчатых пароструйных эжекторов дает экономию топлива по сравнению с водоструйными аппаратами.
Схема включения водокольцевого насоса представлена на рис. 8.3 по данным [13]. Водокольцевой насос конструктивно сложнее эжектора: от содержит вращающиеся элементы, требует более высокой технологической точности при изготовлении. Вместе с тем он более экономичен, чем струйные аппараты, и обладает высокой автономностью; может производить набор вакуума независимо от режима работы турбинной установки.
8.2.	КОНСТРУКЦИИ ПАРОЭЖЕКТОРНЫХ УСТАНОВОК
На рис. 8.4 приведена конструкция нового серийного двухступенчатого эжектора КТЗ ЭО-40. Ступени эжектора установлены вертикально в общем корпусе между промежуточным и концевым теплообменниками. Подвод пара к ступеням осуществляется общей линией н контролируется манометром для каждой ступени отдельно. Рабочие сопла установлены в расточках камер всасывания ступеней; технология сборки камеры смещения и камеры всасывания, рабочего сопла обеспечивает надежную осевую центровку всей ступени эжектора.
Рис. 8.4. Эжектор ЭО-40 КТЗ
163
Р«с.кП°
6^, кг/ч
Рис. 8.5. Характеристики ступеней эжекторов ЭО-40 при отсасывании сухого воздуха и паровоздушной смеси:
с - на отдельном стенде при отсасывании сухого воздуха; б -в составе эжектора: О - при отсасывании сухого воздуха; х - при отсасывании паровоздушной смеси гсм =27,5 °C
012,1
.^33
1555
Рис. 8.6. Эжектор ЭП-3-25/75 ХТГЗ
55SSSK-;

В

1ИЙИ
Рис. 8.7. Характеристики эжектора ЭП-3-25/75 при отсасывании паровоздушной смеси с температурой 17,5 °C
Рис. 8.8. Характеристика эжектора ЭО-30:
1 - при отсасывании сухого воздуха; 2 - при отсасывании паровоздушной смеси с температурой 25 °C
Охлаждающая вода подается параллельными потоками к концевому и промежуточному теплообменникам. Теплообменники выполнены двухходовыми с прямыми трубками. Нижние водяные камеры разделены перегородками на две части каждая. Верхняя водяная камера съемная, без перегородок. В верхней части корпуса теплообменника имеется линзовый компенсатор, предохраняющий вальцовку трубок от разуплотнения под действием осевых нагрузок при термических расширениях. Применение прямых трубок позволяет производить их очистку в процессе эксплуатации, упрощает ремонт, глушение и замену при выходе из строя.
Характеристики ступеней эжектора ЭО-40 при отсасывании сухого воздуха приведены на рис. 8.5,0, они получены на отдельном стенде. При испытаниях ступеней
Таблица 8.1. Пароструйные эжекторы КТЗ
Характеристика	Тип эжектора
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 произво-	0,065	0,106	0,149	0,146	0,093	0,240	0,317 0,040		0,277
дительность, м3 /с									
Масса эжектора	0,305	0,355	0,360	0,360 0,310		0,490	0,750 0,290		0,812
(сухой), т Давление рабочего пара, МПа	0,395	1,57	1,57	1,57 102	1,57 80	1,57	0,59	1,57	
									0,59
Расход раоочего	134	61	93			155	380	43	510
пара при темпера-									(на-сыщ.)
туре 425 °C, кг/ч Площадь поверхности, м2:							сыщ)		
									6,27
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	
									
Диаметр труб охладителя, мм	19x1	16x1	19X1	19x1	19x1	19x1 18,0	19x1	19x1 9,5	12x1 26
Расход охлаждающей воды, т/ч	8,2	4,8	8,0	12,8	9,5		24		
									
165
Таблица 8.2. Основные данные пароструйных эжекторов ХТГЗ и УТМЗ [56]
Характеристика эжектора	Нс	Nc	Э-1-Б	1 ЭП-2-4И0.	ЭП-3-600	ЭП-3-25/75
	I сту- II ступень пень	I сту- II ступень пень	I сту- И лту-пень пень	I сту- II сту- I ступень пень пень	II сту- III ступень пень	I сту- II сту- III сту* пень пень пень
Число ступеней	2	2	2	2	3	3
Давление перед I ступенью, кПа	4,9	2,93	3,33	3,53	2,45	4,1
Объемная производительность на паровоздушной смеси V, м2/с	0,133	0,61	.0,239	0,416	0,833	0,79
Давление пара перед соплами рр, МПа	1,28	1,28	1,28	1,28	1,28	4,95
Масса эжектора без воды,т	0,98	1,94	1,15	0,97	1,60	2,35
Расход перегретого пара Gp, кг/ч	127	127	415	415	141	141	200	200	200	200	200	135	254	407
Площадь поверхности холодильника, м2	4,35	4,35	14,5	14,5	6,3	6,3	10,9	5,4	14,3	8,40	5,10	14,0	9,63	7,55
Диаметр трубок холодильника dK/dBH, мм	19x1	19x1	20x1	20x1	16x1	16x1	19x1	19x1	19x1	19x1	19x1	19x1	19x1	19x2
Длина трубок холодильника, мм Количество трубок	764	764	1090	1090	1045	1045	2000	2000	245 0	2350	2250	1095	1095	1095
	98	98	219	219	125	125	90	45	98	60	38	224	154	122
в холодильнике, шт. Расход охлаждающей воды в холодильни-	40	40	37,5	37,5	40	40	40	20	75	46	29	165	165	165
ке W, т/ч Удельная паровая нагрузку кг/ (м2.ч)	29,2	29,2	28,6	28,6	22,4	22,4	19,8	38,0	14,0	23,7	39,3	9,65	26,2	54,0
в составе эжектора (рис. 8.5,6) вид характеристики II ступени не совпадает с характеристикой при стендовых испытаниях, так как условия работы II ступени в составе эжектора и на отдельном стенде не идентичны: в составе эжектора II ступень всегда отсасывает паровоздушную смесь после промежуточного охладителя.
На рис. 8.6 приведена конструкция трехступенчатого эжектора ЭП-3-25/75 ХТГЗ, которым укомплектованы турбоустановки 150—300 МВт. Все три ступени смонтированы в корпусе вертикально между поверхностями нагрева холодильников. Пар I ступени сбрасывается на двухсекционный промежуточный теплообменник, а пар II и III ступеней — на односекционный теплообменник. Характеристики эжектора ЭП-325/75 приведены на рис. 8.7.
На рис. 7.1 показана конструкция эжектора КТЗ с винтовыми холодильниками. Характеристики эжектора ЭО-ЗО на сухом воздухе и паровоздушной смеси показаны на рис. 8.8.
В табл. 8.1 и 8.2 с использованием данных [56, 77] приведены характеристики пароструйных эжекторов ХТГЗ, ТМЗ,КТЗ.
8.3.	РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС
В СТУПЕНИ ПАРОСТРУЙНОГО ЭЖЕКТОРА
На рис. 8.9 приведены проточная часть ступени пароструйного эжектора и график изменения давлений рабочего и инжектируемого потоков по длине. Рабочий пар поступает в сверхзвуковое сопло и расширяется в нем до давления, равного или близкого к давлению всасывания эжектора. В практике проектирования эжекторов принято делать выходное сечение сопл меньшим расчетного, соответствующего давлению рвс. В связи с этим окончательное расширение пара от давления рср до РвС происходит за пределами сопла в камере смешения. Струя рабочего пара захватывает инжектируемую среду и увлекает ее в камеру смешения. В коническом участке камеры смешения происходит дальнейшее ускорение инжектируемого потока, в связи с чем статическое давление, измеренное на стенке конической камеры смешения, несколько уменьшается. Затем в результате обмена энергией и импульсами между рабочим и инжектируемым потоками происходит постепенное выравнивание поля скоростей смешанного потока, давление по длине камеры смешения возрастает.
До настоящего времени не вполне ясно, происходит ли уменьшение статического давления в центральной сверхзвуковой струе рабочего пара или нет. Расчетная схема,
Рис. 8.9. Схема проточной части эжектора
Рис. 8.10. Процесс ступени эжектора в г, s-диаграмме
167
изложенная в [56], предполагает наличие такого уменьшения давления. Опыты при нулевых расходах инжектируемой среды, когда камера смешения работает как сверхзвуковой диффузор, не выявили уменьшения давления на стенке конической части [76].
Вообще можно предположить, что линии статического давления рабочей и инжектируемой сред совпадают в том сечении камеры смешения, где имеет место дозвуковое течение смешанного потока. До момента перехода к дозвуковой скорости давление в центральной сверхзвуковой струе может отличаться от давления инжектируемого потока. По мере смешения потоков в сверхзвуковой области, по-видимому, возникают градиенты давления вдоль радиуса камеры смешения.
Существенная термодинамическая неравновесность потока в камере смешения не позволяет без допущений изобразить процесс эжектора в i, s-диаграмме. Однако такие допущения приходится делать, так как построить расчетную схему с учетом неравновесности процессов не удается. Упрощенная i. s-диаграмма процесса пароструйного эжектора при отсасывании пара показана на рис. 8.10. Рабочий пар расширяется до давления рвс и далее ускоряет инжектируемый поток, который сначала снижает давление ниже рвс, а затем, после обмена импульсом с основным потоком, тормозится и восстанавливает давление. После перехода смешанного потока из сверхзвуковой в дозвуковую область давление по сечению выравнивается и процесс повышения давления происходит сначала в конической и цилиндрической частях камеры смешения за счет выравнивания поля скоростей струи, а затем в диффузоре за счет уменьшения скорости смешанного потока.
8.4.	МЕТОДИКА РАСЧЕТА СТУПЕНИ
В технической литературе имеется немало методических разработок для расчета ступени пароструйного или газоструйного эжектора. Такие методики предложены в [1, 23, 56] и рядом других авторов. Все эти методики разработаны для произвольной проточной части и не гарантируют надежного результата. Между тем технические решения по выбору соотношения размеров проточной части можно ограничить без заметного ущерба для эффективности эжектора. В этом случае существенно возрастает точность методики, которая ориентируется на определенную проточную часть ступени. Возрастает также ценность экспериментальных данных, которые получены для заданной геометрии ступени, но могут быть широко использованы на практике для подобных ступеней.
Основной геометрический параметр ступени эжектора. Изложенная далее методика расчета применима к проточной части, геометрические характеристики которой приведены на рис. 8.9. Длина конической части камеры смешения lK/dr — 6, угол конуса 5—6°, длина цилиндрической части Zr/dr = 4, длина диффузорной части la/dr =44-6 и угол раскрытия диффузора 10—12° (здесь dr — диаметр горловины цилиндрической части камеры смешения). Ряд исследований, например ВТИ [56], КТЗ [52, 77], 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 [77] построена обобщенная диаграмма для расчета ступеней пароструйных эжекторов, приведенная на рис. 8.11. Точки на диаграмме получены при испытаниях эжекторов с проточной частью, выполненной по типу приведенной на рис. 8.9 при оптимальном расстоянии сопла от камеры смешения. Использование диаграммы на рис. 8.11 существенно упрощает
168
расчет эжекторных ступеней и одновременно обеспечивает высокую надежность данных, которые базируются на результатах экспериментов.
Важнейшей характеристикой эжектора при заданных параметрах пара является отношение сечения цилиндрической камеры смещения /г к критическому сечению рабочего сопла :
Выбор этого параметра в значительной степени определяет размеры ступени эжектора.
По левой вертикальной оси отложен коэффициент эжекции ступени, равный отношению массового расхода инжектируемой среды GBC к массовому расходу рабочей среды Gp:
w — GBC/Gp.	(8-2)
Расход, кг/с, рабочего пара равен:
Gp = 648/^Vpp/i'p,	(8.3)
где рр — давление рабочего пара, МПа; гр — удельный объем его, м3 4/кг.
На правой вертикальной оси отложено относительное значение предельного противодавления ступени эжектора
Рпр *"Рпр/Рр-	(8.4)
На поле диаграммы отложены линии и = const и линии постоянных относительных давлений всасывания
Рвс~Рвс/Рр-	(8-5)
На диаграмме нанесены два вида зависимостей: и = и (F) при рвс = const (восходящие с ростом F ломаные линии) и рпр = p(F) при и = const (нисходящие кривые).
Использование диаграммы характеристик эжектора позволяет решить ряд задач; некоторые из них проиллюстрируем примерами.
Пример 1. Заданы параметры эжектора: давление рабочего пара рр = 1,6 МПа, температура Гр = 250°С, давление всасывания рвс = 4 кПа, предельное противодавление рПр = 24 кПа и расход инжектируемого воздуха 40 кг/ч. Требуется определить расход рабочего пара и геометрические размеры ступени эжектора.
1.	Относительное давление всасывания по (8.5)
4
Рвс = о" ~~ 0,0025.
1,6-	103
2.	Относительное противодавление по (8.4)
24
Рпр= Т" =0,015.
1,6-103
3. Задаем в первом приближении коэффициент эжекции и — 0,30._
4. По диаграмме рис. 8.11 находим F при и= 0,30 и рпр = 0,015: F = 88.
169
Коэфсри.и,и.ент эжекции.
Рис. 8.11. Обобщенная диаграмма для расчета пароструйных эжекторов
(цифры около экспериментальных точек - давления рабочего пара, 105 Па)
Относительное предельноепротиводавлени.е
5.	По рвс = 0,0025 и F = 88 уточняем значение и по диаграмме: и = 0,4 2.
6.	Повторяем расчет,_начиная с п. 4; во втором приближении при и = 0,42 и Рпр = 0,0025 получаем: F =92, а уточненное значение и = 0,43; дальнейшие уточнения не требуются.
7.	Расход рабочего пара с использованием (8.2)
40
GD = -----= 93,02 кг/ч (0,0258 кг/с).
F 0,43
8.	Сечение сопла исходя из (8.3) при = 1,6 МПа и Гр = 0,1477 м3/кг
f* =-----
648
0,0258
= 12,1-10“6 м2.
9.	Критический диаметр рабочего сопла
d* = 3,92 мм.
10.	Сечение цилиндрической части камеры смешения по (8.1) fr = 1,113-10“3 м2
и ее диаметр dp= 37,7 мм.
11.	Длина камеры смешения в соответствии с рис. 8.9 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 на 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 газодинамических таблиц [23] при расширении газа 7Т = рвс и затем уменьшать его на 20-30%. В нашем случае при JT = 0,0025 для перегретого водяного пара (к = 1,3) q = 0,038. Расчетное выходное сечение сопла можем найти по уравнению
fc=fjQ-	(8-6)
В нашем конкретном случае
12,1-10“6
0,038
= 318-Ю-6 м2.
Принимаем /~ёр = 0,75/с = 23-10-6 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 смешения будет рассмотрен отдельно.
Пример 2. Для эжектора с заданной проточной частью: диаметр рабочего сопла d* = 3,0, диаметр горловины камеры смешения dr = 24 мм - при давлении рабочего пара 1,6 МПа и температуре 250° С определить давление всасывания и предельное противодавление при количестве отсасываемого воздуха GB3 = 20 кг/ч.
1.	По уравнению (8,1) определяем относительное сечение:
F =
2
= 64.
2.	По уравнению (8.3) находим расход рабочего пара (рр = 1,6 МПа, Гр = 250°С, Гр = 0,1477 м3/ч):
-6
GD = 648-7,1 • 10 6 /------ = 0,0151 кг/с = 54,5 кг/ч.
Е	V 0,1477
172
3.	По (8.2) находим коэффициент эжекции:
и = 20/54,5 =0,367.
4.	По обобщенной диаграмме при и = 0,367 и F = 64 находим рвс = 0,0034 и Рпр = 0,019.
5.	По (8.5) определяем при Рр = 1,6 МПа и рвс = 0,0034
рвс = 5,44 кПа.
6.	По (8.4) вычисляем при “Пр= 0,019
Рпр = 30,4 кПа.
Обобщенная диаграмма рис.. 8.11 позволяет решать ряд других задач. Необходимо помнить, что она справедлива для оптимальной проточной части камеры смешения (см. рис. 8.9) и оптимального расстояния между соплом и камерой смешения.
Расстояние от среза рабочего сопла до камеры смешения. При заданной проточной части расстояние 1С от среза сопла до входа в камеру смешения может существенно повлиять на давление всасывания и предельное противодавление ступени; при больших /с возникает неустойчивость в работе ступени эжектора.
На рис. 8.12 приведена характеристика ступени экспериментального эжектора с переменным расстоянием от среза сопла до камеры смешения при двух значениях коэффициента эжекции: и = 0 и и = 0,168. Линия давления всасывания имеет минимум при /с = 0<-5 мм для случая и = 0 и при Zc = 55=60 мм для и = 0,168. Предельное противодавление уменьшается на 10—15% с ростом 1С от 20 до 50-60 мм. Степень повышения давления ф имеет максимум при Zc = —5=0 мм для и = 0 и при /с =60 мм для и = 0,168. При /с = 50=60 мм ступень переходит в неустойчивый режим работы: степень повышения давления и предельное противодавление резко уменьшаются, а давление всасывания возрастает. Такой ход кривых характерен для ступени эжектора. При заданных расходах и параметрах сред максимальная эффективность эжектора соответствует максимальной степени повышения давления ф. Тогда оптимальное осевое расстояние, так же как и максимум ф, при прочих заданных условиях является функцией коэффициента инжекции: чем больше и, тем больше и 1С. Это хорошо согласуется с аэродинамическими характеристиками газовой струи [1]: с ростом ее длины возрастает присоединенная масса газа, и наоборот — для большей присоединенной массы (т. е. большего коэффициента эжекции) необходимо иметь большую длину газовой струи (т. е. большее /с).
Приближенную оценку осевого расстояния можно сделать по уравнению [77] для первых ступеней эжектора
Zc/dr = 0,019(F + 50),	(8.7)
для вторых ступеней
Zc/dr = 0,25(F-8).	(8.8)
В целом это наиболее трудноопределимый параметр эжекторной ступени, и в практике нередко возникает необходимость доработки ее по этому показателю. Методика этого процесса изложена в последующих разделах.
173
Рис. 8.12. Характеристики эжектора при изменении осевого расстояния от сопла до камеры смешения:
7-и=0,168; 2-и=0; с?* =3,5 мм; с/с=20мм; df =44,5 мм; рп =2,4 МПа
8.5.	МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ПАРОЭЖЕКТОРНЫЕ УСТАНОВКИ
На рис. 8.13 приведена характеристика двухступенчатого эжектора, иллюстрирующая особенности совместной работы последовательно включенных ступеней. Расчетные параметры эжектора: расход отсасываемого воздуха и давление всасывания обеспечиваются характеристикой I ступе-НР Рвс = f вс)  Первая ступень имеет предельное противодавление рпр, но паровоздушная смесь поступает в промежуточный охладитель,
174
Рис. 8.13. Соотношение параметров ступеней двухступенчатого эжектора
где есть потери давления Дрпр, поэтому условием устойчивой работы I ступени является
Рпр — ДРпр > Рвс •
(8.9)
Если это условие не выполняется, то I ступень переходит на допредельный режим работы, давление всасывания резко повышается, начинает зависеть
Неустойчивые режимы равоты
от температуры и расхода охлаждающей воды на Промежуточном холодильнике, а небольшое изменение давления рабочего пара или рас
хода отсасываемого воздуха может вызвать существенные изменения PgC. Эта ветвь называется ’’перегрузочной”; особенностью этой части характеристики является допредельный режим работы I ступени.
Для обеспечения устойчивой работы эжектора необходимо заложить определенный запас по производительности II ступени, т. е. расчетная точка эжектора должна достаточно далеко отстоять от точки перегрузки, чтобы исключить возможность срыва эжектора при небольшом увеличении присосов воздуха. Достаточно надежную работу обеспечивает соотношение
^пер/^вс 2-3.	(8.10)
Переход эжектора в неустойчивый режим работы возможен также из-за колебаний давления рабочего пара. При уменьшении рр пропорционально ему снижается предельное противодавление, тогда как давление всасывания при заданном расходе воздуха изменяется очень мало. Если характеристика всасывания имеет пологий характер, то условие (8.9) с уменьшением рр не будет выполняться несмотря на принятый ' запас Gnep/GBC. Поэтому рекомендуется задавать для многоступенчатого эжектора условие (8.9) в виде
(Рпр - ДРпр)/Рвс = 1,24-1,3,	(8.11)
чтобы исключить случайные срывы I ступени.
Изограничений (8.10) и (8.11) выбирается более жесткое.
При проектировании эжектора условие (8.11) более удобно, так как характеристики р1вс и p^c в зависимости от GBC, как правило, неизвестны.
Характеристика всасывания II ступени выбирается из условия (8.11), а предельное противодавление по аналогии с (8.11) должно быть равно:
(Дхр: ~ ДРк)/Ратм — ^>15~г,25,	(8.12)
где Дрк - потеря давления в концевом теплообменнике; ратм — атмосферное давление.
175
Аналогичные рассуждения справедливы для трехступенчатого эжектора.
8.6.	РАСПРЕДЕЛЕНИЕ СТЕПЕНИ ПОВЫШЕНИЯ ДАВЛЕНИЯ
МЕЖДУ СТУПЕНЯМИ
Выбор давления в промежуточных охладителях многоступенчатого эжектора влияет на суммарный расход пара Gp и размеры охладителей. Изменяя это давление, можно получить эжектор с минимальным Gp или минимальной суммарной площадью поверхности охладителей: это типичная задача оптимизации параметров узла теплоэнергетической установки. Для получения достоверных. результатов расчета необходимо знать характеристики первой и последующих ступеней эжектора при отсасывании паровоздушной смеси. Как правило, на стадии расчета эти характеристики неизвестны, а имеются расчетные точки при отсасывании сухого воздуха. В этом случае можно воспользоваться эмпирической формулой [15, 76] для вычисления расхода воздуха G3KB, эквивалентного расходу паровоздушной смеси:
G3KB = Свз/ [ (0,18е + 0,72)е] .	(8.13)
Содержание воздуха в смеси определяется по известному уравнению
е= --------------.	(8.14)
1 + 0,622рп/рвз
Неоднократная проверка формулы (8.13) подтвердила хорошее согласование экспериментальных и расчетных данных [76].
В настоящее время не удалось создать аналитическую методику оптимизации параметров эжектора, однако не слишком сложные вариантные расчеты дают возможность найти оптимальную точку."
Обычно в качестве целевой функции при оптимизации принимается суммарный расход рабочего пара на многоступенчатый эжектор. Для проведения вариантных расчетов необходимо оговорить дополнительные условия, связанные с промежуточными охладителями. Оптимизационные расчеты могут быть проведены исходя из постоянства либо площади поверхности охлаждения этих аппаратов, либо степени переохлаждения паровоздушной смеси. В первом случае переменной величиной является температура смеси, во втором — площадь поверхности теплообмена. Могут быть и комбинации из этих двух условий. Методически более простым является расчет с постоянной температурой переохлаждения паровоздушной смеси. Порядок расчета ясен из следующего примера.
Пример 3. Необходимо определить оптимальное распределение степени повышения давления в двухступенчатом эжекторе на следующие условия: давление рабочего пара рр = 1,6 МПа, температура Гр = 250°С, количество отсасываемого воздуха GB3 ~ 20 кг/ч, давление всасывания 3,5 кПа, переохлаждение паровоздушной смеси на выходе из конденсатора Дгк = 4 °C, а на выходе из промежуточного охладителя Д ЛПр = 10°С. Расчет представлен в табличной форме (табл. 8.3).
176
Таблица 8.3. Оптимизация двухступенчатого пароструйного эжектора
Наименование величины ,	Обозначение	Способ определения	Вариант расчета			
			1	2	3	4
Давление всасывания II ступени, кПа	II Рвс	Принято	15	20	25	35
Давление за I ступенью с учетом потерь в охладителе, кПа	pi	1,05^“	15,8	21	26	37
Расчетное противодавление I ступени, кПа	Рпр	1>2Рс	19	25	31	44
Относительное давление всасывания I ступени	Рвс	Рвс/Рр	0,00219	0,00219	0,00219	0,00219
Относительное противодавление I ступени	Рпр	Рпр/Рр	0,0119	0,0156	0,0194	0,0275
Относительное давление всасывания II ступени	5“ 11 Рвс	Рвс /рр	0,0094	0,0125	0,0156	0,0219
Расчетное противодавление II ступени (с учетом сопротивления охладителя) , МПа	„11 Рпр	Ь2Ратм	0,12	0,12	0,12	0,12
Относительное противодавление II ступени	Рпр	Рцр/Рр	0,0755	0,0755	0,0755	0,0755
Относительное сечение I ступени (первое приближение)	Ъ	По диаграмме на рис. 8.11	115	92	55	40
Коэффициент эжекции I ступени	и1	То же	0,57	0,42	0,15	0,04
Уточненное значение относительной площади сечения I ступени			120	94	55	40
Уточненное значение коэффициента эжекции	и1		0,64	0,435	0,15	0,04
Относительная площадь сечения II ступени			15	15	15	15
Коэффициент эжекции II ступени	"II	»»	Э»	0,20	0,29	0,34	0,42
Уточненное значение относительной площади сечения II ступени			15,2	15,5	15,7	16,3
Продолжение табл. 8.3
Обозиа-
Нзименование величины	чение Способ определения
Уточненное значение коэффициента	иj]
эжекции
Температура насыщения прирвс, °C Температура паровоздушной смеси, °C Г* Парциальное давление пара	Р п п при	кПа	‘ Парциальное давление воздуха	рв в в смеси, кПа Содержание воздуха в смеси	е Эквивалентный расход воздуха	^экв I ступени, кг/ч Расход рабочего пара I ступени, кг/ч Gp Температура насыщения прирв^,, °C Температура паровоздушной смеси, °C Парциальное давление пара при	₽^п кПа	’ Парциальное давление воздуха	рп в в смеси, кПа Содержание воздуха в смеси	е*	По таблицам [54] По таблицам [54] „I „I Рвс Рп.п 1 1 + 0>622р^.п/Рп.: Свз (0,18е+ 0,72) е Сэкв “I По таблицам [54] £ _ Д/пр По таблицам [54] JI „П Рвс рп.п 1 1 + о,622р“п/р“в
Вариант расчета 1	2	3	4
0,20	0,30	0,35	0,45
26,7	26,7	26,7	26,7
22,7	22,7	22,7	22,7
2,75	2,75	2,75	2,75
0,75	0,75	0,75	0,75
0,305	0,305	0,305	0,305
84,6	84,6	84,6	84,6
132,2	194,5	564	2115
54	60,1	65	72,7
44	50,1	55	62,7
9,1	12,3	15,7	22,5
5,9	7,7	9,3	12,5
0,51	0,50	0,487	0,471
Эквивалентный расход воздуха II ступени, кг/ч	Г11 ^экв	Свз	48,3	49 4	50,9	52,7
		(ОДве1 + 0,72)в1				
Расход рабочего пара II ступени, кг/ч	ГП '-’эк в	^экв/“	241	170,3	149,7	125,0
Суммарный расход рабочего пара на эжектор, кг/ч	Ср		373,2	364,8	713,7	2240
Таблица 8.4. Расчет промежуточного охладителя
Наименование величины	Обозначение	Способ определения	Значение
Давление всасывания II ступени, кПа	II Рвс	Из расчета эжектора	20
Температура насышечия при р^с	41	То же	60,1
Давление за I ступенью, кПа	Р*с	»»	21
Температура насыщения при р?, °C	4	По таблицам [54]	61,1
Расход рабочего пара I ступени, кг/с (кг/ч)	GP	Из расчета эжектора	0,054 (194,5)
Расход инжектируемого воздуха, кг/с (кг/ч)	Свз	То же	0,00556 ( 20)
Содержание воздуха в смеси на входе I ступени	е		0,305
Количество пара в отсасываемой смеси I ступени,	г1 О ТС	1-е Свз	0,01267 (45,6)
кг/с (кг/ч)		е	
Энтальпия рабочего пара на входе в эжектор, кДж/кг	Лр	По таблицам [54]	2119,4
Температура отсасываемой паровоздушной смеси	,1 *см	Из расчета эжектора	22,7
I ступени, °C			
w Энтальпия отсасываемого Пара I ступени при rJM, кДж/кг	Л I отс	По таблицам [54]	2542,7
' Продолжение табл. 8.4
Наименование величины	Обозначение
Энтальпия воздуха в смеси I ступени, кДж/кг	^вз
Температура смеси на входе во II ступень, °C	г11 ‘см
Содержание воздуха в смеси на входе во П ступень	е
Расход пара, отсасываемого II ступенью, кг/с (кг/ч)	гп °отс
Энтальпия пара при , кДж/кг	Л» ‘отс
Энтальпия воздуха на входе во II ступень, кДж/кг	
Энтальпия конденсата промежуточного охладителя ПРН ?см’ кДж/кг Тешюсъем промежуточного охладителя*, кВт	Q
Расход воды на охладитель, кг/с Температура воды на входе, °C	W h
Нагрев воды в охладителе, °C Температура воды на выходе, °C Средняя температура воды, °C	Д'в *2 1в
('пособ определения	Значение
cpt см (ср * 1 кДж/кг-К)	22,7
Из расчета эжектора	50,1
То же	0,50
1 - е	0,0056 ( 20)
е	
По таблицам [54]	2592
е ,П CPfCM	50,1
По таблицам [54]	210
Gp^p + &отсЛотс + свзЛвз ~ сотсЛотс ~ - (Gp + G0TC - Сотс)Лк - GB3ftB3	162,46
Принят	3,0
Р-вна примерно температуре конденсата	26
в конденсаторе е/(^св)	12,9
h + Дгв	38,9
h + Д'в/2	32,5
Температурный напор в охладителе, °C
Теплофизические свойства воды при 7В: теплопроводность, кВт/ (м -К) кинематическая вязкость, м2/с число Прандтля
Скорость воды в трубках, м/с
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде, кВт/(м2-К)**
Термическое сопротивление стенки трубки, м -К/кВт
Массовая скорость движения паровоздушной смеси, кг/(м.с)
Коэффициент теплоотдачи от чистого пара, кВт/(м2.К)
Удельная нагрузка поверхности нагрева по воздуху /первое приближение), кг/ (м2-ч)
Коэффициент теплоотдачи от смеси к трубке, кВт/(м2-К)
Коэффициент теплопередачи, кВт/ (м2-К)

. fC-f2 XT fCM
23,14
По таблицам [54]	0,622’	10"3		
To же Принята 0,021 —-Re°’8Pr0’43 ^вн dH 	In	 2 ХСт ^вн Принята	0,77-10~6 5,15 2 8,409 0,011 10	20		30	
По рис. 7.3	8,0	11,0	11,5	
Принята	7,0	8,0	9,5	
ап [1 - 0,561gfeB3 + 1)]	3,95	5,12	5,78	
1	2,50	2,92’	3,12	
1	rfH	1	„ —-— + -	+ R^ д!	^BH aU CM				
182
Продолжение табл. 8.4
Наименование величины	Обозначение	Способ определения	Значение		
Площадь поверхности теплообмена (первое приближение), м2		QI (к1 Д7)	2,80	2,4	2,4
Удельная нагрузка поверхности нагрева по воздуху (второе приближение), кг/м2	4	Свз/Г1	-	8,32	8,90
Коэффициент теплоотдачи от смеси к трубкам, кВт/(м2-К)	°™	an[l-0,561g(gB3 + 1)1 1	-	5,03	5,97
Коэффициент теплопередачи (второе приближение) , кВт/ (м2-К)				2,89	3,18
		1	dH	1	„ —— + — —   +Яст асм	dnH ав			
					
Площадь поверхности теплообмена (второе приближение), м2	F11	<2/(*ПД1)	-	2,43	2,20
Удельная нагрузка поверхности нагрева по воздуху, кг/ (м2.ч)	ЛИ ^ВЗ	GB3/FU Дальнейшие приближения не требуются	-	8,23	9,06
*	В формуле теплового баланса G, h - расход рабочего тела и его энтальпия; индексы: р - рабочий пар, отс вз - воздух: слагаемые, содержащие GB3, без существенных погрешностей могут быть опущены. *	* При расчете в таблице член (Ргж/Ргст) 0,25 опущен.			- отсасываемый пар,		
Рис. 8.14. К расчету многоступенчатого эжектора
По результатам расчета построен график (рис. 8.14) зависимости суммарного расхода пара от давления в промежуточном охладителе. Минимальный расход пара получается при р^с = 18 кПа, прн этом расчетное противодавление I ступени должно быть примерно 22,5 кПа.
После проведения оптимизационного расчета необходимо произвести расчет промежуточного н концевого охладителей и по возможности унифицировать их конструкцию. В случае необходимости можно отступить в разумных пределах от оптимальной точки, в нашем случае — в пределах рвс = 0,15-г 0,20, без существенного ущерба для экономичности установки.
Методика расчета оптимальных параметров многоступенчатого эжектора при условии постоянной площади поверхности теплообмена промежуточных охладителей в целом сходна с примером 3. Однако в этом случае необходимо рассчитать теплообмен в промежуточном охладителе в соответствии с данными гл. 7 и определить температуру паровоздушной смеси на входе во II ступень.
В табл. 8.4 дан пример расчета промежуточного охладителя при давлении всасывания II ступени 20 кПа. Охладитель выполнен из латунных трубок диаметром 16x1 мм с винтовым движением пара. Ряд теплотехнических показателей для расчета заимствован из табл. 8.3 расчета многоступенчатого эжектора. Данные по теплоотдаче взяты из гл. 7.
8.7.	ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ
И ДОВОДКА ХАРАКТЕРИСТИК ЭЖЕКТОРОВ
Доводка характеристик ступени до расчетных значений производится на экспериментальном стенде (рис. 8.15).
Рабочий пар поступает на опытный эжектор ОЭ по трубопроводу с внутренним диаметром 10—20 мм. Трубопровод имеет участки длиной 1— 1,5 м и гибы, обеспечившие возможность перемещения соплодержателя в рабочем участке. Непосредственно перед сопло держателем выполнены измерения температуры и давления рабочего пара. Расход пара определяется по (8.3).
Инжектируемая среда, обычно атмосферный воздух, поступает в камеру всасывания через измерительное критическое сопло. В районе сопла (но не перед ним) установлен термометр для измерения температуры инжектируемого воздуха. Стендовый барометр или данные метеостанции (с учетом поправок, см. § 6.3) позволяют определить давление воздуха
183
Рис. 8.15. Схема стенда для исследования пароструйных эжекторов:
ОЭ - опытный эжектор; 3 - задвижка; К - конденсатор; ГЗ - гидрозатвор; СЭ — стендовый эжектор; Б — сборный бак; ТК — трубный компенсатор перемещений соплодержателя; р/П - стрелочный манометр
перед критическим соплом. Расход воздуха, кг/ч, равен [1 ]:
GB3 = 1,117’10 4<^*Рбар/\^7вз>	(8.15)
где d* — критический диаметр измерительного сопла, мм; Рбар — барометрическое давление воздуха в районе стенда, Па; Твз - температура воздуха в районе сопла, К.
Давление всасывания измеряется ртутным U-образным манометром или абсолютным ртутным манометром.
Сжатая среда после ступени эжектора поступает в стендовый конденсатор К с вакуумным баком Б. Вакуум в конденсаторе поддерживается стендовым эжектором СЭ большой производительности. Регулирующая задвижка или шибер 3 между ступенью эжектора и конденсатором служит для изменения противодавления в ступени. Противодавление измеряется ртутным U-образным манометром.
На рис. 8.16 показана конструкция рабочего участка. Для обеспечения высококачественных результатов испытаний при изготовлении рабочего участка необходимо выполнить ряд технологических требований.
Камера всасывания после сварки ее из составных элементов должна быть подвергнута термообработке для снятия внутренних напряжений. После термообработка производится механическая обработка посадочных поверхностей А, Б, В. Для' поверхности А необходимо обеспечить перпендикулярность с допуском 0,03 мм на диаметр 200 мм, допустимое смещение оси цилиндрических проточек Б и В не более 0,1 мм, а перекос оси не более 0,03 на длине 100 мм. Эти требования обеспечиваются изготовлением камеры всасывания с одной установки на токарном станке или, если это почему-либо невозможно сделать, тщательной центровкой по технологическим пояскам на ее внешней поверхности.
Соплодержатели рекомендуется выполнять из нержавеющей хромистой стали типов 2X13, 3X13; посадочную поверхность необходимо шлифовать. Осевая центровка соплодержателя достигается за счет выполнения втулки с цилиндрической поверхностью длиной не менее 120 - 150 мм.
Разница диаметров соплодержателя и втулки при номинальных размерах 30 — 40 мм должна составлять 0,08 - 0,1 мм, так как иначе при прогреве соплодержа-тель заклинит во втулке и осевое перемещение сопла окажется затруднительным.
184
В ряде случаев ступень эжекторов необходимо испытать не на воздухе, а на паровоздушной смеси. Тогда в схему стенда (рис. 8.15) включается бак для приготовления паровоздушной смеси (рис. 8.17). Воздух проходит через критическое сопло и по трубопроводу поступает в коллектор распыла под уровень воды в баке. Подача греющего пара в змеевик обеспечивает постоянное кипение воды в баке, барботаж воздуха через слой воды и смешивание с паром формируют заданный состав и температуру паровоздушной смеси. Термометр и U-образный манометр на выходе из бака обеспечивают контроль за составом смеси. В частности, термометр фиксирует температуру насыщения, соответствующую парциальному давлению пара. Расчет состава смеси производится по формуле (8.14).
Регулирование состава смеси при заданном расходе воздуха обеспечивается изменением расхода пара в змеевике.
Опыты с паровоздушной смесью требуют надежной стабилизации теплового режима бака, поэтому они значительно более длительны, чем опыты на сухом воздухе.
Рис. 8.16. Рабочий участок стенда:
А, Б, В - посадочные поверхности; СД - соплодержатель; PC — рабочее сопло; КС — камера смешения
Рис. 8.17. Схема стенда для испытаний эжектора на паровоздушной смеси:
ОЭ — опытный эжектор; С - воздушное сопло; Б - бак для приготовления паровоздушной смеси; ПР - прибор для определения состава смеси
Обычно порядок экспериментальной доводки ступени следующий:
определение оптимального осевого расстояния (Zc) опт при номинальном расходе инжектируемой среды GBC и номинальных параметрах рабочего пара;
185
снятие характеристик РвС = p(GBC) и Рпр = p(GBC), т.е. зависимостей давления всасывания и предельного противодавления от расхода инжектируемой среды при оптимальном осевом расстоянии и номинальных параметрах пара;
снятие характеристик эжектора в зависимости от параметров рабочего пара.
На рис. 8Д2 приведены характеристики РлС = р(7с) и рпр = р(7с) для эжектора с отношением F — 157.
Технология снятия параметров РвС и р™, следующая. Опытный эжектор работает в режиме при заданных параметрах рабочей среды и заданном расходе инжектируемой среды при полностью открытой задвижке 3 на линии нагнетания (см. рис. 8.15). После стабилизации режима снимаются показания по параметрам всасывания рвс, GBC и т.д. После этого постепенно прикрывается задвижка 3 и растет противодавление эжектора. В течение некоторого времени, когда рс < рпр, рост давления за эжектором не приводит к изменению давления р^с, так как ступень работает на предельном режиме. Когда рс > Рпр, давление всасывания зависит от противодавления ступени, это - допредельный режим. В момент перехода от предельного режима к допредельному давление всасывания резко возрастает, в этот момент фиксируется рс = рпр.
Рис. 8.18. Характеристика эжектора при изменении расхода инжектируемого воздуха (F =44; I с/dr =1,5) :
о — рр = 1,6 МПа;. • — рр =0,8 МПа
186
Рис. 8.19. Характеристики эжекторе при различных осевых расстояниях (рр = = 1,6 МПа, F =79,4):
1 - /сМг = 1,65, 2 -2,18; 3 - 2,43; 4 - 3,3; 5-3,9
Рис. 8.20. Влияние подрезки сопла на характеристику эжектора (/’ =44, рр = = 1,6 МПа):
1 — 50%-ное уменьшение выходного сечения; 2 - расчетное выходное сечение
Рис. 8.21. Характеристика эжектора при переменном давлении рабочего пара (F = 44, /c/dr = 1,5):
1 - рр =0,8 МПа; 2 - рр =1,6 ЦПа
Рис. 8.22. Характеристика эжектора при изменении давления рабочего пара и постоянном противодавлении (/’= 11, /С/<7Г = 0,7):
1 - GB3 =13,6 кг/ч; 2 - 10,63; 3 - 5,05; 4 - 0,88
С увеличением осевого расстояния углубляется вакуум на всасывании ступени и одновременно снижается предельное противодавление.
Оптимальное осевое расстояние — это такое расстояние, где степень сжатия эжектора наибольшая. В нашем случае (/с)опт =—(5'^10) мм при и = 0 и (?с)опт = = 55 -гбО мм при и = 0,168. Если рвс> [рвс], то необходимо увеличить отношение7. Изменение F достигается установкой рабочего сопла с другим значением d .
На практике нередко возникает ситуация, когда при 1С меньше оптимального обеспечиваются значения р^с < [Рвс] и Рпр > [Рпр] • В этом случае ступень эжектора можно считать отработанной, хотя оптимальное осевое расстояние не достигнуто. Здесь не все резервы ступени использованы: заданные параметры эжектора могут быть получены при меньших расходах рабочего пара.
Есть еще одно ограничение в выборе /с. Нередко (Zc) опт, полученное из условия максимальной степени сжатия, приводит к неустойчивой работе эжектора. В таком случае целесообразно уменьшить осевое расстояние настолько, чтобы устойчивая работа гарантировалась во всем диапазоне рабочих параметров ступени.
Следующий этап отработки ступени - снятие характеристик = p(GBC) и Рпр = P(GBC). Пример такой характеристики дан на рис. 8.18. Эта характеристика
Рис. 8.23. Массовые и энергетические показатели пароструйных эжекторов:
с — относительный расход пара на 1 кг отсасываемого воздуха; б — масса эжектора на 1 кг/ч отсасываемого воздуха
188
может не удовлетворять по давлению всасывания при малых расходах GBC или слишком быстром росте давлений всасывания при больших расходах инжектируемой среды. Корректировка этих параметров возможна изменением осевого расстояния, подрезкой сопла, нанесением прорезей на конце расширяющейся части сопла_ (рис. 8.19, 8.20). Однако при этом, возможно, придется изменить соотношение F, так как эффективность эжектора в расчетном режиме также может измениться.
Зависимость характеристик эжектора от параметров рабочего пара может иметь несколько модификаций.
На рис. 8.21 приведена зависимость рдС = p(GBC) при различных давлениях ₽р. Увеличение давления приводит к росту предельного противодавления и смещает линию давления всасывания, отодвигая точку перелома ее в сторону большего значения GBC при росте Рр.
На рис. 8.22 дана зависимость рвс = р(Рр) при заданном расходе инжектируемой среды GBC й постоянном противодавлении. Точка перелома и резкое возрастание Рвс с уменьшением рр объясняются переходом эжектора на допредельный режим работы.	i
Доводка ступени не всегда производится на отдельном стенде. Это исследование в ограниченных пределах можно провести и на самом эжекторе, что нередко и делается.
На ПО КТЗ в результате тщательной отработки ступеней эжектора и охладителей паровоздушной смеси созданы высокоэффективные и экономичные пароэжекторные установки. На рис. 8.23 приведены массовые и энергетические характеристики различных эжекторов, иллюстрирующие степень совершенства их конструкции.
Относительный расход рабочего пара на 1 кг отсасываемого воздуха (рис. 8.23, а) для эжектора ЭО-ЗО значительно (в 1,5 — 4 раза) меньше, чем для других эжекторных установок. Масса эжектора на 1 кг/ч отсасываемого воздуха (рис. 8.23, б) также значительно меньше. Это свидетельствует о том, что имеется возможность значительного повышения эффективности и улучшения массогабаритных характеристик при рациональном проектировании многоступенчатых эжекторов.
8.8.	КОНСТРУКЦИИ И РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС
ВОДОСТРУЙНЫХ ЭЖЕКТОРОВ*
Водоструйные эжекторы в СССР все шире внедряются в энергетику, а в мощных энергоблоках практически вытеснили пароструйные аппараты. В зарубежной энергетике используется большое количество механических воздушных насосов, иногда в комбинации с пароструйным эжектором.
Для установки К-300-240 ХТГЗ применили пусковой водоструйный эжектор, конструкции которого представлена на рис. 8.24. Эжектор состоит из параллельно включенных ступеней, которые имеют общие камеры всасывания, подвода воды 1 и отвода паровоздушной смеси 2. Рабочие сопла 3 вварены в верхнюю крышку камеры всасывания, а камеры смешения ступеней присоединены к камере всасывания фланцевым соединением. Камеры смешения выполнены разъемными. Отношение площадей минимальных сечений камеры смешения и сопла fTlfc = 3,3. В камере отвода водовоздушной смеси имеется патрубок отсоса паровоздушной смеси из уплотнений. Небольшое разрежение, создающееся здесь, оказывается достаточным для обеспечения работы системы уплотнений в момент пуска. При давлении перед соплами 0,59 МПа эжектор потребляет 600 м3/ч рабочей воды. На рис. 8.25 показаны характеристики эжектора по результатам испытаний его Союзтехэнерго.
Конструктивно близок к эжектору ХТГЗ водоструйный эжектор ЭВ-4-1400 ЛМЗ. Два таких эжектора обеспечивают работу турбины К-300-240 ЛМЗ. Разрез эжектора представлен на рис. 8,26, а его характеристики по результатам испытаний ЦКТИ — на рис. 8.27. Эжектор рассчитан на отсос 48 кг/ч сухого воздуха давлением
*Этот параграф написан с использованием материалов [56].
189
Рис. 8.24. Цусковой водоструйный эжектор ХТГЗ
Рис. 8.25. Характеристики водоструйного эжектора ХТГЗ:
F = 3,3; fp = 23°С; □ - рр = = 0,4 МПа; О - 0,52; Д- 0,65; О-0,77
2,26 кПа при расходе, воды 1400 м3/ч и температуре ее 10 °C. Рабочее давление 0,295 МПа обеспечивается специальным подъемным насосом.
Рабочий процесс водоструйного эжектора представляется в [56] следующим образом. Струя воды, вытекающая из сопла, имеет начальный участок длиной 2—3 <7С; на этом участке струя еще не распалась и имеет четкие границы. Далее происходит дробление струи, захват воздуха из камеры всасывания. Паровоздушная смесь поступает в камеру смешения, перемешивается, тормозится и восстанавливает свое давление. Пар, содержащийся в паровоздушной смеси, конденсируется, а мелкие воздушные пузыри коагулируются в более крупные образования. Как показали опыты на прозрачной модели водоструйного эжектора, переход из диспергированного состояния эмульсии к процессу образования пузырьков воздуха происходит на коротком участке камеры смешения, и в этом месте наблюдается резкий рост давления смеси.
Чем выше противодавление эжектора, тем ближе ко входу в камеру смещения происходит переход от диспергированного состояния к процессу образования воздушных пузырей. При понижении противодавления зона перехода смещается вниз по потоку и наибольшее восстановление давления происходит в диффузоре.
19U
и, 500
Рис, 8.26. Водоструйный эжектор ЭВ-4-1400 ЛМЗ
Рис. 8.27. Характеристики эжектора ЭВ-4-1400:
х ~ Рр =0,195 МПа; Д - 0,245 МПа; □ - 0,31 МПа; А- 0,36 МПа- •-0,415 МПа
Рис. 8.28. Распределение давлений по длине в экспериментальном эжекторе
ВТИ (Ир =20,3 м’/ч, F =2,5)	Р
На рис. 8.28 дано распределение давления в экспериментальном эжекторе ВТИ [56] в зависимости от противодавления. В связи с тем что в водоструйном эжекторе плотности рабочей и инжектируемой сред отличаются на несколько порядков, массовый коэффициент эжекции этого аппарата очень мал, но объемный — может достигать значений 2 и более.
В работе [56] дан общий подход к описанию рабочего процесса водоструйного эжектора, пригодный для расчета аппаратов в широком диапазоне изменений их ре
191
жимных и геометрических параметров. Для конкретного случая водоструйного эжектора с противодавлением примерно до 0,1 - 0,11 МПа пригодны более простые эмпирические зависимости, обработанные методом теории подобия. Так, для водоструйных эжекторов с отношением сечений 1,7 <F <4 объемный коэффициент эжекции равен:
u0 = 0.152(F)0’93 [1 - 0.47F ^^Apc/AppJwpjd0,5,	(8.16)
где Дрс — напор водоструйного эжектора; Дрр — перепад давлений на сопле; *Vpj — скорость истечения из сопла, м/с; dc - диаметр сопла, м.
При 4 <F <7,5
ц0 = 0.47(F)0,117 [1 - 2,43К0,283Дрс/Дрр]н'р1с?0’5.	(8.17)
Диаметр сопла водоструйного эжектора при 1,7 <F <4
dc
dc
2,34		у	“I вс	,	(8.18)	
w°’8F0’372 < F <7,5 1,49	_ 1 -	- 0,47 F 1,47 Дрс/Дрр_ Гвс	0,4 (8.19)
„0,8 7=0,0468 Wp г		.1 — 2,43 F0,283Дрр/Дрр	
Здесь FBC - объемный расход инжектируемого воздуха, м3/с:
Квс ^B3VB3>	(8.20)
а удельный объем воздуха
увз — RTp / (Рвс ~ Рп.п) >	(8.21)
где Тр - температура рабочей воды, К; рп п - парциальное давление насыщенного пара при температуре Тр.	_
Установлены также оптимальные значения параметра F:
при Дрс/Дрр < 0,106
F = 4;	(8.22)
при Дрс/Д₽р > 0,106
F = 0,877 (Дрс/Дрп)~0,68.	(8.23)
Соотношения (8.16) - (8.19) справедливы при
7-77 х/р^с < Рс < 0,11;	(8.24)
Рракс< 0,325 (F - 1),	(8.25)
где Рвс> Рс и Рр измеряются в МПа. При 1,7 < F < 4 Р Г = 0,47 (рс - рвс) F1 ’47 + рвс; при 4 < F < 7,5 „МИН	, £70,283 . „ Рр	2,43 (рс - рвс) F	+РВС-	(8.26) (8.27)
Для обеспечения устойчивой работы водоструйного эжектора рекомендуется принимать F > 1,7, рр > 1,5р мин.
192
Пример расчета водоструйного эжектора. Исходные условия: рассчитать водоструйный эжектор для отсоса GB3 = 36 кг/ч сухого воздуха из конденсатора при рабочем давлении рвс = 5 кПа. Противодавление эжектора рс - 105 кПа. Давление рабочей воды рр = 0,7 МПа, температура Тв = 288 К.
Повышение давления в эжекторе Дрс = рс - рвс ~ Ю0 кПа; Дрр = рр - рвс = = 695 кПа; Дрс/Дрр = 0,144.
По (8.23) получим отношение сечений
F = 0,877 • 0,144 ~0,68 = 3,275.
Скорость рабочей воды при коэффициенте потерь сопла ф = 0,95
УзДрр -------0,95
Рв
2 -695 • 103 , 4 , -----------= 35,4 м/с.
10э
Парциальное давление пара при Гп - 288 К рп-п - 1,7 кПа.
Удельный объем воздуха
’’вз
288 • 288
(5-1,7) -103
= 25,13 м3/кг.
Объемный расход воздуха Евс = 0,2513 м3/с.
Диаметр рабочего сопла по (8.18)
2,34	0,2513
d =-------.-----------— -------------------------
35,40’8 • 3,2750,372 1 - 0,47 -3,2751,47 • 0,144
= 0,0607 м « 61 мм.
Диаметр камеры смешения
dr= dc\fF = 0,0607 • \/з,275 = 0,1099 м ~ 111 мм.
Расход рабочей воды
ТГс?с тг-0 0612	а	»
=------wn =-----’----35,4 = 0,103 м3/с = 372,4 м3/ч.
Р 4 Р 4
8.9.	ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ ЭЖЕКТОРА И КОНДЕНСАТОРА.
ВЫБОР РАСЧЕТНОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ЭЖЕКТОРА
Взаимодействие эжектора и конденсатора описывается уравнениями: гидравлических потерь
Рэ = Рк - ДРк;
характеристики эжектора при отсасывании паровоздушной смеси
Рэ ~ Рп.п + ^свз;
характеристики конденсатора при конденсации пара в присутствии неконденсирующихся газов
Рк = Рк + Я«7ВЗ).
где Дрк - гидравлическое сопротивление конденсатора и линии отсоса; Рп.п ~ парциальное давление пара на входе в эжектор; р'^ — теоретическое давление конденсации практически чистого пара при заданных условиях, т.е. без учета воздействия воздухоудаляющих устройств на харак
193
теристику конденсатора; А — коэффициент, характеризующий объемную производительность эжектора; B(GB3) — разница между действительным и теоретическим давлениями пара, зависит от конструкции и режима работы конденсатора, производительности эжектора.
Если в конденсатор, работающий в установившемся режиме, подать дополнительное количество воздуха, то баланс между поступлением и отсосом воздуха нарушается. В конденсаторе постепенно накапливается воздух, теплоотдача ухудшается, давление растет, массовая производительность эжектора с ростом рэ =рк - &рк увеличивается. Установившийся режим наступит на новом уровне давления рк, когда производительность эжектора станет равной новому значению присосов воздуха.
Возникает вопрос, как в этих условиях выбирать производительность эжектора для заданной конденсационной установки. До настоящего времени практика руководствовалась двумя основными параметрами — присосами воздуха и температурой паровоздушной смеси.
Расход воздуха, г/с, нормируется в соответствии с правилами технической эксплуатации электростанций и при расходе пара DK составляет [55] при£)к > 14 кг/с
GB3 = Е>к/25 + 2,	(8.28)
а при DK < 14 кг/с
GB3 = DK/12,5+ 1,4.
Так, например, для паровой турбины К-300-240 расход пара в конденсатор составляет около 160 кг/с, а норма присосов воздуха по (8.37) 8,4 г/с (т.е. около 30 кг/ч).
Температуру паровоздушной смеси на входе в пароструйный эжектор рекомендуется определять по уравнению [55]
tCM = 0,7 Гк +О,ЗГ1Э	(8.29)
где Гк, tt — температуры конденсата и охлаждающей воды на входе в
расчетном режиме.
Так, при температуре конденсата tK = 26 °C и температуре воды = = 15 °C температура смеси составит 22,7 °C, т.е. переохлаждение составит 3,3 °C.	'
Определение присосов воздуха по (8.27) и (8.28) обосновано практикой эксплуатации конденсаторов. Выбор тем-
194
пературы смеси представляется несколько произвольным. Более обоснованной выглядит оценка производительности эжектора с учетом характеристик конденсатора. Это положение иллюстрирует рис. 8.29. При расчетных температуре и расходе охлаждающей воды установка эжектора большей про-
Рис. 8.29. К выбору производительности эжектора
I
изводительности может перевести характеристику конденсатора из положения 1 в положение 2, если в расчетном режиме эжектор ухудшал характеристику конденсатора. В этом случае давление снизится на Дркр. С помощью поправки на вакуум в конденсаторе, например по [39], определяем прирост мощности турбины A7VT. С учетом увеличения производительности определяем расход пара на пароструйный или воды на водоструйный эжектор. Сопоставляя расходы энергоресурсов, определяем вариантным расчетом оптимальную производительность эжектора. Задача может быть решена как расчетным, так и опытным путем на действующей паротурбинной установке.
Условие оптимума формулируется так: суммарный расход теплоты на установку, состоящую из паровой турбины и пароструйных эжекторов, при заданной электрической мощности и среднегодовых (или расчетных) значениях температуры и расхода охлаждающей воды должен быть минимальным:
S0 - <2min
(8.30)
при N3 ~ idem; tt = idem; W = idem.
Для водоструйных эжекторов более удобной является другая формулировка: полезная мощность паротурбинной установки при заданном расходе пара и среднегодовых (или расчетных) значениях температуры и расхода охлаждающей воды должна быть максимальной:
(^п)тах
(8-31)
при Dn = idem; tj = idem; W= idem.
Условия (8.30) и (8.31) несколько упрощены: они учитывают только расходы энергоресурсов. Более общим является условие оптимума: расчетные затраты на отпуск потребителю заданной электрической мощности при среднегодовых или расчетных значениях расхода и температуры охлаждающей воды должны быть минимальными:
Зр (Зр) min
(8.32)
при Nor = idem; /у = idem; W = idem.
Расчетные затраты учитывают не только расходы энергоресурсов, но также и дополнительные капиталовложения на установки эжекторов и подъемных насосов, амортизационные отчисления от дополнительных капиталовложений и т.п.
Глава девятая
ДЕАЭРАЦИОННЫЕ УСТРОЙСТВА КОНДЕНСАТОРОВ
9.1.	МЕХАНИЗМ ДЕАЭРАЦИИ ВОДЫ.
РАСЧЕТНЫЕ И ОПЫТНЫЕ ЗаЗИСИМОСГИ
Процесс конденсации пара в трубном пучке конденсатора сопровождается массообменом между неконденсирующимися газами (воздухом), находящимся в паре, и жидкой фазой.
195
Опыт показывает, что в регенеративных конденсаторах конденсат на выходе имеет малые концентрации неконденсирующихся газов. Таким образом, собственно конденсатор является одной из ступеней деаэрирующих средств. Однако для обеспечения надежной деаэрации в конденсатосборнике конденсатора устанавливается специальное деаэрационное устройство, которое, как бы являясь второй ступенью деаэрации, обеспечивает высокое качество конденсата на всех возможных эксплуатационных режимах.
В конденсаторах паровых турбин можно осуществить деаэрацию конденсата непосредственно на поверхности трубного пучка. Здесь на остаточное газосодержание влияют концентрация воздуха в паровоздушной смеси, скорость потока, температурный напор, организация отвода воздуха и конденсата, характеристика эжектора и другие факторы.
Механизм деаэрации в конденсаторе можно схематично представить следующим образом [71 ]. Поступающий в конденсатор пар всегда имеет небольшую примесь неконденсирующихся газов. Кроме того, в конденсатор проникает через неплотности вакуумной системы установки определенное количество воздуха, вполне достаточное, чтобы аэрировать конденсат значительно выше нормы ПТЭ.
При конденсации пара на стенке трубы образуется пленка конденсата, которая с внутренней стороны имеет температуру наружной стенки трубки, а с наружной — температуру насыщения пара при его парциальном давлении. Таким образом, зависшие до момента отрыва от трубки капля и пленка будут иметь среднюю температуру меньшую, чем температура парогазовой смеси, заполняющей объем.
В создавшемся неравновесном состоянии будет иметь место процесс насыщения конденсата воздухом из парогазовой смеси, имеющей большую концентрацию его на границе раздела пар-вода.
Процесс абсорбции газа происходит в результате диффузии, а также за счет дисперсного захвата конденсатом газа в виде пузырьков.
Падающие с трубок капли и пленки подвергаются механическому и тепловому воздействию парового потока, движущегося в межтрубном пространстве в направлении к поверхности охлаждения. Благодаря непосредственному контакту между каплей и паром происходит эффективный процесс теплообмена, кацля воспринимает теплоту сконденсировавшегося на ней пара и нагревается до температуры, близкой к насыщению при парциальном давлении в данной точке. Процессу теплообмена сопутствует процесс массообм^на между слоями воды и через поверхность раздела фаз. В результате происходит десорбция газа из капли, причем основное сопротивление выделению газов, как следует из [49], оказывает жидкая фаза.
Капля, двигаясь по проточной части конденсатора в направлении конденсатосборника, в зависимости от места нахождения может вновь насыщаться газами (на трубке) или освобождаться от них (в паровом пространстве). Окончательно состояние капли воды зависит от параметров паровоздушной смеси, находящейся над зеркалом конденсатосборника.
Процесс деаэрации в деаэрационных вставках конденсаторов, так же как и в термических деаэраторах, осуществляется благодаря доведению воды до температуры насыщения при данном давлении.
В этих условиях над жидкостью образуется слой водяного пара с давлением, соответствующим температуре насыщения воды, парциальное же давление удаляемых газов над поверхностью жидкости становится равным нулю. Поскольку в соответствии с законом Генри растворимость газов пропорциональна их парциальному давлению, происходит десорбция газов.
196
Степень и скорость удаления газов из воды зависят от теплофизических свойств воды и удаляемых газов, условий контакта и взаимодействия фаз.
Опыт показывает, что глубокое удаление газов из воды можно осуществить в специальных устройствах, обеспечивающих интенсивное протекание процессов тепло- и массообмена между фазами. Остаточное газосо-держание свидетельствует о качестве этих устройств.
Уравнение массообмена в деаэраторах имеет вид [49]
G = kbCF,	(9.1)
где G — масса удаляемых газов; к — коэффициент массоотдачи; ДС — разность концентрации между фактической и равновесной концентрациями удаляемого газа в деаэрируемой воде; F — площадь поверхности контакта фаз.
Механизм переноса массы через свободную поверхность раздела между фазами отражается различными авторами по-разному. Одни считают, что при омывании газом поверхности жидкости на границе раздела образуются два пограничных слоя, через которые путем молекулярной диффузии осуществляются процессы десорбции и абсорбции. При этом для хорошо растворимых газов основное сопротивление сосредоточено в газовой фазе, для плохо растворимых (О2, N2, СО2) — в пленке жидкости. Диффузионный поток вещества определяется по коэффициентам мо-• пекулярной диффузии и градиентами концентраций в газе и жидкости. Теория не учитывает гидродинамических условий переноса вещества. Другие авторы предполагают, что за время контакта элемента жидкости с газом перенос в нем вещества происходит в результате не только молекулярной, но и турбулентной диффузии, играющей основную роль. Перенос вещества осуществляется через периодически обновляющуюся поверхность контакта фаЗ. Введение параметра — времени обновления поверхности — затрудняет использование теории, так как этот параметр практически определить невозможно [49].
В [3 5 ] теория переноса вещества построена на межфазной турбулентности, которая возникает в двухфазном потоке за счет различных по значению и направлению скоростей фаз. В результате возникаютсилы, которые вызывают завихрения пограничных слоев и распад поверхности раздела на большое число вихрей. Вихри активно способствуют эмульгированию жидкости и образованию подвижного газожидкостного потока с хорошим перемешиванием фаз. Это вызывает интенсивный мас-соперенос. В этих условиях, когда турбулентный перенос вещества значительно преобладает над молекулярным, последним можно пренебречь.
В зависимости от организации потоков фаз различают вставки пленочные, насадочные, струйные при движении воды в паре и барботажные вставки при движении пара в воде.
Для пленочных и насадочных устройств характерны четыре гидродинамических режима [ЗЗ]:
1)	капельное движение жидкости. Скорости движения фаз малы, массообмен происходит молекулярной диффузией;
2)	струйное и пленочное движение жидкости. Скорости движения фаз увеличены;
3)	турбулентное движение фаз. Имеет место зависание жидкости во вставке. Массообмен турбулентный;
4)	значительное увеличение скоростей фаз. Газовая фаза диспергируется в жидкости, а жидкость эмульгируется. Режим характеризуется развитой свободной турбулентностью и является предельным, так как дальнейшее увеличение скоростей жидкости ведет к захлебыванию аппарата.
Наиболее интенсивными по массопереносу являются два последних режима.
В струйных аппаратах наблюдается три режима работы [49]: струйный, струйно-капельный и капельный. Наиболее эффективным является барботажный метод
деаэрации, он способствует резкому увеличению поверхности контакта фаз (670 — 1500 м2/м3 против 50-500 м2 на 1 м3 объема аппарата). Барботажный режим имеет место при скоростях газа, не превышающих скорость свободного подъема пузырьков [35]. На барботажном листе образуется пузырьковый слой, над которым имеется зона пены и брызг. С увеличение^ скорости газа пузырьковый слой уменьшается, а слой пены растет. Равномерность образования слоя пены на листе зависит от толщины слоя жидкости и скорости газа. На рис. 9.1 показаны полученные на воздушной модели фотографии процесса барботажа на вставке с высотой порога й = 0; 30 и 60 мм. Видно, что наиболее равномерное распределение слоя пены происходит при увеличении толщины слоя воды (увеличении высоты порога). Образование сильно турбулизированного слоя подвижной пены значительно способствует интенсификации массообмена.
Рис. 9.1. Процесс барботажа на деаэрационной вставке: а - без порога; б - высота порога 30 мм; в - 60 мм
198
При обобщении опытных данных по десорбции и абсорбции многие авторы используют критериальные уравнения вида
NuH = /(Re, Ргд. djh),	(9.2)
где NuH, Ргд — диффузионные числа Нуссельта и Прандтля; d, h — диаметр отверстий и высота порога в барботажном устройстве.
При изотермической десорбции или абсорбции труднорастворимых газов в пленочных аппаратах используют степенное уравнение
Nu„ = A Re* (Ргд (ж) )Z (- У .	(° 3)
В [34] для процесса деаэрации кислорода в вакуумном деаэраторе с насадкой из колец Рашига получено уравнение
NuH = 1,33 Re °’88 Pr°’3s.	(9.4)
В [33] получено обобщенное уравнение для массоотдачи при изотермической абсорбции кислорода на насадках из кольцевых, седлообразных и спиральных элементов:
NuH (ж) = 0,021 Re °’75 Рг°^ж).	(9.5)
В [24] предложена зависимость для расчета массообмена при струйном дроблении воды в поперечном потоке пара в вакууме:
вх	/
1п - С.92_.. = 0,65 1 ~ -	- ---------->	(9-6)
z	Prg’6s Jd cl-.
где CqX, CqMX — концентрации кислорода в воде на входе и выходе;
„ ВЫХ 2	2
Cq2 рН равновесная концентрация кислорода в начале струи; е — массовая доля воздуха в паровоздушной смеси; I, d — длина струи и диаметр отверстий истечения.
В [57] предложены формула для массообмена при обтекании паром снизу вверх деаэрационной вставки в конденсатосборнике
/ р2/3 \0,48
Ч(ж) = 0,063 С^’^р Re°-75 Рг®(5ж) (-----— )	(9.7)
\ ё1/3 * /
и зависимость для массоотдачи в конденсатосборнике с деаэрирующими стержнями или неохлаждаемыми трубками
NuH (Ж) = 0,57  10“4 Re®’75 Рг °’(5ж) C&®6n7p ,	(9.8)
где Cq2 пр — приведенная начальная концентрация кислорода в воде; h — высота насадки.
В [49] дано обобщение опытных данных по массообмену в барботажной вставке, работающей в условиях вакуума. На основании представле
199
ния о том, что деаэрация происходит за счет турбулентной диффузии, интенсивность которой зависит от гидродинамических характеристик паровой и жидкой фаз, получено уравнение
М = 1,32 We0’33,	(9.9)
где М = kjw-^, We = p^w^ljo — числа Маргулиса и Вебера; м»ж = i/йд — скорость течения жидкости по барботажному листу; м/ч; i — плотность потока жидкости, м3/(м-ч); йд — высота динамического слоя жидкости на листе при барботаже, м: к = Grl (ЕДСср) — коэффициент десорбции, кг
—--------- или м/ч; Gr —количество десорбированного газа, кг/ч;
м2 -ч-кг/м3
ДСср - средняя движущая сила процесса десорбции при перекрестном токе, кг/м3:
_ _(СВоХ2-^)-(СВо7-С^)
д сСр
Ь[(С^-С₽О“)/(С^Х-С^)
Cq2 — концентрация десорбируемого газа из жидкости, равновесная с начальной концентрацией; Cq2p — то же с концентрацией газа, покидающего барботажный лист; I — геометрический размер; а — коэффициент поверхностного натяжения жидкости, Н/м.
Уравнение (9.9) справедливо для оптимального динамического напора pw2=95-10"3 Па.
Эффективность деаэрации при барботаже пара через слой конденсата зависит от гидродинамических условий течения образовавшегося двух фазного пароводяного слоя. Опыты показали, что наиболее сильное влит ние на десорбцию газов из конденсата оказывают кратность барботажа, скорость пара через барботажные сечения в листе, скорость течения воды на барботажном листе, начальная концентрация кислорода и геометрические размеры слоя воды и отверстий для подачи пара.
На рис. 9.2 приведены опытные зависимости конечного содержания кислорода от кратности барботажа и высоты гидродинамического слоя воды. Сравнение кривых показывает преимущественное влияние на степень деаэрации высоты слоя конденсата. Эти данные обобщаются критериальным уравнением для десорбции кислорода из конденсата на барботажной
Рис. 9.2. Влияние высоты порога на остаточное содержание кислорода после барботажного устройства:
О®х = 200-?300 мкг/кг; плотность орошения 100 т/(м2-ч); недогрев воды до устройства 0-1 °C
200
Рис. 9.3. Обобщенная зависимость по массообмену в барботажной вставке конденсатора при высоте порога йп, мм:
х - 0: •- 30; л- 60; *- 90
вставке в виде
М= AVfen(b/hp)n,	(9.10)
где Ъ — ширина барботажной щели; ha — полная высота гидродинамического слоя воды на листе; п - показатель степени.
Принимая во внимание, что температура конденсата на листе деаэрационного конденсатосборника равна температуре насыщения, можно предположить, что выделение газа осуществляется в виде мелкодисперсных пузырьков, так как растворимость газов в воде в этих условиях по закону Генри близка к нулю. Тогда можно считать, что основное сопротивление переходу пузырьков газа в паровую фазу оказывает жидкая фаза. В гаком случае можно пренебречь сопротивлением газовой фазы и коэффициент массопередачи приниматьравным коэффициенту массопереноса в жидкой фазе.
Коэффициент массоотдачи к, входящий в критерий М, отнесен к средней разности концентраций газа ДСср в основной массе жидкости на границе раздела фаз:
АССр
/чВХ ^тК.р вых
СО2 - СО2 СО2
Ь [«2 - с^)/сво“х] ’
где С — равновесная концентрация кислорода в удаляемом паре.
При расходах выпара в деаэрационных конденсаторах (3—5 кг/т) величиной CqP можно пренебречь. В этом случае
ДССр
„вх „вых
СО2 ~ СО2
1п(^ОХ2/СоГ)
201
Обработка опытных данных по (9.10) подтвердила возможность их обобщения критериальным уравнением
М = 2- 10“3 We°’37(fcn/Z>)1,8-
(9.Н)
Из рис. 9.3 видно удовлетворительное совпадение опытных точек и аппроксимирующей кривой.
9.2.	ДЕАЭРИРУЮЩАЯ СПОСОБНОСТЬ КОНДЕНСАТОРОВ
Рациональное проектирование современных ПТУ предусматривает обеспечение максимальной деаэрирующей способности собственно конденсатора. Отечественные конденсаторы в последние 20-25 лет проектируются регенеративными, с большими проходами для пара и, в частности, достаточными проходами для пара, поступающего к нижней зоне трубного пучка и зеркалу конденсата в конденсатосборнике. Подогрев конденсата, поступающего в конденсатосборник, конденсирующимся паром до температуры насыщения, соответствующей давлению в конденсаторе, является основным фактором в достижении наибольшей деаэрации.
Деаэрация конденсата в конденсаторах исследовалась Союзтехэнерго, Свердловэнерго, ВТИ, ЦКТИ, ПО КТЗ и др. Показано, что деаэрирующая способность конденсатора зависит от таких теплофизических и режимных факторов, как тепловая нагрузка конденсатора, температура и расход охлаждающей воды, расход воздуха в конденсаторе, расход добавочной воды. Однако как показывают исследования [71], существенное значение для деаэрации воды в современном конденсаторе имеет соответствие характеристики конденсатора р^ = f(Ga, GB3) характеристике воздухоудаляющего устройства р =f (GB3) на всех режимах эксплуатации ПТУ.
На рис. 9.4 приведены деаэрационные характеристики восьми конденсаторов с различными компоновками трубного пучка для турбоустановок мощностью от
Рис. 9.4. Изменение концентрации кислорода в конденсаторе после конденсаторов турбин мощностью до 100 МВт в зависимости от паровой нагрузки конденсаторов [49]:
1-3 - турбина К-100-90, ЛМЗ; 4 - ВКТ-100, ХТГЗ; 5 - ВКТ-100, ХТГЗ;
6 - АК-46 фирмы ’’Метрополитен Виккерс”; 7 - АК-50, ХТГЗ- 8 - 'зАК-25' ЛМ; 9—11 - К-50-90. ЛМЗ; 12-АП-6,КТЗ; Л7-АП-6.КТЗ ’
202
6,0 до 100 МВт [49]. Конденсаторы испытывались при различных температурах охлаждающей воды (от 1 до 20 °C) и присосах воздуха (от 1,5 до 100 кг/ч). Из графиков видно, что все конденсаторы в диапазоне удельных паровых нагрузок от 25 до 50 кг/(м2-ч) (50- 100 %) обеспечивают глубокую деаэрацию конденсата (остаточное кислородосодержание в конденсате 5-20 мкг/кг). При снижении нагрузки менее 50 % у всех конденсаторов, за исключением КП-540 КТЗ, наблюдается резкое ухудшение характеристики Cq“x = f[GKIF). При этом у одних конденсаторов это ухудшение наступает при 50 %-ной нагрузке (К-100-3685 ХТГЗ), у других - при 10 %-иой (50 КЦС-5, 100 КЦС-2 ЛМЗ). Анализ кривых показывает, что работа собственно конденсатора как тепломассообменного аппарата не может внезапно так резко ухудшиться сама собой. Это подтверждается тем, что конденсатор КЛ-540 КТЗ таких срывов не имеет даже при 5 %-ной нагрузке турбины.
Качественное изменение работы конденсатора на малых нагрузках можно объяснить ухудшением процесса тепломассообмена на этих режимах. При неизменности температуры и расхода охлаждающей воды это может быть вызвано несоответствием характеристик конденсатора и воздухоотсасывающего устройства. В результате конденсатор переходит на режим работы с ухудшенным вакуумом. Для компенсации этого несоответствия в объеме конденсатора накапливается дополнительный воздух, который, находясь главным образом в области, близкой к конденсатосборнику, насыщает конденсат.
Объяснение некоторыми авторами ухудшения деаэрирующей способности конденсаторов на частичных нагрузках дополнительными присосами воздуха в конденсатор из-за разуплотнения вакуумной системы мало вероятно, так как при работе отсасывающего устройства на рабочем участке характеристики не может произойти резкого качественного изменения процесса тепломассообмена. В пределе может быть рассмотрен случай перехода эжектора в этих режимах при больших присосах воздуха на нерабочую часть характеристики. Однако мало вероятно, чтобы этот случай был характерным для всех испытанных конденсаторов (рис. 9.4) одновременно.
В [71] приводятся результаты исследования деаэрирующей способности ряда конденсаторов с различными площадями поверхности в зависимости от паровой нагрузки, давления в конденсаторе, температуры охлаждающей воды и характеристики воздухоудаляющего устройства. Деаэрирующая способность конденсатора с площадью поверхности F =
Рис. 95. Характеристики эжекторов при V, м3/ч:
1 - 865; 2—125; 3 — 100
203
= 150 м2 исследовалась тремя типами пароструйных эжекторов, имевших различные характеристики. Конденсаторы с большей площадью поверхности (до 1200 м2) испытывались со штатными эжекторами большой производительности. Перед испытаниями конденсатора с F = 150 м2 вакуумная система была тщательно уплотнена гидроопрессовкой, плотность проверялась с помощью галоидного течеискателя. Подсосы воздуха в вакуумную полость не превышали 0,2 кг/ч.
Для анализа деаэрирующей способности конденсатора на переменных режимах опытные данные были обработаны в виде следующих зависи-
Рис. 9.6. Характеристики конденсаторов при изменении паровой нагрузки:
1) F = 150 м2, GB3 =0,2 кг/ч: • - эжектор Г=865 м3/ч; О - F= 125 м3/ч; «-V= 100 м3/ч; 2) F = 280 м2, GB3 = 2 кг/ч: □ - F = 528 м3/ч; 3) F =540 м2, W = = 1500м3/ч,1! =0,2°С, GB3 =2 кг/ч: A- F=865 м3/ч
204
мостей:
при w = const, tj = const, GB3 = const
pK, k, 5t, C™K=f(gn)-
при и» = const; tj = const; gn - const
Рк. k, C^IX=/(GB3).
(9.12)
(9-13)
На рис. 9.5 приведены характеристики эжекторов, имевших объемные производительности по сухому воздуху 865, 125 и 100 м3/ч. На рис. 9.6 и 9.7 представлены зависимости (9.12) и (9.13) для конденсатора с F = 150 м2 при совместной работе с этими эжекторами и для конденсаторов с F = 280 м2 и F = 540 м2 Со штатными эжекторами. Как видно из
Рис. 9.7. Характеристики конденсаторов при изменении расхода воздуха:
1) F = 150 м2, W = 1600 м3/ч, ti = 28-?30°С: •- gn =190 кг/(м2.ч); О- gn = = 90 кг/(м2.ч); А - gn = 23 кг/(м2.ч); 2) F = 280 м2, W = 500 м3/ч, Ц =22°С: □ - gn=36 кг/(м2-ч)
205
графиков, характер изменения величин сильно зависит от типа отсасывающих устройств. Так, при работе конденсатора с эжектором V = 865 м3/ч характеристика конденсатора в диапазоне нагрузок 40 — 200 кг/(м2ч) лежит выше характеристики эжектора или совпадает с ней. Содержание кислорода в конденсате за конденсатным насосом равно 15—30 мкг/кг.
Искусственное увеличение давления в конденсаторе при работе с эжекторами пониженной производительности приводит к увеличению остаточного содержания кислорода в конденсаторе. Наряду с этим, как видно из рис. 9.6, происходит количественное изменение интенсивности процесса тепломассообмена. При этом оказывается, что в тех режимах, где процесс тепломассообмена протекает более эффективно, коэффициент теплопередачи имеет наибольшее значение и содержание кислорода в воде — наименьшее. При дозировании дополнительного расхода воздуха в пар для режимов gn = 23,90,190 кг/(м2.ч) (рис. 9.7) содержание кислорода в конденсате растет с увеличением доли воздуха и снижением удельных паровых нагрузок. Как видно из графиков, дополнительный расход воздуха в верхнюю часть конденсатора в известных пределах не является опасным при достаточно мощном воздухоудаляющем устройстве, имеющем характеристику (давление всасывания — расход паровоздушной смеси), проходящую ниже характеристики (давление — расход пара) конденсатора при данных расходах воздуха.
Коэффициент теплопередачи падает с увеличением концентрации воздуха, причем с уменьшением удельной паровой нагрузки интенсивность падения возрастает.
На рис. 9.8 приводятся опытные данные [49] по влиянию на характеристики конденсатора 100-КЦС-2 ЛМЗ производительности воздухоотса-
Рис. 9.8. Характер влияния присосов воздуха в конденсатор при номинальной паровой нагрузке на давление в конденсаторе и его деаэрирующую характеристику (по данным испытаний Союзтехэнерго конденсатора 100-КЦС-2 турбины К-100-90 ЛМЗ; начальная температура охлаждающей воды 6 °C, расход ее 1500 м3/ч) [49]
1 — в работе один эжектор; 2 - в работе два эжектора
Рис. 9.9. Эффективность деаэрации в конденсаторе турбины К-100-90 ЛМЗ (ВК-100-2) при малых относительных паровых нагрузках:
1 — начальная температура охлаждающей воды tx = 5 4-7 ° С, присосы воздуха GB3 =504-100-кг/ч; 2- tr =10°С, GB3= 104-12 кг/ч; 3- tx =26°C, GB3 =18 кг/ч
206
сывающих устройств. Видно, что при работе одного эжектора зона нормальной работы конденсатора сокращается до значений присосов воздуха 60 кг/ч вместо, например, 140 кг/ч при работе двух эжекторов.
Графики четко иллюстрируют, что деаэрирующая способность конденсатора слабо зависит от расхода проникающего в конденсатор воздуха, если характеристики конденсатора и эжектора правильно согласованы между собой и эжектор работает на рабочей ветви характеристики. Срыв-ные ветви характеристик (рис. 9.8) соответствуют работе эжекторов на нерабочей ветви характеристики.
На рис. 9.9 показано влияние на деаэрацию в конденсаторе ВК-100-2 паровой нагрузки при различных присосах воздуха (10—12, 18, 50 — 100 кг/г) и температурах охлаждающей воды (lj = 54-7, 10, 18 °C). Видно, что повышенные присосы воздуха (50 — 100 кг/ч) приводят к резкому понижению деаэрирующей способности конденсатора при относительной паровой нагрузке около 60 % номинальной (кривая 7); при снижении присосов воздуха до 10 — 12 кг/ч зона устойчивой деаэрации расширяется (кривая 2). При повышении температуры охлаждающей воды до 26 °C зона устойчивой деаэрации практически охватывает весь диапазон работы турбоустановки, начиная от холостого хода.
Приведенные на рис. 9.9 срывные ветви характеристик конденсатора 1, 2 и ветвь нормальной работы 3, так же как и предыдущие, объясняются в одном случае (кривые 1, 2) несогласованностью и в другом (кривая 5) согласованностью конденсатора с эжектором в этих режимах.
На рис. 9.10 показано влияние начальной температуры и расхода охлаждающей воды на деаэрацию в конденсаторах К-100-3685 ХТГЗ и КП-540 КТЗ [49]. Видно, что изменение расхода охлаждающей воды при таких низких значениях ее температуры (1 — 2 °C) не оказывает заметного влияния на эффективность дегазации конденсата.
Ввод добавочной воды и дренажей в конденсатор в количествах даже более номинального расхода пара на турбину и при недогревах до температуры насыщения 15 — 20 °C, как показали опыты Союзтехэнерго [49], слабо сказывается на качестве деаэрации воды, если правильно выполнить этот ввод в объем трубного пучка. Так, например, добавочную воду и
Рис. 9.10. Влияние изменения расхода охлаждающей воды на деаэрирующую характеристику конденсатора:
1 - турбина ВКТ-100 ХТГЗ (относительная паровая нагрузка 100%, начальная температура охлаждающей воды 11 = = 2°С, присосы воздуха GB3 = = 124-30 кг/ч); 2 — турбина АП-6 КТЗ (относительная паровая нагрузка конденсатора 35%, t\ = 1 °C, GB3 = 6 кг/ч)
207
Рис. 9.11. Характеристики деаэрирующей способности различных конденсаторов:
1 — конденсатор 25-К-10 [#”ом=40кг/(м2х хч), 11 =23°C, GB3 =344 кг/ч] ;2 - конденсатор фирмы ’’Сименс—Шу ккерт” турбины АК-50; 3 - конденсатор К-100-3685 (я^0М = = 40 кг/ч, 11 = 1,54-3,0°С, GB3 = 104-30 кг/ч);
4 - конденсатор КП-125
дренажи с температурой ниже температуры насыщения рекомендуется вводить в паровое пространство до трубного пучка. Перегретую воду целесообразно вводить в нижнюю часть конденсатора. Конструктивно ввод воды в конденсатор может быть осуществлен через тангенциальные сопла, установленные в коллекторах над трубным пучком, или через перфорированные и другие устройства.
Продолжительность пребывания конденсата в конденсаторе по данным испытаний конденсаторов 100 КЦС, К-100-3685 и К-150-9115 [57] не оказывает какого-либо влияния на глубину деаэрации.
Опыт показывает, что удаление под вакуумом малых количеств газов, содержащихся в воде в диспергированном состоянии, очень затруднено, даже если вода нагрета до температуры насыщения. Этот эффект независимо от времени пребывания конденсата в конденсатосборнике, изменяющегося в современных конденсаторах от одной до нескольких десятков секунд, обусловливает предел деаэрирующей способности данной конструкции конденсатора.
Значительное влияние на интенсивность процесса деаэрации могут оказать конструктивные особенности конденсатора и, в частности, его трубного пучка. Сравнение эффективности деаэрации газов в различных конденсаторах показывает, что в конденсаторах с многорядной плотной компоновкой трубного пучка (без прохода пара в середину пучка) наблюдается увеличение содержания кислорода в конденсате с повышением нагрузки и зависимости Cq™* = f(Gn) имеют не падающий, а нарастающий характер. Характеристики такого типа получены при испытаниях конденсатора 25-К-10, проведенных ВТИ.
На рис. 9.11 приведены характеристики деаэрирующей способности конденсаторов с различными компоновками трубного пучка. Конденсаторы КП-125 (КТЗ), К-100-3685, фирмы ’’Симменс—Шуккерт”имеют веерную или ленточную компоновку с хорошими каналами для прохода пара во внутрь пучка и по центральной части его.
Конденсатор 25-К-10 имеет компактный трубный пучок с центральным проходом и без специальных подводов пара внутрь пучка.
Нарастающий характер зависимости Cq“x = /(Gn) для конденсаторов 25-К-10 можно объяснить неблагоприятными условиями для регенерации 208
падающих капель и пленок, а также возможностью насыщения кислородом в области над конденсатосборником, так как, падая вниз, капли пересекают зону конденсации с повышенным содержанием воздуха. В этом плане представляют интерес результаты испытаний конденсатора 300 КЦС-1 ЛМЗ. По данным [25] оказалось, что в этом хорошо разветвленном конденсаторе имело место значительное переохлаждение конденсата (до 7 °C из-за неоптимальной организации тока паровоздушной смеси в области над конденсатосборникои и на пути к коллектору).
Незначительными изменениями в конструкции перегородок (в них были выполнены отверстия для прохода пара из центральной части конденсатора между днищем и трубными пучками, что соответствует направ-
Рис. 9.12. Зависимость переохлаждения (о) и кислородосодержания (б) конденсата на выходе из конденсатора 300 КЦС-1 (вход в конденсатосборник) от давления в конденсаторе и начальной температуры охлаждающей воды [25 ]
209
пению движения паровоздушной смеси к месту отсоса) этот дефект устранили. Характеристики конденсатора 300 КЦС-1 показаны на рис. 9.12.
Таким образом, можно считать, что для достаточно полного удаления из воды растворенного в ней газа необходимо обеспечить следующие условия:
парциальное давление водяных паров над водой должно быть практически равно общему давлению парогазовой смеси;
отвод выделившихся из воды газов должен быть организован таким образом, чтобы предотвратить механический захват пузырьков газа стекающим потоком конденсата.
9.3.	ДЕАЭРИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
Для обеспечения надежной деаэрации конденсата в конденсаторе паровой турбины в любых условиях в ряде случаев требуется применение дополнительных средств. К ним относится, в частности, размещение в конденсатосборнике конденсатора деаэрирующих вставок.
На рис. 9.13 представлена схема деаэрирующего устройства ДМ3, применяющегося в конденсаторах 300 КЦС-1 турбины К-300-240 [49]. Главным элементом устройства является барботажный перфорированный лист 2 с порогом 6. Конденсат на него сливается через зубчатый порог 10 с листа 11, на который он поступает из конденсатора 1 через отверстие 3. Пар для барботажа воды поступает в камеру 8 коллектора 9. Сопла на коллекторе распределены по длине равномерно и рассчитаны на критический расход пара при давлении 1,2 Ю5 Па. Перфорация барботажного листа состоит из щелей шириной 3 мм. Характеристика этого устройства по результатам испытаний на блоке 300 МВт Конаковской ГРЭС представлена на рис. 9.14 [25]. Схема деаэрирующего устройства для турбинной установки ДМ3 800 МВт показана на рис. 9.15. Она принципиально не отличается от приведенной на рис. 9 13.
Схема деаэрирующего устройства ХТГЗ для турбины К-500-240-1 показана на рис. 9.16 [16]. Это устройство деаэрирует конденсат, который проходит только че- 'Ъ рез 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 струй 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 рнс. 9.17, 9.18 показаны деаэрирующие вставки струйного и пленочного типов для турбины Т-250/300-240 ТМЗ [49]. В струйном устройстве греющий пар из нижнего теплофикационного отбора турбины 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. 9.18) конденсат поступает на тарелку 1 и через ее отверстия в объем насадки 2, где растекается по омегообразным элементам, заполняющим этот объем. Навстречу движению конденсата направляется греющий пар из распределительного короба 3 с окнами. Парогазовая смесь удаляется через патрубки 4 в паровой объем.
Для заполнения насадки деаэрирующих конденсатосборников могут использоваться различные элементы. Однако наибольшее распространение нашли омегообразные элементы. Они штампуются из нержавеющей стали Х18Н10Т толщиной 5 = 1 мм.
210
Недостатком конструкции является вывод парогазовой смеси непосредственно в объем конденсатора без каких-либо защитных приспособлений, предотвращающих ее контакт с падающим вниз конденсатом.
Рис. 9.13. Схема деаэрирующего устройства, расположенного в конденсатосборнике конденсатора турбины К-300-240 ЛМЗ [25]:
1 - конденсатор; 2 - барботажный лист; 3 - прямоугольное отверстие; 4 - конденсатосборник; 5 - лаз; 6 — порог; 7 — подвод конденсата к насосам; 8 — 1ровая камера; 9 — паровой коллектор; 10 — зубчатый порог;
11 — лист; 12 — пояс жесткости
211
Рис. 9.14. Зависимость остаточного содержания кислорода в конденсате после деаэрационных устройств от удельного расхода пара на барботаж при нагрузке блока 130- 300 МВт, абсолютном давлении в конденсаторе 3,7-6,0 кПа и начальной температуре охлаждающей воды 4-18 °C по данным ЦКТИ [25]
Рис. 9.15. Схема деаэрирующего устройства, установленного в конденсатосборнике конденсатора первого вала турбины К-800-240 ЛМЗ:
1 — днище конденсатора; 2 — перелив; 3 — коллектор ввода пара на барботаж; 4 - паровой короб; 5 — дырчатый лист; 6 - корпус конденсатосборника; 7 - порог; 8 — паровая коробка; 9 — дно барботажного отсека; 10 — дно конденсатосборника; 11 - отвод конденсата; 12 — элементы каркаса; 13 -лаз [49]
Конденсатосборники с деаэрирующими устройствами конструкции КТЗ показаны на рис. 9.19 [28]. Деаэрационный сборник с насадкой отличается от обычного увеличенным за счет высоты объемом, позволившим разместить в нем трубу со щелевидными отверстиями для подачи пара. В пространстве между конденсатосборником и трубным пучком расположено устройство в виде шатра с вытяжными окнами, организующее отсос выделяющихся при деаэрации неконденсирующихся газов. На нижней 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
212
Рис. 9.16. Схема деаэрирующего устройства, установленного в конденсатосборнике конденсатора К-11520 головной турбины К-500-240-1 ХТГЗ [49]

Рис. 9.17. Схема деаэрирующего устройства струйного типа для конденсатосборника конденсатора турбины Т-250/300-240 ТМЗ [49]
парогазовой смеси. По периметру листа имеется борт высотой 45 мм, предотвращающий перелив конденсата через края.
Струйное устройство Союзтехэнерго (рис. 9.19) состоит из двух сит, изготовленных из стального листа со сверлениями 5 мм. В середине сита, расположенного на верхней опоре конденсатосборника, находится окно с бортами из углового железа высотой 25 мм для прохода парогазовой смеси. Сито, установленное на нижней опоре, имеет борта по периметру.
Деаэрирующее устройство барботажного типа показано на рис. 9.20. Оно смонтировано в конденсатосборнике 1. В верхней части устройства расположен распределитель воды 2, а под ним — барботажный перфорированный лист 3, расположенный поперек движения конденсата.
213
Рис. 9.18. Схема деаэрирующего устройства пленочного типа для конденсатосборника конденсатора Т-250/300-240 ТМЗ [49]
Рис. 9.19. Конденсатосборники струйного типа (а) и с омегообразными элементами (б) [28]
1 — перфорированный лист; 2, 3 - омегообразные элементы; 4 - окно для отсоса газа; 5 - патрубки отвода газа
На сливе барботажного листа имеется порог 4, а ниже размещена перегородка 5, которая вместе с листом 3 образует паровую камеру, разделенную листом 6 с отверстиями в виде сопл на два отсека, в верхнем из которых размещены вертикальные перегородки 7, делящие отсек на ряд ячеек. Количество перегородок может быть различным, увеличение их количества улучшит работу деаэрирующего устройства.
214
Рис. 9.20. Барботажное устройство
Вид А.
Б-Б
Устройство работает следующим образом. Вода с обечайки конденсатора по распределителю 2 сливается на барботажный лист 3 и далее в конденсатосборник. Пар на барботаж поступает сначала в нижний отсек, а затем через сопла листа 6 в изолированные ячейки и далее через щели барботажного листа в воду. При барботаже происходит значительное увеличение поверхности контакта фаз и выделение из воды газов. Парогазовая смесь поступает на трубный пучок в зону воздухоохладителя.
Барботажное устройство наиболее эффективно по сравнению с другими. Оно позволяет обеспечить глубокую деаэрацию воды на любых режимах эксплуатации. Питание барботажного устройства выполняется обычно паром из отбора.
9.4.	ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДЕАЭРАЦИИ
В КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТАНОВКАХ
Для исследования деаэрационных устройств различных типов может быть создан единый стенд, который главным образом состоит из оборудования конденсационной части турбинной установки. Основным элементом стенда является конденсатор, к которому подвешиваются опытные образцы конденсатосборников. Оборудование стенда и его энергоресурсы должны обеспечить работу конденсатосборника на всех режимах эксплуатации, а также на режимах с большими перегрузками, например по расходам деаэрационной воды, пара, охлаждающей воды и воздуха. Схема такого стенда с оборудованием и контрольно-измерительными приборами приводится на рис. 9.21.
Эффективность деаэрационного устройства оценивается сравнением результатов опытов, проведенных с подводом пара в конденсатосборник, с результатами опытов, проведенных без подачи пара.
При испытаниях снимаются зависимости кислородосодержания 1 х на выходе из конденсатосборника от паровой нагрузки на конденсатор Gn при различных количествах пара СДОб, поступающего в деаэрационный сборник для нагрева воды до температуры насыщения.
Рассмотрим некоторые результаты исследований [28]. На рис. 9.22 (кривая 7) показано содержание кислорода в конденсате за конденсатором в зависимости от паровой нагрузки конденсатора без подачи пара в
215
Рис. 9.21. Схема стенда деаэрационных конденсатосборников
деаэрационный конденсатосборник. Следует оговориться, что эта зависимость получена с преднамеренным увеличенным за счет искусственно созданной неплотности присосом воздуха в конденсатор, что обеспечило ухудшение деаэрации конденсата уже начиная с 60 % паровой нагрузки.
Необходимо заметить, что точность определения содержания кислорода методом ГИПХ при малых концентрациях равна 3—5 мкг/кг. С повышением концентрации кислорода диапазон между определяющими точками шкалы ГИПХ постепенно увеличивается, вследствие чего измерения в этой области не могут претендовать на точность, соответствующую малым концентрациям. Поэтому на рис. 9.22 зависимость Cq“x - /(GK) изображена не в виде одной линии, а показана некоторой зоной, в которой располагаются все полученные точки серии опытов, проводившихся без подачи пара в конденсатосборник.
Кривая 2 на рис. 9.22 построена по данным серии опытов, проведенных с подачей в конденсатосборник 50 кг пара в 1 ч. Кривая показывает, что этого количества пара оказывается достаточно, чтобы в диапазоне нагрузки конденсатора от 100 до 10 % концентрация кислорода в конденсате за конденсатором оказалась на уровне 5—12 мкг/кг. При подаче пара в конденсатосборник примерно 100 кг/ч содержание кислорода в конденсате тоже близко к 10 мкг/кг. Кривая 3, соответствующая расходу пара в конденсатосборник примерно 200 кг/ч, лежит примерно на уровне 5 мкг/кг на всем диапазоне нагрузок, имевших место во время опытов.
На рис. 9.23 показана зависимость концентрации кислорода в конденсате от подачи пара в конденсатосборник, построенная на основании серии опытов, проведенных при номинальной нагрузке конденсатора с присосом воздуха 20 кг/ч, что в 10 раз превышает эксплуатационной присос. Как показывает кривая, даже при таком большом присосе воздуха в конденсатор можно добиться' снижения содержания кислорода до нормы подводом достаточного количества пара в конденсатосборник. Как видно из рис. 9.23, при увеличении подачи пара до 200 — 220 кг/ч содержание кислорода в конденсате за конденсатором снизилось с 320 до 15 — 20 мкг/кг.
Рис. 9.22. Содержание кислорода в конденсаторе после деаэрационного конденсатосборника при различной паровой нагрузке конденсатора [28]:
1 — опыты без подачи пара в конденсатосборник; 2 — опыты с подачей пара в конденсатосборник: Д— 50 кг/ч; о — 100 кг/ч; □— 200 кг/ч
217
Рис. 9.24. Деаэрация добавочной воды в конденсаторе с обычным и деаэрационным конденсатосборниками:
1 — обычный конденсатор; 2 — деаэрационный конденсатосборник при Gcg =800 кг/ч
Рис. 9.23. Содержание кислорода в конденсате после деаэрационного конденсатосборника с насадкой при номинальной нагрузке и увеличенном до 20 кг/ч присосе воздуха
Рис. 9.25. Содержание кислорода в конденсате после деаэрационного сборника при различной паровой нагрузке:
• -без подачи пара в конденсатосборник; A-G,.O6 =100 кг/ч; О-150-200 кг/ч; О - 200-300 кг/ч
Деаэрация добавочной воды в конденсаторе, как это было установлено в результате большого числа испытаний при различных нагрузках, происходит вполне удовлетворительно. Испытания на стенде показывают, что даже в том случае, когда пар в конденсатор не поступает, в подводимой в конденсатор добавочной воде бд в с начальным содержанием кислорода 1500 мкг/кг происходит снижение содержания кислорода — вода деаэрируется. Однако в таких неблагоприятных условиях получить концентрацию кислорода ниже 50 мкг/кг не удается (рис. 9.24, кривая 7).
При подаче пара в деаэрационный сборник в количестве 800 кг/ч при Gn = 0 содержание кислорода в воде после конденсатора не превышало 20 мкг/кг, несмотря на то что подача добавочной воды в конденсатор не превышала номинального расхода пара в конденсатор (рис. 9.24, кривая 2).
Кривые 1-4 на рис. 9.25 представляют зависимости CqMX =/(Gn) при подаче пара в конденсатосборник струйного типа соответственно 100, 150 - 200 и 200 - 300 кг/ч.
218
Рис. 9.26. Содержание кислорода в конденсате в зависимости от количества пара, подводимого к сборнику:
а - сборник с насадкой: 2 -100%; 2 - 35%; 3 - 15%; б — сборник струйного типа: 2-100%; 2-55%; J-35%; 4 - 15%
Если в опытах с конденсатосборником с насадкой подача пара в конденсатосборник в количестве 50 — 100 кг/ч обеспечивала удовлетворительную деаэрацию конденсата, то в условиях опыта с конденсатосборником струйного типа при нагрузке конденсатора ниже 50 % номинальной этого количества пара оказывается недостаточно (кривая 2). Для надежной деаэрации в этих условиях требуется увеличение расхода пара до 150 — 300 кг/ч (кривые 3 и 4).
На рис. 9.26 даны зависимости содержания кислорода в конденсате от количества пара, поступающего в конденсатосборник, при нескольких паровых нагрузках конденсатора. На рис. 9.26, а, представляющем эти зависимости для конденсатора с деаэрационным конденсатосборником с насадкой, кривые разных паровых нагрузок практически сливаются в сдну, соответствующую поступлению пара в конденсатосборник в количестве 50 кг/ч. Содержание кислорода при этом не превышает 8—12 мкг/кг.
На рис. 9.26, б приведены опыты с деаэрационным конденсатосборником струйного типа. Здесь кривые содержания кислорода при всех нагрузках конденсатора снижаются до 20 мкг/кг только при подаче в конденсатосборник 150 кг пара в 1 ч и продолжают снижаться с дальнейшим увеличением подачи пара до 5 — 10 мкг/кг.
Конденсатор 300 КЦС-1 ЛМЗ исследован ЦКТИ [25]. После проведения наладочных работ на деаэрирующей барботажной вставке удалось обеспечить эффективную работу устройств на нагрузках меньше 200 МВт. Результаты испытаний приводятся на рис. 9.14. Видно, что в эксплуатационном диапазоне изменения параметров кислородсодержание может быть снижено до 10 — 15 мкг/кг при начальной конденсации до 300 мкг/кг. Кратность барботажа составляет 8 — 10 кг пара на 1 т деаэрируемой воды. Для повышения надежности работы устройства эта кратность барботажа была увеличена до 12 кг/т.
9.5.	НЕКОТОРЫЕ РЕКОМЕНДАЦИИ
Исследования трех конструкций деаэрационных вставок конденсатосборников и нескольких трубных пучков конденсаторов паровых турбин позволяют установить некоторые закономерности протекания процесса деаэрации [25, 28,49, 55, 57, 71].
1.	Для достижения максимальной деаэрации конденсата необходимо обеспечить раздельные подвод конденсата на барботажный лист и отвод выпара в воздухоохладитель пучка, с тем чтобы избежать непосредственного контакта и вместе с этим возможности механического захвата газа конденсатом.
2.	Наиболее эффективными в качестве деаэрирующих устройств в конденсатосборниках являются барботажные вставки. Они имеют сравнительно малые габариты, их эффективность в значительной степени зависит от равномерности раздачи пара по всей поверхности, чего можно достичь при оптимальной высоте гидродинамического слоя воды, стекающей по листу.
3.	Интенсивность деаэрации конденсата в конденсаторах зачастую зависит от гидродинамических условий течения потока воды в устройстве. При неравномерном натекании, которое может возникнуть из-за конструктивных недоработок, при резком повороте потока конденсата у самой вставки возможно опрокидывание процесса барботажа из-за появления в листе зон с пониженным уровнем, через которые пройдет большая доля пара.
4.	Трубный пучок конденсатора при развитой поверхности создает благоприятные условия для глубокой деаэрации конденсата. Однако при изменении удельной паровой нагрузки, температуры охлаждающей воды, концентрации воздуха в паре и т.п. в современных конденсаторах можно обнаружить смещение зон массовой конденсации и охлаждения паровоздушной смеси. При этом оказывается, что увеличение зоны воздухоохладителя может привести к снижению степени деаэрации, так как падающий с трубок конденсат, проходя через эту зону, насыщается газом (в основном за счет механического захвата).
5.	Большое влияние на интенсивность деаэрации конденсата в трубном пучке оказывает воздухоудаляющее устройство. При несогласованности характеристик конденсатора и эжектора неизбежно дополнительное заметное насыщение кислородом падающего конденсата.
6.	Исследование трубных пучков различных конденсаторов с площадью поверхности от 120 до 1000 м2 подтвердило возможность глубокой деаэрации конденсата (до 0—20 мкг/кг) без каких-либо устройств при удельных паровых нагрузках до 100 кг/ (м2 -ч).
Глава десятая
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ КОНДЕНСАТОРОВ
10.1.	ОБОБЩЕННАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПЕРЕМЕННЫХ РЕЖИМОВ
Конденсатор паровой турбины рассчитывается и проектируется на определенные условия, называемые номинальными. Для этого задаются расчетные значения тепловой нагрузки, расхода и температуры охлаждающей воды, присосов воздуха и давления конденсации. В реальных условиях эксплуатации комплекс расчетных условий реализовать, как правило, не удается: конденсатор работает на переменных режимах, в большей или меньшей степени отличающихся от расчетных.
При испытаниях конденсатора обычно не удается измерить значения во всем диапазоне изменения рк в зависимости от расхода пара Gn при различных значениях температуры и расхода охлаждающей воды. В частности, трудно проверить расчетную точку конденсатора, т.е. давление Рк.ном при расчетном значении параметров охлаждающей воды и номинальном расходе пара. Поэтому очень важными являются анализ работы конденсатора на переменных режимах и задача пересчета результатов испытаний конденсатора с одних значений параметров на другие, в частности приведение их к условиям проектирования.
Запишем уравнение для расчета теплосъема конденсатора без учета влияния воздухоудаляющего устройства.
Q= ФМсд,	(Ю.1)
где ф — эффективность конденсатора; Wc = с W — произведение расхода на теплоемкость охлаждающей воды; Д = ts — tt — располагаемая разность температур конденсатора (т.е. разница между температурой насыщения пара и температурой входа воды).
Эффективность конденсатора является функцией параметра kF)Wc-.
Ф =l_e~kF/Wc,
Для постоянных значений коэффициента теплопередачи и расхода охлаждающей воды
— о	Д д —
G = — = , л =	= Д.	(10.2)
Сном V-Wc Дном АНом
На рис. 10.1 даны качественные характеристики конденсатора в приведенных координатах Д = Д (0) при постоянном расходе охлаждающей воды. Пропорциональная зависимость I — расчетная характеристика конденсатора без учета влияния воздухоудаляющего устройства.
Если бы параметры конденсатора изменялись в соответствии с линией I, то давление конденсации при Q -> 0 могло быть весьма низким. В действительности существует некоторое давление рк0, ниже которого давление конденсации не снизится ни при каких расходах пара и воды.
221
Рис. 10.1. Характеристики конденсатора в безразмерных координатах:
I - расчетная'характеристика без учета влияния воздухоудаляющего устройства; II — нижняя граница по температурам конденсации; III — действительная характеристика
Это давление может быть определено по характеристике эжектора при отсасывании паровоздушной смеси. Давлению рк 0 соответствует температура насыщения гп0. Значение располагаемой разности температур Дс = = гпо — tt, отнесенное к номинальному значению Дном,
До ~ До/Дном	-	(10-3)
наносится на график характеристики конденсатора (линия II, рис. 10.1) как нижняя граница действительной характеристики конденсатора. Действительная характеристика (линия III) имеет вид неравнобокой гиперболы, асимптотами которой являются линии I и II *. В самом общем вице ее можно описать уравнением
F = а0 Q 2 - ах QL + а2 Д 2 + а3 Q — а4 Д + 1 = 0.
Положив для простоты а2 - 0, получим связь
- (соС +сз)С + 1
Д =---------------
01 <2 + 04
(Ю.4)
Зависимость (10.4) — обобщенное уравнение для расчета переменных режимов конденсатора.
При расчете коэффициентов в (10.4) приняты следующие предпосылки:
1) при тепловой нагрузке <2 > с эжектор не влияет на характеристику конденсатора, и с учетом (10.2) располагаемая разность температур Д - Q и d A/dQ = 1;	_	_
2)_угол наклона характеристики Д = Д(2) при Q = 0 зависит от До: при До 0 dA/dQ = 1 — это соответствует эжектору бесконечно большой производительности, способному создать глубокий вакуум на всасывании. При больших значениях До производная dA/dQ уменьшается и в пределе стремится к нулю.
* Строго говоря, пиния II является касательной к характеристике конденсатора, а линия I — асимптотой.
222
При таких предпосылках имеем следующие значения коэффициентов:
а4 = 1/Д0;
а3 = 1/Д0 - 2/с;
°з - (dA/d(2)o->oe4
а,=-----------——---------;	-	(10.5)
4*0
о0 =	+ 1/с2.
Рис. 10.2. Обобщенная характеристика конденсатора при переменных нагрузках
223
224
Таблица 10.1. Значения коэффициентов для расчета переменных режимов по формуле (10.4)
Коэффициент	До									
	0,05	0,1	0,15	0,2	0,25	0,3	0,35	0,4	0,45	0,5
	20,0	10,0	6,67	5,0	4,00	3,33	2,86	2,5	2,22	2,00
оз	18,1	8,18	4,93	3,33	2,40	1,79	1,38	1,07	0,84	0,67
01	1,00	0,80	0,74	0,67	0,60	0,53	0,48	0,42	0,37	0,34
00	1,91	1,63	1,5	1,36	1,24	1,12	1,04	0,93	0,85	0,78
	0,55	0,6	0,65	0,7	0,75	0,8	0,85	0,9	0,95	1,0
04	1,82	1,67	1,54	1,43	1,33	1,25	1,18	1,11	1,05	1,0
оз	0,53	0,43	0,33	0,25	0,19	0,14	0,10	0,06	0,02	0,0
01	0,29	0,25	0,22	0,17	0,14	0,11	0,086	0,054	0,018	0,0
Оо	0,706	0,64	0,587	0,516	0,467	0,419	0,378	0,331	0,281	0,25
	1,05	1,1	1,15	1,2	1,25	1,3	1,35	1,4	1,45	1,5
о4	0,95	0,91	0,87	0,83	0,8	0,77	0,74	0,71	0,69	0,67
03	-0,023	-0,043	-0,061	-0,076	-0,089	-0,10	-0,11	-0,12	-0.13	-0,13
01	-0,022	-0,039	-0,053	-0,063	-0,071	-0,077	-0,082	-0,085	-0,087	-0,089
Оо	0,22	0,19	0,16	0,14	. ОДЗ	0,11	0,099	0,089	0,079	0,071
	1,55	1,6	1,65	1.7	1,75	1,8	1,85	1,9	1,95	2,0
04	0,65	0,63	0,61	0,588	0,57.	0,56	 0,54	0,53	0,51	0,5
Оз	-0,14	-0,14	-0,15	-0,15	-0,16	-0,16	-0,16	-0,16	-0,17	-0,17
01	-0,090	-0,90	-0,090	-0,090	-0,090	-0,088	-0,087	-0,086	-0,085	-0,083
«0	0,064	0,058	0,052	0,047	0,043	0,039	0,036	0,033	0,03	0,028
<Р/
В дальнейших расчетах на основании обработки экспериментальных данных ряда конденсаторов приняты значения
с = 1 + До;	(10.6)
при До < 1
_ =(1-д0)2;	(ю.7)
\dQ) Q=0
при До > 1
=0.	(10.7')
\dQ/ Q _>о
Таблица 10.1 содержит коэффициенты системы (10.5) с учетом значений До по (10.6) и (d&jdQ) q = о по (10.7) или (10.7').
Принципиальное отличие обобщенного уравнения (10.4) от других методик состоит в том, что оно в явном виде учитывает характеристики воздухоудаляющего устройства, а расчет переменных режимов ведется от некоторой базовой точки, полученной при испытании конденсаторов. На рис. 10.2 приведена обобщенная характеристика переменных режимов конденсатора.
10.2.	МИНИМАЛЬНОЕ ДАВЛЕНИЕ В КОНДЕНСАТОРЕ
При тепловой нагрузке, близкой к нулю, охлаждающая вода не нагревается и температура паровоздушной смеси на выходе из конденсатора практически равна температуре охлаждающей воды на входе t1. В этом случае давление всасывания эжектора рэ определяет давление в конденсаторе. Конкретное значение рэ находим на характеристике эжектора при температуре паровоздушной смеси Ц и расходе воздуха в смеси GB3, равном присосам его в конденсатор. При давлении всасывания эжектор-ра рэ давление в конденсаторе с учетом гидравлических потерь равно:
Рко = (1,03 4-1,08) рэ.	(10.8)
Для водоструйных эжекторов в этом случае рабочая вода и паровоздушная смесь имеют одинаковую температуру, а давление всасывания однозначно определяется характеристикой водоструйного эжектора при отса-I сывании сухого воздуха. На рис. 10.3, а по данным [56] приведена характеристика экспериментального водоструйного эжектора для различных температур рабочей воды G. Кривые G = const эквидистантно сдвинуты по вертикали во всем диапазоне изменения расхода воздуха. Сдвиг кривых равен разнице давлений насыщения при соответствующих температурах рабочей воды. На рис. 10.3, б дана характеристика водоструйного эжектора ЭВ-4-1400 ПО ЛМЗ по результатам испытаний НПО ЦКТИ и ’’Союзтехэнерго”. Так, при расходе воздуха в конденсатор 40 кг/ч и температуре воды = 17,8 °C давление всасывания составит рэ = 3,25 кПа; при = 22,4 °C рэ = 3,9 кПа. Можно без существенной погрешности счи-
225
Рис. 10.3. Характеристики водоструйных эжекторов:
а — экспериментального водоструйного эжектора с диаметром сопла 22 мм, диаметром камеры смешения 40 мм и давлением рабочей воды 0,294 МПа при Г1, °C; х - 60; □ — 50; А- 40; + - 30; • - 20; б — водоструйного эжектора ЭВ-4-1400 ПО ЛМЗ; рр =0,343 МПа
тать, что при температуре воды 5 °C и том’же расходе воздуха давление рэ = 2,05 кПа (оно определено с учетом разницы давлений насыщения при G =22,4 °C Hh = 5 °C).
Для пароструйных эжекторов наиболее достоверное значение может быть получено на основании экспериментально определенной характеристики при отсасывании паровоздушной смеси в широком диапазоне изменения ее температуры.
Если имеется характеристика эжектора только на сухом воздухе, то можно воспользоваться понятием эквивалентного расхода (8.13). Содержание воздуха в паровоздушной смеси считается по формуле (8.14). В связи с тем что (8.14) неизвестно значение рв, расчет ведется методом последовательных приближений. Порядок его ясен из примера.
Пример 1. Определить рэ и рко для конденсатора с эжектором ЭО-ЗО при температуре охлаждающей воды tt = 25 °C и присосах воздуха 5 кг/ч. Характеристика эжектора приведена на рис. 10.4. Температуре Zj = 25 °C соответствует рп = = 3,18 кПа.
Порядок расчета следующий:
1.	Находим значение рв при GB3 = 5 кг/ч по характеристике для сухого воздуха: рв = 2 кПа.
2.	По (8.14) определяем содержание воздуха в парс:
е =
3.18
1 + 0,622 —— 2,0
0,499.
226
З.	По (8.13) находим эквивалентный расход воздуха:
5
6'экв-------------------------------12>4 кг/ч.
(0,18-0,499+0,72) 0,499
4.	По характеристике эжектора для сухого воздуха рэ = 2,55 кПа.
5.	Новое значение р'ъ =р„ ~Рп = (2,55 - 3,18) кПа <0.
6.	Принимаем значение рв — 0,5 кПа; дальнейший расчет сведен в табл. 10.2.
Точность третьего приближения достаточна, рэ = 3,8 кПа.
На рис. 10.4 нанесены также характеристики эжектора ЭО-ЗО при отсасывании паровоздушной смеси с температурой 25 °C. Если определять рэ по этой характеристике, то при GB3 = 5 кг/ч получим 3,9 кПа, что хорошо совпадает с приближенным расчетом по эквивалентному расходу воздуха.
Рис. 10.4. Характеристики эжектора ЭО-ЗО КТЗ при отсасывании сухого воздуха (1) и паровоздушной смеси Гсм =25 °C (2)
Таблица 10.2. Расчет давления всасывания эжектора
Величина, еди- „	_ Способ оп-		Номер приближения		
ница измерения	ределения			
		1	2	3
рв, кПа	Принято	2,0	0,5	0,6
е	По (8.14)	0,499	0,199 0,23	
^ЭКВ	По (8.13)	12,4	33,2	28,5
рэ, кПа	По рис. 10,4 2,55		4,2	3,8
Рв, кПа	Рэ Рп	-	1,02	0,62
По значению рэ определяются с помощью (10.8) минимальное давление в конденсаторе Рко, соответствующая ему температура насыщения гпо и температурная разность До = Гпо — Г1, необходимая для расчета переменных режимов конденсатора.
10.3.	РАБОТА КОНДЕНСАТОРА
ПРИ ИЗМЕНЕНИИ ТЕПЛОВОЙ НАГРУЗКИ
Обобщенная характеристика конденсатора дает наглядное качественное представление о работе конденсатора при переменных тепловых нагрузках. Для получения количественных оценок нужно подготовить исходные данные для расчета конкретного режима работы конденсатора.
Для некоторого значения Q, которое принято за номинальное 0НОМ, необходимо определить Дном и *tp, соответствующие расходу воды Whom пРи температуре tx. Необязательно, чтобы Сном совпадала с расчетной тепловой нагрузкой конденсатора, но желательно выбрать достаточно большие значения этой величины. На этом этапе должны быть использованы результаты испытаний конденсатора. Порядок подготовки исходных данных ясен из примера.
227
Пример 2. Для конденсатора КП-540 с эжектором ЭО-ЗО КТЗ известны результаты испытаний: Gn = 24,8 т/ч, тепловая нагрузка Cj = 15,35 МВт, температура воды Г1 - 14,6 °C, давление конденсации 3,7 кПа, расход воды W = 1840 м*/ч, нахрев воды Дгв = 7,2 °C, присос воздуха 2,5 кг/ч. Необходимо определить расчетные параметры конденсации и кр.
1.	Определяем по таблицам температуру насыщения пара при рк = 3,7 кПа, гп = = 27,5 С и записываем располагаемую разность температур для нагрузки Сном = S1;
Д = 27,5 - 14,6= 12,9 °C.
2.	Принимаем значение Дном = 12,5 °C — немного меньше, чем Д.
3.	Если имеется характеристика эжектора на паровоздушной смеси, то с ее помощью по присосам воздуха определяем значение рэ в (10.8). Если характеристику имеем только на сухом воздухе, то значения рэ определяем по методике примера 1 и рис. 10.4; в нашем случае рэ = 2,27 кПа.
4.	По (10.8) находим рко = 1,07-2,27 = 2,43 кПа.
5.	Соответствующая рк 0 температура насыщения Гп 0 =20,5°С; по (10.3)
у 20,5 — 14,6 л до= —--------2_ =0,472.
12,5
6.	По табл. 10.1 или системе уравнений (10.5) находим при До = 0,472	=2 12-
оз=0,76; в! =0,375; во. = 0,82.
7.	По (10.4) при Д = 1 определяем
Д =(0’82 * 0-76)+1 =1.041
0,357 + 2,12
и Д = 12,5 • 1,041 = 13,0 °C.
Дальнейшие приближения ие требуются; принимаем Дном = Д/Д = 12,9/1,041 = = 12,4 °C.
Вместо расчета по п. 6 и 7 можно воспользоваться обобщенным графиком рис. 10.2.
8.	Расчетная температура конденсации
ТПр = fj + Дном ~ 14,6 + 12,4 — 27,0 С.
9.	В нашем случае температура воды иа выходе с учетом нагрева на Дтв = 7,2 С
t2 = 14,6 + 7,2= 21,8 °C.
10.	Расчетный среднелогарифмический температурный напор
7,2
(10.9)
(10.10)
s
л

Д1ср = --------—----------------= 8,3 “С.
F (27,0 - 14,6)/(27,0- 21,8)
11. Расчетный коэффициент теплопередачи
сИ'Д'в 1840 • 4190-103 - 7,2	2,,
кп =-------- =---------------------= 3440 Вт/ (гл2 • К).
р ГДгср 3600-540-8,3
Расчетный коэффициент теплопередачи больше полученного в результате испытаний, так как он определен по расчетной температуре насыщения f— =27 °C (соответствующей линии 1 на рис. 10.1); действительная температура насыщения в этом режиме 1п = 27,5 °C.
Результаты определения расчетных параметров конденсатора КП-540 в примере 2 используем для оценки вакуума и температуры конденсации при изменении тепловой нагрузки; расход и температура охлаждающей воды здесь постоянны.
Пример 3. Определим параметры конденсации при условии работы по примеру 2 и при расходе пара в конденсатор Gn = 20,8 т/ч.
228
Рис. 10.5. Характеристики коцдеиса-тора КП-540 при переменных тепловых нагрузках W = 17104-1840 м3/ч, Г, = 14,54-14,7°С, еНом = 15,35 МВт:
1 — результаты испытаний Союз-техэнерго; 2—расчёт по (10.4)
Относительная нагрузка Q = = 20,8/24,8 = 0,839.
Поскольку расход и температура воды не изменились, значения коэффициентов а0-а4 также можно в'зять из примера 2. Тогда с использованием (10.4) или рис. 10.2 имеем
-т-	(0,82 • 0,839 + 0,76) 0,839 + 1
Д = —------------------------------= 0,915.
0,357 • 0,839 + 2,12
Располагаемая разность температур
Д = Д Дном = 0,915 • 12,4 = 11,35 °C,
и температура насыщения
1П = п + Д =• i4,6 + 11,35 = 25,95 °C;
давление насыщения рк = 3,36 кПа.
В этом режиме при испытаниях* * получено значение рк = 3,39 кПа. Результаты расчетов в диапазоне изменения тепловой нагрузки от 19,3 до 100 % представлены на рис. 10,5. Из него видно, что погрешность в определении давления конденсации не превысила 0,15 кПа, а температуры конденсации — 1,0°С.
10.4. РАБОТА КОНДЕНСАТОРА
ПРИ ИЗМЕНЕНИИ РАСХОДА И ТЕМПЕРАТУРЫ ВОДЫ
Изменение расхода и температуры охлаждающей воды приводит к изменению расчетного коэффициента теплопередачи Лр, эффективности конденсатора ф и номинального значения располагаемой разности температур. На основании (10.1) можно сказать, что при номинальной тепловой нагрузке и изменений расхода воды от W до W’ и ее температуры от 11 до t\
— =-^7-	(10.11)
^ном Ф W
В Исходном варианте коэффициент теплопередачи кр соответствует скорости воды w и средней температуре 1В. Определив по формуле (2.27)
___________ /
* Испытания конденсатора КП-540 проведены Союзтехэнерго на Костромской ТЭЦ в 1961 г.
229
коэффициент теплоотдачи от стенки к воде ав, можем вычислить термическое сопротивление со стороны конденсирующегося пара и стенки
1	1 di
^п.с = ~~	~ ~	~	(10.12)
^р	® в ^2
и в дальнейшем считать его неизменным при заданной тепловой нагрузке. Следует обратить внимание, что в (10.10) входит расчетное значение коэффициента теплопередачи £р, вычисленное по (10.10).
В результате изменения расхода воды от W до W' и средней температуры от tr до t\ коэффициент теплоотдачи изменится и станет равным a's. Тогда новые значения расчетного коэффициента теплопередачи и эффективности будут иметь вид
(10.13)
Рассмотрим на примере, как используются уравнения (10.9) — (10.13) для расчета параметров конденсатора.
Пример 4. Необходимо определить вакуум в конденсаторе КП-540 при расходе пара Gn = 25,0 т/ч, расходе охлаждающей воды W = 1490 т/ч и ее температуре Гв = = 15,9 °C. Исходные данные — см. пример 2. Диаметр труб 19x1 мм, суммарная площадь сечения труб по воде 0,266 м2.
1.	Скорость воды в исходном варианте при W = 1840 м3/ч и = 2 м/с, средняя температура 71= 18 °C; Х = 0,594 Вт/(м-К); Р = 2,05-10~6 м2/с; Рг =7,45.
2.	Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде (без учета направления теплового потока)
0,594 /2 • 0,017	\0,8 о 43	,
ав = 0,023 ------|-----------)	7,450,43 = 7732 Вт/(м2 - К).
0.017 \ 1,05 Ю"6/
3.	Термическое сопротивление за вычетом сопротивления со стороны воды по (10.12) при Кр = 3440 ВТ/ (м2 К)
„	1	1	19	-4 2	,
Япс =----------------------- = 1,461 10 4 м2 -К/Вт.
3440	7732 17
4.	Параметр k^F'IWc =0,870; эффективность конденсатора
0 = 1 _е-°.870= 0,581.
5.	Скорость воды при расходе К = 1490 м3/ч при средней температуре у -= 19,5 °C и =1,62 м/с; X = 0,598 Вт/(с-К); Н = 1,02-10“6 м/с; Рг 77,15?
6.	Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде
'	0,598 (1,62  0,017 \0,8 о да	,
а = 0,023 ------- ---------— ) 7,15°’4 — 6719 Вт/(м2  К)
0,017 \ 1,02 10"6/
7.	Коэффициент теплопередачи по (10.13) :
= 1,461  10-4 + —— — = 3,124 • 10~4 м2 -К/Вт; к' = 3201 Вт/(м2-К).
к'р	6719 17	р
230
8.	Параметр k^F/Wc- 1,00; расчетная эффективность конденсатора
1 -е-1’00 = 0,632.
9.	Новое номинальное значение располагаемой разности температур по (10.9) равно:
-г 12,4  0,581  1840	, о
Д =------------------ =14,1 С.
0,632 • 1490
10.	Парциальное давление пара, соответствующее tj - 15,9 °C, р'п - 1,80 кПа, по методике примера 1 рэ - 2,28 кПа, и минимальное давление в конденсаторе по (10.8)
рко = 1,08  2,28 = 2,46 кПа.
11.	Температура fno, соответствующая рк 0, равна 20,7 °C.
12.	Параметр До по (10.3) равен:
—	20,7 - 15,9	„ я
До =-----------— = 0,340.
14,1
13.	Коэффициенты по системе (10.5) ац = 2,938, аз = 1,445,	= 0,5, Яр = 1,055.
14.	Относительная тепловая нагрузка £=1,01.
15.	Относительная разность температурпо- (10.4) или по рис. 10.2.
д = t1-055 • 1>°1 + 1Л45) 1,01 + 1 = j 027.
0,5  1,01 + 2,938
располагаемая разность температур
Д = Д  14,1 = 14,5 °C.
16.	Температура насыщения при температуре Tj = 15,9 °C и Гп = 30,4°С.
17.	Давление насыщения рк =4,36 кПа, что точно совпадает с данными испытаний.
По аналогичной методике сделан расчет переменных режимов конденсатора КП-540 для двух случаев:	'
1)	при изменении расхода охлаждающей воды от 700 до 1920 м3/ч, температуре ее 15,8 - 15,9 °C и расходе пара 25,0 - 25,4 т/ч;
2)	при изменении расхода охлаждающей воды от 680 до 1440 м3/ч, температуре ее 1,1 - 1,3 °C и расходе пара 8,4 - 8,6 т/ч.
Результаты расчетов представлены на рис. 10.6 в сопоставлении с данными испытаний Союзтехэнерго. Расчетные и экспериментальные данные практически точно совпали в первом случае и имели отличие в давлении конденсации не более 0,1 кПа во втором случае.
Рис. 10.6. Характеристики конденсатора КП-540 при изменении расхода воды:
1 - п = 15,64-15,9°С, Q = 1,014-1,02 - резуль-тат испытаний Союзтехэнерго; 2 — расчет по £10.4) при тех же условиях; 3 — = 1,14-1,3°С, Q = 0,344-0,35 - результат испытаний Союзтехэнерго; 4 — расчет по (10.4) при тех же условиях
231
Предложенная методика может быть использована (если известны характеристики эжектора, комплектующего конденсационную установку) для расчета переменных режимов конденсатора на базе его проектных данных. В этом случае номинальный режим конденсатора принимается за расчетную точку, как это сделано в примере 2.
10.5. ВЛИЯНИЕ ПРИСОСОВ ВОЗДУХА НА РАБОТУ КОНДЕНСАТОРА
В общем случае присосы воздуха в конденсатор ухудшают теплообмен и приводят к росту давления насыщения. Однако степень влияния и конкретные количественные характеристики зависят от ряда факторов: тепловой нагрузки конденсатора, температуры и расхода охлаждающей воды и характеристики воздухоохлаждающего устройства.
На рис. 10.7, а дана характеристика конденсатора К-100-3685 с эжектором ЭП-3-600-4 ЛМЗ при подаче в вакуумную систему переменного расхода воздуха при различных температурах охлаждающей воды и номинальной нагрузке конденсатора. Характеристика делится на две части: медленно возрастающая кривая давления рк = /(GB3) в области умеренных значений присосов (до 40 — 60 кг/ч) и область резкого возрастания давления при достижении определенного значения расхода воздуха в конденсатор. Первая зона характеризуется слабым влиянием расхода, эжектор работает в нормальном эксплуатационном режиме. Резкое возрастание давления в конденсаторе определяется переходом эжектора на ’’перегрузочную ветвь”. Иными словами, I ступень его переходит на допредельный режим работы, так как повышенный расход воздуха на эжектор непомерно увеличил давление всасывания П ступени и привел к срыву работы I ступени. Чем выше температура конденсата, охлаждающего промежуточный холодильник эжектора, тем больший расход паровоздушной смеси отсасывает II ступень, тем скорее растет ее давление всасывания и тем, следовательно, скорее происходит срыв I ступени и переход ее на допредельный режим. Этим объясняется тот факт, что с ростом tx срыв ступени наступает скорее.
Рис. 10.7. Характеристики конденсатора при изменении присосов воздуха:
а - К-100-3685 ХТГЗ, Gn =2764-287 т/ч: 1 - tj =0,2°С; 2 - 18,5°C; 3 - 25,7°C; 4 - расчет по (10.4) при = 18,5°C; б - К-540-КТЗ, Gn =234-24 т/ч: 1 - г, =1°С: 2—15°С	’
232
На рис. 10.7, б приведена характеристика переменных режимов конденсатора К-540 с эжектором ЭО-ЗО КТЗ. В этом случае I ступень эжектора работает на допредельном режиме в широком диапазоне присосов воздуха и характеристика более полога, чем в первом случае.
Для конденсаторов с водоструйным эжектором отсоса или одноступенчатым пароструйным эжектором наличие участка с резким подъемом давления нехарактерно: рост давления в области больших расходов воздуха идет довольно плавно.
Методика расчета переменных режимов позволяет определить изменение давления в конденсаторе при умеренном увеличении присосов воздуха, т.е. до тех пор, пока I ступень эжектора не переходит на допредельный режим работы. Порядок расчета в этом случае прост:
1)	на основе предыдущих примеров с использованием данных испытаний определяем номинальное значение располагаемой разности температур ДНом Для заданных расходов пара и охлаждающей воды;
2)	по характеристике эжектора определяем значения рэ, рко, ^по и До 5	__
3)	при известном- До находим значения коэффициентов а0 -?д4 по (10.5) и значение Д по (10.4); можно также воспользоваться графиком рис. 10.2;
4)	по известным Д, Дном и определяем температуру и давление насыщения.
По этой методике сделан расчет переменных режимов конденсатора К-100-3675 при изменении расхода воздуха в конденсатор для температуры воды = 18,6 °C. В диапазоне присосов до 30 кг/ч результаты расчета и эксперимента хорошо совпадают, при больших присосах появилось резкое расхождение расчетных и экспериментально полученных значе-- ний давления конденсации.
Детальный анализ данных испытаний (рис. 10.8) выявил существенную неравномерность расхода воздуха между блоками конденсатора (турбина К-100 ХТГЗ укомплектована двумя однотипными конденсаторами К-100-3675 и двумя эжекторами ЭП-3 600-4, отсасывающими смесь из
Рис. 10.8. Изменение температуры паровоздушной смеси при испытании конденсаторов К-100-3685 (Gn =296 т/ч; г1=25,7°С):
------паровоздушная смесь;----— охлаждающая вода;-------пар
233
общего колллектора). Один из конденсаторов был нагружен по воздуху больше другого, температура отсасываемой паровоздушной смеси отличалась на 7—8 °C. Из анализа этих данных можно с уверенностью сказать, что весь дополнительно подаваемый в систему воздух попадал в один из корпусов конденсатора и практически не поступал во второй.
Если теперь учесть, что потери давления в конденсаторе невелики, то совершенно очевидно, что корпус Б, слабо нагруженный по воздуху, имеет повышенный расход пара в отсасываемой смеси и I ступень эжектора дополнительно перегружается за счет избыточного объема отсасываемого пара.
Можно ожидать, что неравномерное распределение присосов между различными секциями конденсатора особенно заметно скажется на его работе при малых тепловых нагрузках и низкой температуре охлаждающей воды, т.е. когда влияние эжектора на давление конденсации больше.
В целом вопрос о влиянии распределения воздуха на характеристику секционного конденсатора изучен недостаточно, а актуальность его возрастает из-за широкого внедрения секционных и многокорпусных конденсаторов.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Абрамович Г-Н. Прикладная газовая динамика. М.: Наука, 1969. 824 с.
2.	Агафонов В.П., Ермилов В.Г., Панков Е.В. Судовые конденсационные установки. Л.: Судпромгиз, 1963.490 с.
3.	Аслаиян Г.Н., Черненко В.М. Некоторые особенности конструкций конденсаторов паровых турбин ХТГЗ. - Теплоэнергетика, 1971, № 11, с. 27—30.
4.	Берман Л.Д. О теории теплообмена при конденсации пара в пучке горизонтальных труб. - Изв. ВТИ, 1953, № 3, с. 5-12-
5.	Берман Л.Д. Теплообмен в поверхностных конденсаторах паровых двигателей. - В кн.; Вопросы теплообмена при изменении агрегатного состояния вещества. М.: ГЭИ, 1953, с. 7-55.
6.	Бермам Л.Д. Сопротивление на границе раздела фаз при пленочной конденсации пара низкого давления. - В кн.: Процессы фазового превращения в.разрежениой среде и методы расчета теплотехнических аппаратов. - Тр- ВНИИхиммаш, вып. 36, 1961, с. 66-89.
7.	Берман Л.Д. Теплоотдача при пленочной конденсации пара на поперечно обтекаемых горизонтальных трубах. — В сб. Конвективная теплопередача в двухфазном и однофазном потоках. М. — Л.; Энергия, 1964, с. 47-54.
8.	Бермаи Л.Д. Расчет теплоотдачи при конденсации пара на пучке горизонтальных труб. - Теплоэнергетика, 1964, № 3, с. 48-53.
9.	Бермаи Л.Д. Теплоотдача при конденсации движущегося пара. — Теплоэнергетика, 1973, №8, с. 76-77.
10.	Берман Л.Д. К влиянию скорости пара на теплоотдачу при конденсации пара на горизонтальной трубе. — Теплоэнергетика, 1979, № 5, с. 16-20.
11.	Берман Л.Д. Материалы контроля качества и состояния трубок конденсаторов паровых турбин. - Теплоэнергетика, 1980, № 5, с. 69-73.
12.	Берман Л.Д. Теплоотдача при конденсации пара на пучке горизонтальных труб. - Теплоэнергетика, 1981, № 4, с. 22 — 29.
13.	Бермаи Л.Д., Ефимочкии Г.И., Зериова Э.П. Конструкция, расчет и исследования конденсационных устройств крупных паровых турбин в Великобритании. - Теплоэнергетика, 1977, № 9, с. 88-92.
14.	Берман Л.Д., Зернова Э.П. Зависимость коэффициента теплопередачи конденсаторов паровых турбин от режимных условий. - Изв. вузов. Энергетика, 1980, № 9, с. 48 -55.
15.	Берман Л.Д., Зиигер Н.М. Воздушные насосы конденсационных установок паровых турбин. М.: ГЭИ, 1962, 96 с.
16.	Берман Л.Д., Туманов Ю.А. Исследование теплоотдачи при конденсации движущегося пара на горизонтальной трубе. - Теплоэнергетика, 1962, № 10, с. 77-83.
17.	Берман Л.Д., Фукс С.Н. Массообмен в конденсаторе с горизонтальными трубками при содержании в паре воздуха. - Теплоэнергетика, 1958, № 8, с. 66-74.
18.	Блюдов В.П. Конденсационные устройства паровых турбин. М.- Л.: Госэнер-гоиздат, 1951, 207 с.
19.	Бродов Ю.М., Савельев Р.З. Анализ методик теплового расчета конденсаторов паровых турбин. - Теплоэнергетика, 1981, № 7, с. 57-60.
20.	Бродов Ю.М., Савельев Р.З., Ниренштейн М.А. К расчету коэффициента теплопередачи конденсаторов паровых турбин. - Теплоэнергетика, 1981, № 12, с. 59-61.
21.	Гогонии И.И., Дорохов А.Р., Сосунов В.И. Теплоотдача при конденсации неподвижного пара на пучке гладких горизонтальных труб. — Теплоэнергетика, 1977, №4, с. 33-36.
235
22.	Гомелаури В.И. Методы и результаты экспериментального исследования процессов интенсификации конвективного теплообмена. - Теплоэнергетика, 1974, № 9, с. 2 - 5.
23.	Дейч М.Е. Техническая газодинамика. - М.: Энергия, 1974,592 с.
24.	Ермолов В.Ф. Экспериментальное исследование тепло- и массообмена в пучке струй воды, омываемых поперечным потоком пара или паровоздушной смеси при вакууме. — Теплообменная аппаратура паротурбинных установок. - Тр. ЦКТИ, 1963, вып. 63, с. 21-26.
25.	Ермолов В.Ф., Николаев Г.В., Максимов К.И. Деаэрационные испытания конденсатора 300 КЦС-1. - В сб.: Результаты наладки и испытаний теплообменного оборудования турбин К-300-240. — Тр. ЦКТИ, 1969, вып. 94, с. 63—70.
26.	Ефимочкин Г.И., Коновалов Г.М. Воздушные эжекторы турбоустановок мощностью 300 МВт. — Теплоэнергетика, 1971, № 6, с. 42-46.
27.	Зайдель А.Н. Элементарные оценки ошибок измерений. Л.: Наука, 1974, 84 с.
28.	Деаэрация в конденсаторе с деаэрационным конденсатосборником/ М.И. Земскова, А.К. Кирш, М.Д. Родивилин, Г.Г. Шкловер. — Электрические станции, 1971, № 8, с. 19-22.
29.	Зингер Н.М. Исследование водовоздушных эжекторов. — Теплоэнергетика, 1968, № 8, с. 53-56.
30.	Исаченко В.П. Актуальные вопросы развития теории теплообмена при конденсации пара. — Теплоэнергетика, 1977, № 4, с. 2-5.
31.	Исаченко В.П. Теплообмен при конденсации. М.: Энергия, 1977. 240 с.
32.	Исаченко В.П., Осипова В.А., Сукомел А.С. — Теплопередача. М.: Энергоиздат, 1981.412 с.
33.	Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии. М.: Химия, 1973. 750 с.
34.	Кастальский А.А. Проектирование устройств для удаления из воды растворенных газов в процессе водоподготовки. М.: Госстройиздат, 1957. 208 с.
35.	Кафаров В.В. Основы массопсреноса. М.: Высшая школа, 1972.494 с.
36.	Кирсанов И.Н. Конденсационные установки. М. - Л.: Энергия, 1965. 322 с.
37.	Кирш А.К. Методы и результаты испытаний конденсаторов паровых турбин и опыт эксплуатации конденсационных установок. - Теплоэнергетика, 1978, №2, с. 89 - 91.
38.	Клямкин С.Л. Тепловые испытания паротурбинных установок электростанций. М.-Л.: ГЭИ, 1961. 408 с.
39.	Коновалов Г.М., Канаев В.Д. Нормативные характеристики конденсационных установок паровых турбин типа К. М.: Специализированный центр НТИ, 1974. 84 с.
40.	Коновалов Г.М., Кирш А.М., Канаев В.Д. Эффективность работы и оценка совершенствования конструкции конденсаторов паровых турбин по результатам промышленных испытаний. - Теплоэнергетика, 1972, № 6, с. 4 - 8.
41.	Тепловые испытания конденсаторов паровых турбин мощностью 300 МВт/ Г.М. Коновалов, А.К. Кирш, В.Н. Егоров, В.Д. Канаев. - Теплоэнергетика, 1970, № 9, с. 38 - 44.
42.	Корн Г., Корн Т. Справочник по математике. М.: Наука, 1968. 720 с.
43.	Кубо И., Кусамити X., Ито X. О рабочих характеристиках цельногитанового турбинного конденсатора. — В сб.: Титан. Металловед, и технология. Тр. III Между-народн. конф, по титану. М., 1976, т. 3, М-, 1978, с. 407 - 416.
44.	Кутателадзе С-С. Теплопередача при конденсации и кипении. М.-Л.: Маш-гиз, 1952. 232 с.
45.	Кутателадзе С.С. Основы теории теплообмена. М.: Наука, 1970. 660 с.
46.	Кутателадзе С.С. Анализ подобия и модели в термодинамике газожидкостных систем. - ПМТФ, 1980, № 5, с. 24- 33.
47.	Мильмаи О.О., Буевич А.В. Измерение температуры стенки при исследовании процессов конденсации на поверхности. - Теплоэнергетика, 1972, № 6, с. 93 - 94.
48.	Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. М.: Энергия, 1973. 320 с.
236
49.	Оликер И.И., Пермяков В.А. Термическая деаэрация воды на тепловых электростанциях. Л.: Энергия, 1971.185 с.
50.	Паротурбинные установки атомных электростанций/ Под ред. Ю.Ф. Косяка. М.: Энергия, 1978. 312 с.
51.	Петухов Б.С., Гении Л.Г., Ковалев С.А. Теплообмен в ядерных энергетических установках. М.: Атомиздат, 1974. 408 с.
52.	Поликовский М.В., Шкловер Г.Г. Экспериментальное исследование пароструйных эжекторов. — Теплоэнергетика, 1958, № 9, с. 46—51.
53.	Преображенский В.П. Теплотехнические измерения и приборы. М.: Энергия, 1978. 705 с.
54.	Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. М.: Энергия, 1980.423 с.
55.	Руководящие указания по тепловому расчету поверхностных конденсаторов мощных турбин тепловых и атомных электростанций. М.: СПО ’’Союзтехэнерго”, 1982.106 с.
56.	Соколов Е.Е., Зингер Н.М. Струйные аппараты. М.: Энергия, 1980. 287 с.
57.	Столяров Б.М. Исследование деаэрации конденсата в конденсаторах паровых турбин: Автореф. дис. на соиск. учен, степени канд. техн. наук. М.г ВТИ, 1970. 24 с.
58.	Теплопередача в двухфазном потоке: Пер. с англ. Под ред. Д. Баттерворса и Г. Хьюитта. М.: Энергия, 1980, 326 с.
59.	Уваров Б.В., Шкловер Г.Г., Григорьев В.Г. О влиянии примеси воздуха на теплоотдачу при конденсации пара в конденсаторах паровых турбин. - Изв. вузов. Машиностроение, МВТУ, 1971, № 7, с. 102 - 107.
60.	Уорсинг А., Гериер Дж. Методы обработки экспериментальных данных. М.: Изд-во иностр, лит., 1949. 364 с.
61-	Фукс С.Н. Конденсация движущегося пара на горизонтальной трубе. - Изв. ВТИ, 1953, № 3, с. 12 - 17.
62.	Чен М. Аналитическое исследование процесса конденсации при ламинарном течении пленки. — Теплопередача (русск. перевод Trans. ASME, сер. С), 1961, № 1, с. 60 - 78.
63.	Шенк X. Теория инженерного эксперимента. М.: Мир, 1972. 82 с.
64.	Шкловер Г.Г. Исследование теплоотдачи в винтовых теплообменниках КТЗ. — Теплоэнергетика, 1963, № 8, с. 79 — 83.
65.	Шкловер Г.Г. О гидродинамическом сопротивлении в винтовых теплообменниках при вынужденном движении жидкости в змеевиках. — Энергетическое машиностроение. М.: ЦИНТИ по автоматизации в машиностроении, 1963, вып. 2, с. 16-20.
66.	Шкловер Г.Г. Конденсация движущегося пара в винтовых теплообменниках в условиях вакуума. - В сб.: Теплообмен при конденсации и кипении. Л.: 1965, с. 195-208.
67.	Шкловер Г.Г. Расчет пароструйного эжектора с учетом конденсации пара в промежуточном охладителе. - Энергомашиностроение, 1968, № 12, с. 19 - 21.
68.	Шкловер Г.Г. Массообмен в конденсаторах паровых турбин. — Теплоэнергетика, 1972, № 9, с; 61 — 64.
69.	Шкловер Г.Г., Буевич А.В. О механике течения пленки при конденсации пара в горизонтальных трубных пучках. - Теплоэнергетика, 1978, №4, с. 62 - 65.
70.	Шкловер Г .Г., Буевич А.В. Исследование конденсации пара в наклонном трубном пучке. — Теплоэнергетика, 1978, № 6, с. 71 — 74.
71.	К вопросу о деаэрирующей способности вакуумного конденсатора пара/ Г.Г. Шкловер, К.В. Васильев, А.В. Герасимов,' М.Д. Родивилин, А.З. Росинский, В.И. Кирюхин. - Теплоэнергетика, 1969, № 12, с. 11 — 13.
72.	Шкловер Г.Г., Герасимов А.В. Теплоотдача и сопротивление при конденсации пара, быстро движущегося в вертикальном трубном пучке. — Теплоэнергетика, 1970, № 8. с. 56 - 57.
73.	Шкловер Г.Г., Григорьев В.Г. К вопросу конденсации пара в горизонтальных трубных пучках конденсаторов паровых турбин. - Теплоэнергетика, 1971, №2, с. 10-14.
237
74.	Распределение тепловых нагрузок по зонам конденсатора/Г.Г. Шкловер, В.Г. Григорьев, А.В. Буевич, В.Э. Лукашевич. - В сб.: Проблемы совершенствования современных паровых турбин. Л.: Судостроение, 1972, с. 108 - 120.
75.	Шкловер Г.Г., Григорьев В.Г. К расчету коэффициента теплопередачи в конденсаторах паровых турбин. — Теплоэнергетика, 1975, № 1, с. 67 — 71.
76.	Влияние свойств и параметров инжектируемого пара на работу пароструйного эжектора/Г.Г. Шкловер, О.О. Мильман, А.В. Герасимов, А.Г. Каптильный. — Теплоэнергетика, 1975, № 12, с. 55 - 59.
77.	Шкловер Г.Г., Росинский А.З., Герасимов А.В. Безразмерные характеристики пароструйных эжекторов КТЗ. - Теплоэнергетика, 1966, № 9, с. 42 - 48.
78.	Шкловер Г.Г., Росинский А.З., Буевич А.В. К оценке эффективности конденсаторов паровых турбин. - Теплоэнергетика, 1977, № 12, с. 55 -57.
79.	Конденсаторы паровых турбин/Г.Г. Шкловер, А.З. Росинский, А;В. Буевич, Е.И. Лавров. - В сб.: Теплообмен и гидродинамика. Л.: Наука, 1977, с. 143—150.
80.	Шкловер Г.Г., Семенов В.П. К вопросу о течении конденсата в многорядном горизонтальном пучке труб при конденсации. - В сб.: Интенсификация теплообмена в электрохимической аппаратуре. Новосибирск: ИТФ СО АН СССР, 1977, с. 61 — 68.
81.	Шкловер Г.Г., Семенов В.П., Усачев А.М. Исследование теплообмена при течении конденсатной пленки. - Теплоэнергетика, 1983, № 3, с. 13 — 16.
82.	Lang Н. Modell-Untersuchungen imd Messungen am Teilbundelkondensator. -Brown Boveri Mitt., 60,1973, N 7-8, S. 337-344.
83.	Langen. Ein Einfluss des Luftgehaltes auf den Warmeubergang bei kondensieren-den Dampf. — Forschung, 1931, N 10.
84.	Nusselt W. Die Oberflachenkondensation des Wasserdampfes. — Zeitschrift VDI, 1916, Bd. 60, S. 541-546,568-575.
85.	Oplatka G., Lang H. Theoretische Grundlagen und Gestaltung der Teilbundelkon-densatoren und ihre Anwendung fur grosse Dampfturbogruppen. - Brown Boveri Mitt., N 7-8, 1973, S. 326-336.
86.	Othmer D.F.’ The condensation of steam. — Ind. Eng. Chem., 1925, v. 6.
87.	Recommended Practice for the Design of Surface Type Steam Condensing Plant.— A BEAMA publication, 1971, p. 20.
88.	Roubinet P.A. Nomograph for condensers. - Combustion, Febr., 1968, p. 38-39.
89.	Sonnenmosser A. Konstruktion der Kondensatorschale von Teilbundelkonden-satoren. - Brown Boveri Mitt., 1973,60, N 7—8, S. 321—325.
90.	Standards for Steam Surface Condensers. Heat Exchange Inst., Sixth edition, 1970, p. 50.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие............................................................ 3
Введение .............................................................. 5
Глава первая. Общие сведения о конденсационных устройствах паровых турбин ................................................................ 8
1.1.	Принципиальная схема........................................... 8
1.2.	Элементы конденсационного устройства........................... 9
1.3.	Взаимосвязь элементов конденсационной установки............... 12
1.4.	Схемы включения конденсаторов................................. 14
Глава вторая. Основные закономерности теплообмена в поверхностных конденсаторах  .......................................................... 16
2.1.	Основные уравнения........................................ 16
2.2.	Изменение температур пара и воды по поверхности конденсатора. Средний температурный напор.................................... 18
2.3.	Коэффициент теплопередачи в конденсаторе.................. 20
Глава третья. Пленочная конденсация чистого пара...................... 24
3.1.	Некоторые особенности процесса конденсации................ 24
3.2.	Пленочная конденсация неподвижного пара на	охлаждаемой	стенке	27
3.3.	Конденсация неподвижного пара на горизонтальных	трубных	пучках	30
3.4.	Влияние скорости пара и геометрии пучка на теплоотдачу при конденсации .............................................................. 42
Глава четвертая. Экспериментальное исследование процесса конденсации пара в горизонтальных трубиых пучках....................................... 49
4.1.	Некоторые вопросы исследования конденсации пара в натурных конденсаторах ......................................................... 49
4.2.	Механизм движения конденсата в межтрубном пространстве........ 51
4.3.	Течение пленки конденсата и распределение температурного напора по периметру трубки ................................................ 58
4.4.	Распределение тепловых нагрузок по зонам поверхности охлаждения конденсаторов ...........................................„.......... 60
4.5.	Обобщенная зависимость для расчета теплообмена при конденсации пара в присутствии воздуха ......................................... 67
4.6.	Массообмен при конденсации пара в присутствии неконденсирующихся газов............................................................ 72
4.7.	Пленочная конденсация пара на пучке наклонных трубок.......... 76
Глава пятая. Рациональное проектирование трубных пучков конденсаторов 84
5.1.	Принципы рациональной компоновки.............................. 84
5-2. Конструкции конденсаторов..................................... 87
5.3.	Обзор инженерных методов расчета коэффициента теплопередачи 97
5.4.	Анализ методик расчета конденсаторов......................... 103
5.5.	Методика расчета площади поверхности охлаждения конденсатора 107
5.6.	Расчет поверхностного конденсатора с помощью мини-ЭВМ ....... 116
5.7.	Оценка эффективности трубных пучков ......................... 117
5.8.	Материалы трубок конденсаторов .............................. 118
Глава шестая. Экспериментальное исследование и испытания конденсаторов 120
6.1.	.Задачи исследования......................................... 120
6.2.	Методика постановки и проведения опытов...................... 121
6.3.	Измерения при испытаниях..................................... 123
6.4.	Методические основы расчета ошибок........................... 141
239
Глава седьмая. Теплообмен при конденсации пара из паровоздушной смеси в охладителях пароструйных эжекторов ............................... 147
7.1.	Конструкции охладителей..................................... 147
7.2.	Теплоотдача й сопротивление при конденсации быстродвижушегося пара в вертикальном трубном пучке................................ 150
7.3.	Конденсация пара с примесью воздуха в охладителях с винтовой поверхностью ...................................................... 154
7.4.	Теплоотдача и гидравлическое сопротивление винтовых теплообменников со стороны воды...........................................  161
Глава восьмая. Воздухоудаляющие устройства.......................... 162
8.1.	Типы воздухоудаляющих устройств и схемы их включения ....... 162
8.2.	Конструкции пароэжекторных установок........................ 163
8.3.	Рабочий процесс в ступени пароструйного эжектора............ 167
8.4.	Методика расчета ступени.................................... 168
8.5.	Многоступенчатые пароэжекторные установки .................. 174
8.6.	Распределение степени повышения давления между ступенями ... 176
8.7.	Экспериментальное исследование и доводка характеристик эжекторов.............................................................  183
8.8.	Конструкции и рабочий процесс водоструйных эжекторов........ 189
8.9.	Взаимодействие эжектора и конденсатора. Выбор расчетной производительности эжектора .......................................... 193
Гаава девятая. Деаэрационные устройства конденсаторов............... 195
9.1.	Механизм деаэрации воды. Расчетные и опытные зависимости.... 195
9.2.	Деаэрирующая способность конденсаторов.......................202
9.3.	Деаэрирующие устройства................'...................  210
9.4.	Экспериментальное исследование деаэрации в конденсационных установках ...................................................... 215
9.5.	Некоторые рекомендации ..................................... 220
Глава десятая. Переменные режимы конденсаторов...................... 221
10.1.	Обобщенная характеристика переменных	режимов................ 221
10.2.	Минимальное давление в конденсаторе......................... 225
10.3.	Работа конденсатора при изменении тепловой нагрузки . . z... 227
10.4.	Работа конденсатора при изменении расхода и температуры воды .... 229
10.5.	Влияние присосов воздуха на работу конденсатора............. 232
Список литературы................................................... 235