/
Author: Берман С.С.
Tags: теплотехника теплообмен промышленное оборудование турбоустановки
Year: 1959
Text
с. с. бёрмаи
д-р техн, наук
Профессор Брянского института транспортного машиностроения
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
И КОНДЕНСАЦИОННЫЕ
УСТРОЙСТВА
ТУРБОУСТАНОВОК
Допущено Министерством высшего
и среднего специального образования СССР
в качестве учебника для машиностроительных вузов
и факультетов
МАШГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1959
Книга содержит основные сведения по расчету и конструи-
рованию теплообменных аппаратов и конденсационных устройств
турбоустановок.
Излагается методика теплового расчета теплообменных
аппаратов и дано обоснование принципов их проектирования.
Произведены анализ и сопоставление различных типов
и конструкций теплообменных аппаратов в соответствии с их
назначением и основными требованиями теплогидродинами-
ческого, конструктивного, технологического и эксплуатационного
характера.
Разработаны некоторые вопросы в области интенсификации
теплообменных аппаратов и усовершенствования методики
их расчета.
Рассмотрены теплообменные аппараты атомных (ядерных)
электростанций.
Книга предназначена в качестве учебника для втузов и мо-
/кет быть иснолызовяна инженерами, работающими в области
конструирования, производства и эксплуатации теплообменной
аппаратуры.
Рецензенты: д-р техн, наук преф. С. И. Костерин
и СКВ по турбостроению Брянского машиностроительного завода
jank2003@ukr.net
Редактор канд, техн, наук Ю- П. Шлыков
Редакция литературы общетехнической и по транспортному машиностроению
Зав, редакцией инж. В, И. 7\У ВАРЕВ
ВВЕДЕНИЕ
Текущее семилетие в соответствии с решениями XXI съезда
КПСС явится решающим этапом в осуществлении сплошной элек-
трификации страны. По семилетнему плану (1959—1965 гг.)
выработка электроэнергии в стране увеличится в 1965 г. в 2,1—
2,2 раза, а установленная мощность электростанций возрастет
более чем в 2 раза. Главным направлением в развитии элек-
троэнергетики будет преимущественное строительство тепловых
электростанций на базе дешевых углей, природного газа и мазута.
К концу семилетия установленная мощность тепловых турбинных
электростанций увеличится в 2,4 раза в основном за счет строитель-
ства крупных конденсационных станций мощностью по 1 млн. кет
и более, с установкой на них по блочной схеме (котел — турбина)
агрегатов мощностью по 100, 150, 200 и 300 мгвт.
Намечается расширение производства газотурбинных установок
как стационарных, так и транспортных.
За семилетие вступит в строй ряд атомных (ядерных) электростан-
ций с реакторами различных типов.
ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
а -- коэффициент температуропроводности - в м2/час;
с — удельная теплоемкость при постоянном давлении в ккал/кг °C;
С — количество растворенного в воде газа в г/м3 (яг/л);
d и d3 — диаметр и эквивалентный диаметр в м;
dK — удельная паровая нагрузка конденсатора в кг/м2 час;
D — расход пара в кг/час;
&тр диаметр трубной доски в м;
f — удельная поверхность теплообмена в м?/м3;
F — поверхность теплообмена в лг2;
g — ускорение силы тяжести в м/сек2;
G — весовой расход теплоносителя в кг/час;
i — энтальпия (теплосодержание) в ккал/кг;
k — коэффициент теплопередачи в ккал/м1 час °C;
К — коэффициент массопередачи в кг/м2 час ата;
I — длина трубки, длина пути теплоносителя в одном ходе в м;
L—общая длина пути теплоносителя в м;
т — кратность охлаждения, р;
п — число трубок в одном ходе теплообменного аппарата;
N — общее число трубок в теплообменном аппарате;
р — давление в кг/см2;
q — удельный тепловой поток в ккал/м2 час;
Q — тепловая мощность (производительность) аппарата в ккал/час;
г — теплота парообразования в ккал/кг;
R — термическое сопротивление в м2 час °C/ккал;
s, 5 — поперечное сечение в м2;
t — температура в СС;
t — таг разбивки трубок в л/;
/2, /2 - - поперечный, продольный и диагональный шаги в м;
Т абсолютная температура в ‘лбе;
Т'н—температура насыщения в 'С или °абс;
Ump — коэффициент использования трубной доски;
v — удельный объем в м?/кг;
V — объем в л*3 или объемный расход в м3/час (м3/сек);
w — скорость в м/сек;
W — водяной эквивалент теплоносителя в ккал/час °C, расход воды в кг/час;
х — сухость пара, доля несконденсированного пара;
z — число ходов для теплоносителя в теплообменном аппарате;
а — коэффициент теплоотдачи в ккал/м2 час °C;
8 — коэффициент массоотдачи в кг/м2 час ата;
*1 — удельный вес в кг.м3;
6—толщина в м;
Ъ/ — перепад температуры (в направлении движения теплоносителя) в °C;
А/ —температурный напор в °C;
&р — перепад давления в кг/м2 или в кг/см2;
s — относительное весовое содержание воздуха в паре в кг/кг;
Основные обозначения
о
(К. п. д.);
доски;
ккал/м час °C;
С — коэффициент местного сопротивления;
д — коэффициент полезного действия
т\суж — коэффициент сужения сечения;
^пот — коэффициент тепловых потерь;
7]тр —коэффициент заполнения трубной
А — коэффициент теплопроводности в
р- — динамический коэффициент вязкости в кг сек/м2\
v — кинематический коэффициент вязкости ~ в м~/сек\
£ — коэффициент трения;
р - плотность в кг сск^/.ч'1;
а --степень регенерации;
ф —относительный шаг разбивки;
Ч' — коэффициент растворимости газа в воде в г/м3 ата (мг/л ата).
Остальные обозначения, индексация и размерности указаны в тексте.
Верхние индексы
' — значение на входе теплоносителя в аппарат;
° — значение на выходе теплоносителя из аппарата;
~ — среднее значение.
Нижние индексы
j — первичный теплоноситель;
2 — вторичный теплоноситель;
й, н— внутренний и наружный—только для геометрических размеров;
б — вода;
везд ВОЗДУХ,
п — пар;
с — стенка;
т — теплоноситель;
3 — накипь, слой загрязнений;
к — конденсатор;
ном — номинальный.
ГЛАВА I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТАХ
И КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТРОЙСТВАХ ТУРБОУСТАНОВОК
§ 1. КЛАССИФИКАЦИЯ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ И ОСНОВНЫЕ
ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Теплообменными аппаратами (теплообменниками) называются
устройства, предназначенные для передачи тепла от одного тепло-
носителя к другому Теплоноситель, имеющий более высокую темпе-
ратуру и отдающий тепло, называется первичным, а обладающий
более низкой температурой и воспринимающий тепло — вторичным.
Классификация теплообменников может производиться по различ-
ным признакам.
По принципу действия теплообменники разделяются на поверх-
ностные и смесительные. В поверхностных аппаратах оба теплоно-
сителя отделены один от другого твердыми стенками, которые участ-
вуют в процессе теплообмена и образуют поверхность теплообмена
(в зависимости от назначения аппарата часто ее называют поверх-
ностью нагрева или охлаждения). Поверхностные теплообменники
разделяются на рекуперативные и регенеративные. В рекуператив-
ных аппаратах одна сторона поверхности теплообмена все время
омывается одним теплоносителем, а другая сторона — другим.
Тепло от одного теплоносителя к другому передается через раздели-
тельные стенки. Направление теплового потока в стенке остается
неизменным. В регенеративных аппаратах одна и та же поверхность
теплообмена попеременно омывается то одним, то другим тепло-
носителем. В период нагрева, т. е. при проходе первичного тепло-
носителя, стенки теплообменника нагреваются, в них аккумулируется
тепло, которое в период охлаждения отдается протекающему вторич-
ному теплоносителю. Направление потока тепла в стенках периоди-
чески меняется
В смесительных аппаратах теплообмен происходит благодаря
непосредственному контакту и смешению обоих теплоносителей.
Тсплооб.ме происходит одновременно с материальным обменом.
Вторым признаком классификации теплообменных аппаратов
является наличие или отсутствие изменения агрегатного состояния
теплоносителей. Соответственно имеются аппараты: без изменения
Классификация теплообм. аппаратов и основные требования к ним
7
агрегатного состояния теплоносителей; с изменением агрегатного
состояния одного теплоносителя — конденсация пара (первич-
ного теплоносителя) или кипение воды (вторичного теплоносителя);
с изменением агрегатного состояния обоих теплоносителей — конден-
сацией первичного пара и кипением вторичной воды.
Третьим признаком классификации может быть схема движения
теплоносителей. Различают следующие случаи движения теплоноси-
телей:
I
5) 6)
д) е)
Схемы движения теплоносителей:
а — прямоток; б — противоток; в — однократный перекрестный ток;
г — многократный (четырехкратный) перекрестный ток; д, е — сложные
схемы.
прямоток — оба теплоносителя движутся параллельно в одном
направлении (фиг. 1, а);
противоток — теплоносители движутся в противоположных на-
правлениях (фиг 1, б);
перекрестный ток — теплоносители движутся во взаимно-пер-
пендикулярных направлениях; перекрестный ток может быть одно-
кратным (фиг. 1, в) или многократным (фиг. 1, г).
Применяются и более сложные схемы, представляющие различ-
ные сочетания прямотока, противотока и перекрестного тока, на-
пример. показанные на фиг. 1, д и е.
Классификация теплообменных аппаратов может быть произ-
ведена и по конструктивному оформлению поверхности теплообмена:
из гладких или оребренных трубок — трубчатые аппараты и из пло-
ских, а чаще штампованных листов различного очертания — пла-
стинчатые.
Классифицируются теплообменники и по роду теплоносителей,
например, водоводяные, пароводяные аппараты и т. д.
8 Сведен, о теплообм. аппаратах и конденсац. устройствах i уродует.
Назначение аппаратов также может приниматься за основу их
классификации. Специальные названия теплообменников — конден-
саторы, маслоохладители, воздухоподогреватели и т. п.—обычно
определяются их назначением.
Несмотря на большое разнообразие теплообменных аппаратов
по принципу действия, устройству, роду теплоносителей и назначе-
нию, можно сформулировать общие основные требования теплового,
гидродинамического, эксплуатационного, конструктивного и тех-
нологического характера, которые необходимо учитывать при
выборе типа, расчете и конструктивной разработке теплообменной
аппаратуры.
Основным требованием теплогидродинамического характера яв-
ляется достижение максимального коэффициента теплопередачи
при минимальном гидродинамическом сопротивлении. Коэффициент
теплопередачи k представляет собой количество тепла в ккал, кото-
рое передается в час от одного теплоносителя другому через стенку
поверхностью 1 ж2 при разности температур теплоносителей 1°.
Повышение коэффициента теплопередачи дает возможность умень-
шения габаритов, веса, стоимости аппаратов и расхода металла.
Повышение гидродинамического сопротивления аппарата на пути
движения теплоносителей нежелательно, так как сопряжено с необ-
ходимостью установки более мощных насосов или компрессоров
и расхода энергии, а для пара — с понижением его
дав. следовать температуры и температурного напора.
При конструировании некоторых аппаратов, например, охладителей
масла, воздуха или водорода, зачастую ставится обязательное тре-
бование предельной величины гидродинамического сопротивления
по одному или обоим теплоносителям. Требование невысокого гидро-
динамического сопротивления обычно находится в противоречии
со стремлением повышения коэффициента теплопередачи при помощи
повышения скорости теплоносителей, и поэтому приходится нахо-
дить оптимальное решение.
Уместно подчеркнуть, что потери напора вдоль поверхности
теплообмена (в трубках и межтрубном пространстве) являются до
известной степени «полезными», так как способствуют повышению
коэффициентов теплоотдачи. Поэтому отношение потерь напора
вдоль поверхности теплообмена к общим потерям напора в аппарате
является «степенью использования» потери напора и может служить
одним из показателей конструктивного совершенства аппарата.
При выборе типа аппаратуры и конструировании отдельных
узлов часто решающим фактором являются эксплуатационные тре-
бования. Перечислим наиболее важные из них.
Первое требование — малая засоряемость поверхности тепло-
обмена (и всего аппарата в целом), удобство чистки, осмотра, реви-
зии ремонта. В трубчатых аппаратах легче чистить внутреннюю
поверхность прямых трубок, поэтому теплоносители, которые
склонны образовывать отложения, направляют не в межтрубное
K/iHc )M. аппаратов и основные требования к. ним У
пространство, а в прямые трубки. Качество теплоносителей следует
учитывать и при решении вопроса, каким делать аппарат: разъем-
ным (выемка трубного пучка) или неразъемным. В любом случае
должно быть предусмотрено удобство ревизии, выявления дефект-
ных трубок и их замены.
Вторым весьма существенным эксплуатационным требованием
является отсутствие смешивания обоих теплоносителей в поверхност-
ных аппаратах, т. е. обеспечение герметичности поверхности тепло-
обмена. Для различных аппаратов, в зависимости от характера обоих
теплоносителей, это требование может быть более или менее жестким.
Например, к маслоохладителям предъявляется обязательное тре-
бование, чтобы охлаждающая вода не попадала в масло; поэтому,
помимо надлежащего конструктивного оформления и тщательности
изготовления теплообменника, давление масла должно быть выше,
чем воды.
Очень важным эксплуатационным требованием является обеспе-
чение надежности работы, длительного срока службы всего аппарата
и отдельных его узлов. Наиболее уязвима поверхность теплообмена.
Ее стойкость зависит не только от условий эксплуатации, но во мно-
гом и от конструктора, который должен выбрать подходящие мате-
риалы с учетом свойств теплоносителей, их скорости и метода ввода
теплоносителей в аппарат, устраняющего опасность эрозии. В самых
тяжелых условиях находятся аппараты, работающие при высоких
температурах и давлениях, или же с агрессивными теплоносителями.
Из конструктивных требований важна надежная компенсация
разных температурных удлинений корпуса и поверхности тепло-
обмена (§ 6). Несоблюдение этого требования может привести к серьез-
ному повреждению аппарата, а нередко нарушает его герметичность.
При выборе типа теплообменной аппаратуры нужно учитывать
размеры здания, возможность производства ремонтов (в частности,
выемки трубного пучка) и удобство компоновки с остальным обору-
дованием и трубопроводами. Например, весьма распространенные
пароводяные подогреватели бывают вертикальными и горизонталь-
ными. При выборе того или иного типа решающим обычно является
характер и размеры здания. На электростанциях при высоких поме-
щениях применяют, как правило, вертикальные аппараты, в тепло-
сетях на абонентских вводах — горизонтальные.
Большое значение имеет компактность аппаратов, которая опре-
деляет не только их стоимость, но и необходимые размеры помеще-
ния. Компактность зависит не только от интенсивности работы
поверхности теплообмена, характеризуемой величиной коэффициента
теплопередачи, но и от отношения поверхности теплообмена к объему
аппарата — удельной поверхности теплообмена.
Большое значение имеет общая простота и технологичность кон-
струкции Технологичной называется такая конструкция, которая,
соответствуя предъявляемым к ней конструктивно-эксплуатацион-
ным требованиям, дает возможность быстрого освоения в произвол-
12 Сведен, о теплообм. аппаратах и конденсац. устройствах турбоуст.
номичен —вопрос этот рассматривается в курсах теплосиловых уста-
новок. В данной схеме показаны также следующие теплообменники:
сальниковый подогреватель 15, в котором первичным теплоносителем
является пар с большой примесью воздуха из лабиринтовых уплотис-
неняй турбины, а также два испарителя 3 и 4. Поступающая в испа-
рители 3 и 4 через деаэратор 5 химически очищенная вода испаряется
за счет тепла первичного пара из отборов турбины, а дистиллят
вторичного пара конденсируется в конденсаторах 17 и 19, которые
служат одновременно подогревателями питательной воды, и исполь-
зуется для восполнения потерь конденсата на станции.
Помимо показанных на схеме теплообменников на паро- и газо-
турбинных электростанциях имеются также маслоохладители и воз-
духе- или газоохдадители. Маслоохладители предназначены для
непрерывного охлаждения масла, идущего для смазки подшипников
турбины, генератора и редуктора, а также циркулирующего в мас-
ляной системе турбины. Воздухе- и газоохладители предназначены
соответственно для охлаждения воздуха или водорода, которые
являются охлаждающими агентами обмоток генератора. На тепло-
электроцентралях устанавливаются теплофикационные подогрева-
тели сетевой воды для снабжения теплом потребителей; довольно
часто устанавливаются паропреобразователи (§ 49).
Необходимо отметить, что в конденсаторах и пароводяных подо-
гревателях давление воды должно быть выше давления первичного
теплоносителя (пара) для устранения возможности ее закипания
(температура кипения воды определяется ее давлением); это при-
водило бы к возрастанию сопротивления по водяному тракту (§ 18)
и расстройству работы аппаратуры и трубопроводов в результате
гидравлических ударов, т.е. сильного увеличения давления при рез-
ком уменьшении скорости воды в трубах. Условия работы теплообмен-
ной аппаратуры существенно зависят от качества воды, особенно се
газонасыщенности и жесткости. Некоторые газы, растворенные
в воде, особенно кислород, вызывают коррозию, т. е. химическое
разъедание металла. Жесткость воды может вызывать выпадение
шлама (осадка, механически не связанного с поверхностью тепло-
обмена) или образование на поверхности теплообмена накипи (отло-
жения твердых веществ различной плотности и состава), зачастую
с трудом удаляемой и существенно понижающей интенсивность
теплопередачи. За единицу жесткости принимается содержание
в растворе 1 миллиграммэквивалента окиси кальция СаО или окиси
магния MgO на 1 л воды (мг-экв!лу, для измерения малых жесткостей,
например, питательной воды, величина в тысячу раз меньшая —
микрограммэквивалент на 1 л (мкг-экв/л); 1 мг-экв!л соответствует
количеству окиси кальция или окиси магния в мг/л, равному моле-
56
кмлярпому весу, деленному на валентность, следовательно, —
=- 28 мг/.i СаО или — — 20 мг'л MgO.
Теплообменная аппарат урй п&рбтурбинных блёкТрбстйнций 13
По образованию накипи или шлама различают жесткость карбо-
натную (временную) и некарбонатную (постоянную). Карбонатная
жесткость обусловливается наличием в воде двууглекислых солей
кальция и магния, а нскарбонатная— сульфатов, хлоридов, сили-
катов и других солей кальция и магния. Выделение солей в виде
накипи или шлама при нагреве воды (конденсаторы, водоподогре-
ватели) происходит только за счет карбонатной жесткости, а при
кипении (испарители и паропреобразователи) — также за счет некар-
бонатной жесткости.
Воду, применяемую в паротурбинных установках, по качеству
можно разделить на следующие основные группы.
Питательная вода паровых котлов. Основной ее частью является
конденсат турбины, остальные составляющие—конденсат станцион-
ных водоподогревателей и вспомогательных турбин, а также кон-
денсат пара, отпускаемого внешним потребителям. Восполнение
потерь производится добавлением химически очищенной воды или
дистиллата, получаемого в испарителях. На станциях принимают
меры к сбережению конденсата, так как к качеству питательной воды
предъявляются высокие требования, в частности, содержание раство-
ренного кислорода не более 15—30 мкг!л, общая жесткость не более
1—10 мкг-экв/л, низшие значения относятся к прямоточным котлам,,
а высшие — к барабанным котлам с давлением пара до 45 ата.
Сетевая вода, нагреваемая в теплофикационных подогревателях
ТЭЦ и направляемая в тепловые сети, обычно характеризуется
большей жесткостью и большим содержаниетл кислорода, чем пита-
тельная, и может давать отложения накипи при нагреве. В воде для
подпитки тепловых сетей содержание кислорода не должно превышать
0,1 мг/л, а карбонатная жесткость 700 мкг-экв/л.
Циркуляционная вода применяется в качестве охлаждающей
для конденсаторов турбин, а также для масло- воздухо- и газо-
охладителей. Эта вода поступает из естественных водоемов (реки,
озера, моря) или из систем оборотного водоснабжения (§ 47) и обычно
характеризуется большой жесткостью (речная вода 1—8 мг-экв/л),
газопасыщениостыо (содержание воздуха ~ 25 мг/л) и загрязнен-
ностью и поэтому может давать значительные отложения различ-
ного характера и вызывать коррозийные процессы. Сильной хими-
ческой агрессивностью отличается морская вода, а в некоторых слу-
чаях и пресная, если в водоемы, откуда поступает охлаждающая вода,
сбрасываются минерализованные промышленные или необезвре-
женные канализационные стоки.
Изложенные выше данные о назначении конденсаторов и тепло-
обменных аппаратов, о предъявляемых к ним требованиях и о свой-
ствах и качестве теплоносителей позволяют обосновать выбор прин-
ципа действия различных аппаратов — смесительных или поверхност-
ных. В подавляющем большинстве случаев недопустимо смешивание
теплоносителей, что обусловливает широкое применение в турбо-
установках поверхностных аппаратов. Поскольку назначение кон-
14 Сведен, о теплообм. аппаратах и конденсац. устройствах турбоуст.
денсаторов состоит не только в обеспечении низкого давления отра-
ботавшего пара, но и в сохранении конденсата этого пара в качестве
питательной воды, их выполняют только поверхностного типа.
Теплофикационные водоподогреватели могут быть только поверх-
ностными из-за необходимости сохранения конденсата греющего пара
(из отборов турбины), так как жесткость сетевой воды во много раз
выше, чем допускаемая для питательной воды. По тем же сообра-
жениям испарители и паропреобразователи могут быть только по-
верхностными аппаратами. Маслоохладители из-за недопустимости
смешивания масла с водой также могут быть только аппаратами ло-
ве рх ности о го типа.
Воздухо- и газоохладители паро-и газотурбинных установок прин-
ципиально могут быть как смесительного, так и поверхностного типа.
Применяют же только поверхностные аппараты, потому что при непо-
средственном контакте с охлаждающей водой воздух мог бы увле-
кать взвешенные частицы воды и в результате вызывать эрозию
и отложение накипи в основных агрегатах установки.
В регенеративных подогревателях греющий (отборный) пар
и нагреваемая вода (конденсат турбины) по качеству равноценны,
т е. принципиально допустимо их смешивание и применение смеси-
тельных аппаратов, но практически имеется существенное затруд-
нение. Для использования пара из отборов возможно низкого давле-
ния применяется ступенчатый метод подогрева воды. При поверхност-
ных подогревателях возможна подача воды через ряд последовательно
установленных подогревателей при помощи одного насоса (фиг. 2).
При наличии же смесительных последовательно расположенных
подогревателей получится следующее. В первом подогревателе (по
ходу воды) будет давление, равное давлению пара в последнем отборе,
т е. самое низкое. Чтобы подать воду в следующий подогреватель,
где давление греющего пара выше, необходима установка насоса.
Таким образом, понадобилась бы установка насоса перед каждым
подогревателем и после последнего подогревателя (питательный
насос). Число насосов на единицу больше числа подогревателей.
Условие работы этих насосов тяжелые, поскольку регенеративные
подогреватели обычно питаются паром из нерегулируемых отборов,
вследствие чего давление пара, а следовательно, и давление на вса-
сывающих и нагнетательных линия;- менялись бы с нагрузкой тур-
бины. Все это удорожило бы установку, сделало бы ее сложной
и менее надежной в эксплуатации. Поэтому единственными смеси-
тельными теплообменными аппаратами в машинном зале электро-
станции являются деаэраторы. Смесительные аппараты широко
используются также для охлаждения циркуляционной воды (§ 47).
По конструктивному оформлению, учитывая высокое давление
теплоносителей (до 200 ата), поверхностные теплообменники паро-
турбинных установок применяются трубчатого типа.
Рассмотрим устройство основных теплообменных аппаратов паро-
турбинной установки. Принципиальная схема простейшей конденса-
Теплообменная аппаратура паротурбинных электростанции
ционной паротурбинной установки с поверхностным конденсатором
показана на фиг. 3. Отработавший пар из паровой турбины 1,
на одном валу с которой находится генератор 2, поступает в поверх-
ностный конденсатор 3\ через него при помощи циркуляционного
насоса 4 прокачивается охлаждаю-
щая (циркуляционная) вода. Пар,
отдавая через стенки трубок тепло
охлаждающей воде и нагревая ее,
конденсируется, а образовавшийся
конденсат, скапливающийся в ниж-
ней части конденсатора, забирается
конденсатным насосом 5 и подается
в систему регенеративного подо-
грева, нр показанную на фигуре.
Удаление воздуха, проникающего
в конденсатор через неплотности,
производится воздушным насосом,
обычно пароструйным эжектором 6.
Конденсатор, конденсатный, цирку-
ляционный и воздушный насосы
Фиг. 3. Принципиальная схема
простейшей конденсационной паро-
турбинной установки.
вместе с необходимыми двигате-
лями, арматурой, трубопроводами,
контрольно-измерительной и регули-
рующей аппаратурой образуют кон-
денсационную установку или конденсационное устройство.
Схема устройства поверхностного конденсатора показана нафиг. 4.
Конденсатор состоит из корпуса /, обычно стального сварного, двух
Фиг. 4. Схема устройства поверхностного конденсатора.
трубных досок 2 и 11 с большим количеством закрепленных в них
тонкостенных трубок <?, образующих поверхность теплообмена, двух
водяных камер, передней 10 со стороны входа воды и задней 5,
с крышками 8 и 4, Охлаждающая вода через приемный (входной)
патрубок 7 поступает в нижнюю часть передней водяной камеры,
затем идет по трубкам в нижней половине конденсатора, поворачи-
16 Сведён. о Тёплдобм. аппаратах и Кйнденсац. устройствах Турбоуст.
вает в задней водяной камере и по верхним трубкам и верхней части
передней водяной камеры выходит через сливной патрубок 9. Отра-
ботавший пар из выпускного патрубка турбины поступает в примы-
кающую к нему непосредственно горловину 12 конденсатора и, сопри-
Фиг. 5. Схемы станционных водоподогревателей:
а — регенеративного низкого давления; б — теплофикационного.
касаясь с холодной поверхностью трубок, конденсируется. Конден-
сат стекает вниз в сборник конденсата 6, откуда непрерывно
откачивается конденсатным насосом. Попадающий в конденсатор воз-
дух вместе с некоторым количеством пара отсасывается через воздуш-
ный патрубок 13, присоединенный к воздухоохладителю 14, который
представляет отделенную перегородкой часть трубчатой поверхности
и предназначен для более полного охлаждения паровоздушной
смеси, отсасываемой воздушным насосом (§ 36).
Регенеративный водоподогревател ь распростр а пенной конструк-
ции схематично показан на фиг. 5, а. Он состоит из корпуса 1, водя-
ной камеры 4 с перегородками и трубного пучка, включающего
трубную доску 5, закрепленные в ней 67-образные трубки 7 и попереч-
ные сегментные перегородки 8. Вода через входной патрубок 6
Теплообменная аппаратура газотурбинных установок
17
поступает в один отсек водяной камеры, движется по изогнутым
трубкам сначала вниз, затем вверх (делает два хода) и через второй
отсек водяной камеры поступает в сливной патрубок 3. Располагая
надлежащим образом перегородки в водяной камере, можно создать
любое четное число ходов воды. Греющий пар через патрубок 2
в верхней части корпуса поступает в межтрубное пространство,
разделенное сегментными поперечными перегородками, передает
через трубки тепло нагреваемой воде и, конденсируясь, стекает
вниз. В нижней части корпуса имеются патрубок 10 для дренажа
конденсата греющего пара и патрубок 9 для отвода воздуха, попадаю-
щего в аппарат В данном случае применение U-образных трубок
возможно, так как конденсат не дает отложений, и рационально,
так как устраняются термические деформации (сами трубки сво-
бодно удлиняются).
Схема теплофикационного подогревателя распространенной кон-
струкции показана на фиг. 5, б. Существенное отличие от предыду-
щей конструкции обусловлено применением прямых трубок для воз-
можности чистки их внутренней поверхности, поскольку сетевая
боле жесткая вода может вызывать образование накипи. Помимо
верхней водяной камеры 4 с трубной доской 5 имеется нижняя под-
вижная (подвесная) водяная камера 11 с трубной доской 12. Это дает
возможность компенсировать разные термические, удлинения кор-
пуса и трубок.
Подвесная камера несколько усложняет конструкцию и вызывает
увеличение диаметра корпуса для размещения фланцевого соедине-
ния между трубной доской и крышкой подвесной водяной камеры.
Однако разработаны и бесфланцевые конструкции этого соединения.
§ 3. ТЕПЛООБМЕННАЯ АППАРАТУРА ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
В настоящее время промышленное применение имеют газовые
турбины с горением при постоянном давлении, работающие по от-
крытому циклу, т. е. с забором наружного воздуха и сбросом отра-
ботавших продуктов горения (газа) в атмосферу. На фиг. 6 показаны
различные схемы газотурбинных установок, включающие ряд тепло-
обменных аппаратов. В установке, показанной на фиг. 6, а, единствен-
ным теплообменником является воздухоподогреватель (регенератор) 5,
в котором при помощи тепла отходящих газов производится подо-
грев сжатого в компрессоре 4 воздуха. Затем охлажденные газы
идут на выхлоп («открытая» схема), а подогретый воздух поступает
в камеру сгорания 2, куда топливным насосом 1 (при жидком топливе)
или газовым компрессором (при газообразном) подается топливо.
Из камеры сгорания горячие газы поступают в турбину 5, где произ-
водят механическую работу, расширяясь до давления выхлопа.Нали-
чие возд\хоиодогревателя существенно увеличивает к. п. д. уста-
новки С 22-—23 ДО 25—27 ?z jank2003@ukr.net
Верман 539
18 Сведен, о теплообм аппаратах и конденсац. устройствах турбоуст.
На фиг. 6, б показана принципиальная схема газотурбинной
установки, в которой кроме воздухоподогревателя имеется еще
и воздухоохладитель 7 для охлаждения воздуха, идущего из компрес-
сора 8 низкого давления в компрессор 4 высокого давления. Благо-
Фиг. 6. Принципиальные схемы газотурбинных установок постоянного горения:
а — с регенерацией тепла; б—с регенерацией тепла, двумя ступенями сгорания и промежу-
точным воздухоохладителем; в — с замкнутым процессом: / — топливный насос (или газо-
вый компрессор): 2 — камера сгорания; 3 — воздухоподогреватель (регенератор); 4 — ком-
прессор; 5 — турбина; 6 — пусковой двигатель; 7 — воздухоохладитель; 8 — компрессор
низкого давления; 9 — воздушный котел; 10 — подогреватель топочного воздуха.
даря этому уменьшается расход энергии на компрессор высокого
давления и повышается к. п. д. установки. Охлаждение воздуха
производится водой. На фиг. 6, в показана схема газотурбинной,
точнее воздушнотурбинной, установки с замкнутым процессом
(к началу 1957 г. их установлено свыше десяти). Один и тот же воз-
дух последовательно сжимается в компрессоре 4, подогревается
в воздухоподогревателе 3 за счет отработавшего в турбине 5 воздуха,
имеющего достаточно высокую температуру; подогревается в воз-
душном котле (огневом воздухоподогревателе} 9 за счет сжигания
топлива; расширяется и производит работу в турбине 5, затем, отдав
часть своего тепла в воздухоподогревателе 3, поступает в воздухе-
Теплообменная аппаратура газотурбинных установок.
19
охладитель 7, где охлаждается водой до возможно низкой температуры
и вновь поступает в компрессор 4.
В газотурбинной установке с замкнутым процессом в качестве
рабочего тела, помимо воздуха, могут быть использованы и другие
газы с целью повышения эффективности установки. Газотурбинная
установка с замкнутым процессом имеет то же число элементов, что
и паротурбинная. Воздушному котлу соответствует паровой котел,
Фиг. 7. Воздухоподогреватель (регенератор) газотурбинной установки системы ЦКТИ.
охладителю — конденсатор, а воздухоподогревателю (регенератору) —
регенеративные подогреватели питательной воды.
Теплоносителями установки при открытой схеме являются воздух
и разбавленные воздухом продукты сгорания (газы), а при закрытой—
воздух или какой-либо другой газ. Продукты сгорания с очень боль-
шим избытком воздуха по химическому составу и теплофизическим
свойствам мало отличаются от воздуха, поэтому в расчетах тепло-
обменной аппаратуры физические константы принимаются по воз-
духу и обычно не учитывается излучение содержащихся в них трех-
атомных газов.
В газотурбинной установке с разомкнутььм процессом давление
газа в воздухоподогревателе близко к атмосферному, а давление
воздуха составляет несколько атмосфер. Вследствие большего
давления и более высокой допустимой скорости (см. § 27) коэффициент
теплоотдачи со стороны воздуха обычно выше, чем со стороны газа.
Для газотурбинной установки очень важна чистота теплоноси-
телей, так как посторонние включения могут вызывать загрязнение
2*
Сведен. о теплообм. аппаратах и конденсац. устройствах турбоуст.
поверхности теплообмена и се эрозию (механическое разрушение)
и коррозию (химическое разрушение). Такие явления наблюдались
в некоторых установках, особенно со стороны газа.
В газотурбинной установке с замкнутой схемой циркулирует
одно и то же количество воздуха (или другого газа). Воздух может
быть предварительно хорошо очищен от примесей, тогда полностью
устраняются засорение и коррозия поверхности теплообмена. Это
дает также возможность применять трубки малого сечения, что зна-
чительно уменьшает габариты теплообменников. Вторым существен-
ным отличием установки с замкнутой схемой является более высокое
давление теплоносителей (в несколько раз), чем в открытой схеме.
Это обеспечивает возможность существенного повышения коэффи-
циентов теплоотдачи и соответственно теплопередачи.
Воздухоподогреватели могут быть, очевидно, только поверхност-
ными аппаратами, поскольку давление нагреваемого сжатого
воздуха выше давления греющего (отработавшего) газа. Воздухоохла-
дители выполняются поверхностного типа так же, как и в паротур-
бинных установках (§ 2). В газотурбинных установках преимуще-
ственно используются трубчатые теплообменные аппараты, ио
в последнее время стали находить применение и пластинчатые кон-
струкции (§ 27).
На фиг. 7 показан простейший трубчатый воздухоподогреватель
газотурбинной установки. Нагреваемый воздух проходит внутри
пучка прямых горизонтальиых трубок, а греющий газ движется
в межтрубном пространстве снизу вверх (однократный перекрестный
ток).
Уместно сделать замечание по терминологии. Воздухоподогре-
ватель (регенератор) газотурбинной установки является типичным
рекуперативным теплообменным аппаратом, так же как и аппараты
для подогрева питательной воды паром из отборов турбин. Но пер-
вые обычно называют регенераторами, а вторые — регенеративными
подогревателями, исходя из назначения этих аппаратов — регене-
рации (восстановления) тепла отходящих газов и использования
тепла отборного пара для нагрева питательной воды.
ГЛАВА If
ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ТРУБЧАТОЙ АППАРАТУРЫ
§ 4. ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
Подавляющее большинство теплообменных аппаратов паро-
и газотурбинных установок представляют собой трубчатые тепло-
обменники, которые в различных конструктивных вариантах состоят
из пучка трубок, закрепленных в трубных досках, камер для распре-
деления одного из теплоносителей по трубкам и корпуса аппарата.
Распространенность теплообменников трубчатой конструкции
объясняется их сравнительной простотой, компактностью и удоб-
ством изготовления, эксплуатации и ремонта. При наличии прямых
трубок такие аппараты позволяют легко производить очистку их
внутренних поверхностей и смену поврежденных трубок. Работаю-
щая на изгиб плоская трубная доска, ослабленная отверстиями под
трубки (см. фиг 5), ограничивает возможность применения типовых
конструкций при очень высоких давлениях теплоносителей (см. §31).
В аппаратах, имеющих коэффициенты теплоотдачи между поверх-
ностью нагрева и обоими теплоносителями, сильно отличающиеся
один от другого, широко применяется оребрение с той стороны, где
больше термическое сопротивление.
Несмотря на конструктивное разнообразие рассматриваемой
теплообменной аппаратуры (обусловленное различие^м в требованиях
к аппаратам и свойствах теплоносителей), можно указать некоторые
общие принципы рационального проектирования трубчатой аппара-
туры .
Направление движения теплоносителей
В теплообменных аппаратах любой конструкции, но работающих
без изменения агрегатного состояния теплоносителей, для получения
при всех прочих равных условиях наименьшей поверхности тепло-
обмена необходимо применять принцип противоточного движения
теплоносителей. При необходимости по компоновочным или конструк-
тивным соображениям применения перекрестного тока теплоноси-
телей следует стремиться обеспечить многоперекрестный ток с сохра-
нением общего противоточного принципа. При изменении агрегат-
ного состояния (конденсации, кипении) хотя бы одного из теплоноси-
телей любые схемы движения принципиально равноценны.
22
Основы конструирования трубчатой аппаратуры
При выборе продольного или поперечного омывания трубок тепло-
носителем, важным, а иногда и решающим фактором является обеспе-
чение максимального коэффициента теплоотдачи при том же гидро-
динамическом сопротивлении. В § 19 показано, что при отношении
\ти
Рг
58 выгоднее продольное,
гч и
а при -~и4- <58 — поперечное омы-
вание.
Важно обеспечить равномерность распределения скоростей по
потоку теплоносителя. При движении теплоносителя в трубках вслед-
ствие их значительного гидродинамического сопротивления скоро-
сти выравниваются. В межтрубном пространстве выравнивание
скоростей достигается уменьшением зазоров между пучком и стен-
' ООООО
ооагзг
ооооооо
оооо]
[ОСЮ
ооооТоооо
ооооооооо
чООООЮООО,
ООО
ООО___
ООООО
а)
Фиг. 8. Протечки в теплообменниках:
а njxjjr'iKJi при поперечном обтекя и иИ пучки; б
для упранення протечек.
усr;i повкя щитком
ками корпуса и перегородок; при продольном омывании трубок
равномерным их распределением по сечению корпуса; при попе-
речном обтекании пучка — устройством щитков для устранения
протечек (фиг. 8).
В многоходовых теплообменниках (см. фиг. 5) возможна протечка
значительной части теплоносителя между трубной доской и пере-
городками распределительных камер. Уплотнение достигается общей
паганитовой или клингеритовой прокладкой под фланец и пере-
городки крышки распределительной камеры. При этом плоскость
фланца крышки должна быть проточена заодно с перегородками,
Применяют также асбестовые промасленные шнуры (фиг. 9, а) или
тонкие стальные пластинки, приклепанные к перегородкам и отогну-
тые так, чтобы давлением теплоносителя они прижимались к труб-
ным доскам (фиг. 9, б).
Важно устранить или свести к минимуму протечки через зазоры
между корпусом и перегородками. В неразъемных теплообменниках
перегородки можно приварить к корпусу. В разъемных аппаратах
Общие принципы, проектирования
23
перегородки крепятся к трубному пучку. Поэтому приходится умень-
шать зазоры между ними
структивные и особенно
технологические сооб-
р а же 11 и я. Н а ил учти м
способом уплотнения
продольных ’ перегоро-
док я вл я стся п р и к ре пл е-
нис к и к краям тонких
(0,3 — 0,5 мм) листков
латуни или нержавею-
щей стали, прижимае-
мых давлением теплоно-
сителя к стенке корпуса.
Уплотнение поперечных
перегородок целесооб-
разно производить пру-
жинящими кольцами
(см, фиг. 46).
и корпусом насколько это позволяют кон-
Фиг. 9. Уплотнение между трубной доской и пере-
городкой водяной камеры:
а — асбестовым шнуром; б — стальными пластинками.
Распределение теплоносителей между трубками и межтрубным
пространством
Вопрос о том, какой из теплоносителей направлять по трубкам
и в Межтрубное пространство, решается в зависимости от ряда фак-
торов эксплуатационного, конструктивного, теплового и гидро-
динамического характера. Из эксплуатационных требований основ-
ным является легкость очистки поверхности теплообмена и аппарата
в целом. Из конструктивных факторов большое значение имеет давле-
ние. Теплоноситель с большим давлением целесообразно направлять
но трубкам, чтобы нс вызывать утяжеления корпуса (по условиям
прочности). К основным тепловым и гидродинамическим факторам
относятся следующие. Проходное сечение межтрубного пространства
больше проходного сечения трубок, а эквивалентный диаметр меж-
трубного пространства при продольном обтекании, как правило,
больше внутреннего диаметра трубок. Равномерное распределение
скоростей (расходов) легче обеспечить по отдельным трубкам, чем
по сечению межтрубного пространства (из-за неравномерного запол-
нения трубками участков вблизи стенок корпуса, большего зазора
между пучком трубок и корпусом и пр.). Кроме того, в многоходо-
вых аппаратах легко устранить протечки теплоносителя между
ходами в трубках и значительно труднее — в межтрубном про-
странстве разъемных аппаратов. Поэтому, если оба теплоносителя
жидкости или иеконденсирующиеся газы, теплоноситель с большим
объемным расходом целесообразнее направлять в межтрубное про-
странство, а с меньшим — в трубки.
Если же один из теплоносителей — конденсирующийся пар,
а другой — жидкость, то коэффициент теплоотдачи при конденсации
24
Основы конструирования трубчатой аппаратуры
пара внутри трубок (за исключением случая движения пара сверху
вниз в вертикальных трубках) значительно ниже, чем при наружном
обтекании вертикальных и горизонтальных пучков* Учитывая это
обстоятельство и эксплуатационное требование легкости очистки
поверхности теплообмена, а также большее давление воды, чем пара
(см. § 2), в конденсаторах и пароводяных подогревателях пар напра-
вляют в межтрубное пространство, а воду — в трубки.
Скорость теплоносителей
При выборе скоростей движения теплоносителей в трубках и при
продольном их обтекании нужно учитывать обеспеченно развитого
турбулентного движения с целью получения достаточно высоких
значений коэффициента теплоотдачи. При выборе скоростей движения
основных теплоносителей (вода, водяной пар и газы) руководствуются
следующими соображениями.
Вода. Низший предел скорости воды в трубках определяется
необходимостью создания развитого турбулентного движения
(число Re > 10 000). При применяемых диаметрах трубок это обеспе-
чивается при скорости воды около 1 м/сек.
При наличии в воде мелких взвешенных частиц (в циркуляцион-
ной воде) во избежание их осаждения в горизонтальных трубках
скорость воды должна быть не менее 1,5—2 м/сек.
Верхний предел скорости воды лимитируется гидродинамическим
сопротивлением аппаратов (расходом энергии на насосы). Наивыгод-
непшая скорость в каждом отдельном случае может быть определена
технико-экономическими расчетами при помощи сопоставления изме-
нения стоимости аппаратуры при интенсификации теплообмена и рас-
хода электроэнергии. Обычно принимают скорость воды в латунных
трубках не выше 3 м/сек, а в подогревателях высокого давления
со стальными трубками — до 4—5 м/сек.
Для предотвращения «ударной» коррозии (см. § 9) входных кон-
цов латунных трубок скорость пресной циркуляционной воды
не должна превышать 2,5—3 м/сек (предпочтительно 2,5 м/сек),
а морской или другой агрессивной воды 1,5 м/сек. При скорости
морской воды более 1,5 м/сек требуется применение трубок из более
устойчивых сплавов (см. § 9).
Водяной пар и газы. За последние годы проведены большие
исследования во ВТИ* по выбору оптимальных скоростей пара
и паровоздушной смеси в конденсаторах. Результаты этих иссле-
дований в настоящее время используются при конструировании аппа-
ратов (см. § 38). Систематизированные материалы об остальных тепло-
обменнььх аппаратах, к сожалению, отсутствуют.
* ВТИ — Всесоюзный теплотехнический институт им. Дзержинского.
Общие принципы проектирования
25
Работами ЦКТИ*, ВТИ и др. установлено значительное влияние
скорости потока на коэффициент теплоотдачи при конденсации
чистого пара и в еще большей степени паровоздушной смеси (см. § 14—
15). Расчеты показывают, что в ряде серийных регенеративных и тепло-
фикационных подогревателей теплоотдача со стороны конденсирую-
щегося «неподвижного» пара ниже, чем со стороны воды (см. § 30)
и поэтому целесообразно обеспечивать достаточно высокие скорости
конденсирующегося пара.
Верхний предел скорости пара и газов лимитируется допустимым
гидродинамическим сопротивлением аппарата. Этот вопрос имеет
особенно болы нос значение для конденсаторов (§ 38) и для теплооб-
менников газотурбинных установок (§ 27). Для пара, кроме того,
имеет значение снижение температуры при падении давления (из-за
гидродинамического сопротивления), приводящее к уменьшению
температурного напора между конденсирующимся паром и нагре-
ваемой водой. Это может быть существенным для конденсаторов
паровых турбин, работающих при небольшом температурном напоре,
и для тех пароводяных теплообменников, в которых с целью повы-
шения коэффициента теплоотдачи применяются большие скорости
пара. Максимальная скорость ограничивается также эрозией, т. е.
механическим износом материала трубок в результате воздействия
потока.
Разрушающее действие струи определяется величиной динами-
ческого напора (давления):
Рдин = 4^" Кг/м2‘
Если воспользоваться рядом практических данных, то можно
указать некоторые пределы по допустимым скоростям движения
теплоносителей. Так, в современных судовых конденсаторах ско-
рости пара в узком сечении достигают 80—100 м/сек при давлении
0,08 ата. Этому соответствует динамическое давление 27,6 кг/м2.
В унифицированных маслоохладителях НЗЛ** скорость масла
с удельным весом д — 880 кг/м2 принята 1 м/сек. Этому соответствует
динамический напор 44.8 кг/м2. 'Если принять последнее значение,
то допустимая по условиям эрозиц скорость пара или газа в
узком сечении при поперечном обтекании латунных трубок будет
равна
1/ ^ёРдин 1/л2-9.81‘44,8 30 . /1ч
tc?|/ | , ----—— 30 У г» м/сек. (1)
Для продольного обтекания можно исходить из допустимой
скорости движения воды в латунных трубках 2,5 м/сек, чему соответ-
* ЦКТИ — Центральный котлотурбинный институт им. Ползунова.
** НЗЛ — Невский завод им. В. И. Ленина.
26
Основы конструирования трубчатой аппаратуры
ствует динамическое давление, равное 318 кг/м2. Аналогично допу-
стимая скорость пара или газа при продольном обтекании латунных
трубок или движении в трубках будет
w = 80 У v м/сек. (2)
Для стальных трубок допустимые скорости могут быть выше.
Скорости теплоносителей в патрубках теплообменных аппаратов
обычно принимают в м/сек:
для насыщенного пара ...................................30—50
для перегретого пара....................................50—75
для нагреваемой воды.................................... 1,5—3,0
конденсата греющего пара................................ 1—2
Диаметры патрубков определяются по формуле
1,13 I м,
F w
(3)
где G — расход теплоносителя в кг!сек\
v - - его удельный объем в лг7/гг;
w — скорость в м/сек,.
Здесь были приведены главные соображения, руководствуясь
которыми, можно наметить основные параметры теплообменного
аппарата, необходимые для дальнейшего теплового и гидромехани-
ческого расчета.
Перейдем к вопросам конструктивного оформления трубчатых
теплообменников.
§ 5. СОПРЯЖЕНИЕ ТРУБОК С ТРУБНЫМИ ДОСКАМИ
Требования к креплению трубок в трубных досках следующие:
фиксировать положение трубок; обеспечивать герметичность сопря-
жения даже при наличии термических напряжений и легкость смены
трубок без повреждения трубной доски. Крепление может быть непод-
вижным и подвижным, т. е. допускающим некоторое продольное пере-
мещение конца трубки при изменении ее длины.
Подвижное сопряжение сальникового типа показано на фиг. 10, а.
Конец трубки свободно входит в отверстие в трубной доске, а уплот-
нение достигается набивкой (обычно хлопчатобумажным шнуром),
которая зажимается втулкой, имеющей наружную резьбу. Сальнико-
вые конструкции были широко распространены, но в настоящее
время применяются очень редко из-за присущих им недостатков: пло-
хая герметичность, сложность и дороговизна изготовления; большие
габариты сальника, что ограничивает возможность размещения
трубок на близком расстоянии одна от другой; неудобство в эксплу-
атации — необходимость надзора, затяжки втулок, смены набивки,
трудоемкость восстановления и ремонта.
Сопряжение трубок с трубными досками
27
Различные способы неподвижного сопряжения трубок с разваль-
цовкой их в трубных досках показаны на фиг. 10, б — и. Высту-
пающие концы трубок оставляют прямыми (фиг. 10, 6) или со стороны
входа воды для устранения завихрений раздают на конус, развальцо-
вывают «колокольчиком» (фиг. 10. в). Часто концы трубок отбортовы-
ваются (фиг. 10, г), что обеспечивает большую прочность соединения.
Иногда отверстие с наружной стороны трубной доски растачивается на
Фиг. 10, Сопряжение трубок с трубными досками:
а — сальниковое крепление; б — обычное вальцовочное соединение: в — вальцовочное сое-
динение «колокольчиком»; г — вальцовочное соединение с отбортовкой; д — сочетание
цилиндрической и конической развальцовок; г — вальцовочное соединение с отбортовкой
и обваркой; ж — вальцовочное соединение с обваркой; з— вальцовочное соединение с запай-
кой; и — вальцовочное соединение с канавками в отверстиях трубной доски.
конус (фиг. 10, д). В ответственных конструкциях применяется обварка
(фиг. 10, е, ж) или запайка (фиг. 10, б, з) выступающих концов трубок.
Особо прочное и плотное вальцовочное соединение получается при
наличии канавок в отверстиях трубной доски (фиг. 10, и).
При развальцовке трубки получают пластическую деформацию
и внутренний их диаметр увеличивается. Вследствие этого на поверх-
ности сопряжения трубки с доской создаются упругие напряжения,
обеспечивающие прочность и плотность соединения. Для получения
прочного и плотного вальцовочного соединения необходимо иметь
определенную «степень развальцовки»
р = ~ д* 100 = 1 ч- 1,5%,
где — начальный диаметр отверстия в трубной доске;
Д1 — увеличение внутреннего диаметра трубок после вальцовки;
Ас — разность диаметров отверстия и наружного диаметра
трубки до вальцовки
Для обеспечения надежного вальцовочного соединения толщину
трубной доски принимают нс менее 8 > + 5 мм (dH — наружный
диаметр трубки в мм).
28
Основы конструиропания трубчатой аппаратуры
Для вальцовки трубок в трубных досках применяются различ-
ные устройства.
Простейшая вальцовка показана на фиг. 11. Она состоит из
конуса 1 (веретена), трех роликов 4, корпуса 3 и нажимной втулки 2.
Процесс вальцовки осуществляется следующим образом. После
установки роликов в трубку 5 вращают веретено воротком, время
от времени подавая его вперед подвинчиванием нажимной втулки 2.
При изготовлении и монтаже трубчатой теплообменной аппаратуры
широко используются меха-
нические вальцовки и ряд
других механизмов и при-
способлений с электриче-
ским, пневматическим и гид-
равлическим приводом. Для
обеспечения необходимой сте-
пени развальцовки приме-
няются автоматические уст-
ройства, ограничивающие
крутящий момент или сте-
пень развальцовки.
Отверстия в трубной
доске обычно выполняют на
Фиг 11. Конструкция вальцовки:
/ конус iciir.r > пнлпмпаЯ bjvjiki:
3 корт-; / три палика; 5 — ₽мяьц\’смая
гртбк..
0,2 0,3 aim больше наружного диаметра трубки, а их края раз-
зенковываются или закругляются. Развальцовка производится на
неполную толщину' трубной доски, так как можно или «подрезать»
трубку с внутренней стороны доски или «раздать» ее, что затруд-
нит смену. Выступающие концы трубок подрезаются на Одина-
ковую высоту (2—3 мм).
Крепление трубок развальцовкой обоих концов получило повсе-
местное распространенно из-за зпачитсл ьпых преимуществ: гидра-
влическая плотность соединений, простота и дешевизна изготовления,
простота и удобство в эксплуатации.
§ 6. ТЕРМИЧЕСКИЕ НАПРЯЖЕНИЯ В ТРУБЧАТЫХ АППАРАТАХ
В трубчатых теплообменниках в процессе работы возникают
термические напряжения, обусловленные разными температурами
корпуса и трубок, а если они из разных материалов, то и разными
коэффициентами линейного расширения. Если термические напря-
жения нс велики, то они компенсируются упругими деформациями.
В противном случае могут нарушиться вальцовочные соединения
и возможны даже разрывы трубок.
Различные способы компенсации температурных удлинений схе-
матично показаны на фиг. 12. В теплообменнике (фиг. 12, а) с жестким
креплением обеих трубных досок к корпусу не предусмотрена ком-
пенсация температурных удлинений. Расчеты и опыт эксплуатации
показывают опустимость этой конструкции только при небольших
температурах обоих теплоносителей и малой их разности.
Термические напряжения в трубчатых аппаратах
29
Хорошая компенсация температурных удлинений достигается
при сальниковом креплении трубок (фиг. 12, б). Сальниковое уплот-
нение обычно имеет один конец трубки. Эта конструкция, ранее
распространенная, в настоящее время не применяется (см. § 5). Ино-
гда при жестком креплении трубных досок к корпусу применяется
а — без компенсации; б — сальниковое крепление трубок; в — начальный изгиб трубок;
г — линзовый компенсатор на корпусе; д — сальниковое крепление нижней трубной доски;
е — мембранное крепление верхней трубной доски; ж — U-образные трубки; з — подвиж-
ная (подвесная) нижняя камера.
начальный изгиб трубок (фиг. 12, в). В этом случае при конструиро-
вании необходимо учитывать возможную величину поперечного
смещения трубок при их нагревании. Для теплообменников неболь-
шого диаметра и при невысоком давлении в корпусе (до 3—5 ат)
целесообразным и распространенным методом компенсации темпе-
ратурных деформаций является установка на корпусе линзового
компенсатора (фиг. 12, г). В некоторых аппаратах при жестком кре-
плении одной трубной доски к корпусу вторая трубная доска делается
подвижной: скользит в сальнике (фиг. 12, д). Эта конструкция дает
хорошую компенсацию, но имеет существенные недостатки: слож-
ность изготовления, необходимость надзора (подтягивание и пере-
30
Основы конструирования трубчатой аппаратуры
бивка сальника) и самое главное — не обеспечивает герметичности.
Она используется в тех случаях, когда требования к герметичности
нс особенно жесткие, например, г охладителях дренажа ДМ3. Под-
вижность одной трубной доски можно обеспечить прикреплением
се к фланцу корпуса при помощи кольцевой мембраны плоского
или профильного очертания (фиг. 12, с). Эта конструкция применима
при небольших перепадах давлений между полостями и невысоких
температурах, т. е. небольших удлинениях. В этих условиях ука-
занная конструкция рациональнее предыдущей. Наиболее распро-
страненным методом компенсации температурных удлинений в тепло-
обменниках с прямыми трубками является устройство с подвижной
камерой (фиг. 12, з и фиг. 5, б).
Устранение термических напряжений можно произвести путем
использования изогнутых, в частности, U-образных трубок (фиг. 12, ж
и фиг. 5, а). В этом случае каждая трубка может самостоятельно
удлиняться. Во всех же ранее рассмотренных конструкциях с пря-
мыми трубками возможна неодинаковая температура трубок даже
в одном ходе (в случае неравномерного распределения теплоносителей,
накипи на отдельных трубках), а следовательно, и появление напря-
жений. Данная конструкция проще предыдущей, так как отсутствует
вторая камера, но некоторые усложнения возникают при изго-
товлении, вследствие наличия гнутых трубок с разными радиусами
закруглений, а в эксплуатации — при смене поврежденных трубок.
Применение изогнутых трубок допускается лишь при теплоноси-
телях, не вызывающих загрязнения.
При жестком креплении трубок в трубных досках и отсутствии
компенсаторов для восприятия термических деформаций, в трубках
и в корпусе из-за разных температур и коэффициентов линейного
расширения возникают терм ячеек не осевые напряжения. Практи-
ческий интерес предстанл яеч определение максимальных усилий
и напряжений и проверка прочности вальцовочных соединений. Сред-
няя температура стенки трубки корпуса может быть с достаточной
степенью точности рассчитана по формуле (50).
Если корпус аппарата снаружи изолирован, то его температуру
можно принимать равной температуре омывающего изнутри тепло-
носителя; если теплоносителем служит пар или вода, то со сравни-
тельно небольшой погрешностью можно при расчетах принимать
то же значение и при отсутствии тепловой изоляции, поскольку коэф-
фициент теплоотдачи от конденсирующегося пара или воды значи-
тельно выше, чем от стенки к наружному воздуху.
При расчетах термических напряжений обычно используют при-
ближенный метод, который основывается на допущении отсутствия
упругих деформаций трубных досок. При этом вычисленные зна-
чения напряжений и усилий получаются преувеличенными для
трубок, расположенных в центральной части трубной доски, и могут
быть несколько заниженными для трубок, расположенных у стенок
корпуса.
Термические напряжения в трубчатых аппаратах
31
Если трубки и корпус могли бы свободно и независимо удлиняться
(т. е. не были бы связаны трубными досками), то разность относитель-
ных термических удлинений трубок и корпуса будет равна
А/=— Д/^р^
где Д/Ши Д/,, — превышение температуры трубок и корпуса над их
температурой при изготовлении аппарата «монтажной» температурой;
Pm и — коэффициенты линейного расширения материала трубок
и корпуса.
При абсолютно жесткой трубной доске удлинение трубок и кор-
пуса должно быть одинаковым, иначе возникнут продольные усилия Р
в трубке и корпусе, равные по абсолютному значению, но действую-
щие в противоположном направлении. Линейная деформация равна
частному от деления силы Р на произведение площади сечения S
и модуля упругости материала Е (произведение SE характеризует
продольную жесткость):
л/ - р • л/ - р
^тп с р > — ср •
Очевидно,
или
А/ = Мт + Д/л
+ st =
Отсюда находим значение равных по абсолютной величине, но
разных по знаку продольных термических усилий в трубках и кор-
пусе, которые в зависимости от знакг! стремятся или вытолкнуть
трубки или вырвать их из трубных досок
р __ (^т^т — SKEK
где Sm— общее сечение трубок в см2;
SK — сечение корпуса в см2;
Ет — модуль упругости, трубок в кг/см2;
Ек — модуль упругости корпуса в кг/см2.
Напряжение в трубках или в корпусе (разные по знакам)
найдем, разделив силу Р соответственно на общее сечение трубок Sm
или сечение корпуса SKt
кг1сл1^ (5)
(6)
4“
32
Основы конструирования трубчатой аппаратуры
Отношение напряжении в корпусе и в трубках
обратно-пропорционально их сечениям.
В расчетах можно принимать следующие средние значения коэф-
фициента линейного расширения р и модуля упругости Е:
Латунь............... р — 18 -10~6; Е = 10б кг/см2
Сталь................ В=12-10~~6; Е = 2• 106 кг/см2
В расчетах иногда пренебрегают деформацией корпуса от про-
дольной силы Р. Это допущение, дающее завышенные значения про-
дольной силы /' и напряжения в трубах з гп, еооветствует допущеншо
S,EK > SJ-,n.
С учетом этого формулы (4) и (5) примут вид
Р (8)
и
°т = (^,Х — ДЛ₽К) Еm кг/смР (9)
Если же пренебречь также изменением температуры корпуса,
т. е. принять = 0, то последние формулы будут иметь вид
Р = ?mEmMmSm кг; (10)
с tn • GO
Подставив значения р и Е, можно получить ориентировочные
формулы:
Для латунных трубок
Р 18ДДДП;
am 18Л/m кг/см2 (12)
и для стальных трубок
Р = 24Л^Еткг;
от =-= 24 Л1т кг/см2. (13)
Рассмотрим на примере, как влияет на результаты расчетов
недоучет деформации корпуса, т. е. использование формул (8) и (9)
вместо более точных формул (4) — (6).
Пример. Внутренний диаметр стального корпуса конденсатора Dmp ~ 2,9 м,
а толщина стенки 6=10 мм. Трубки латунные 24/22 мм в количестве 4080 шт.
Сопоставить значения продольной силы и напряжений по формулам (8), (9) и
(4) - (6).
Разбивка трубок
33
Реше н н е
Сечение корпуса
= 0,785 (2922 — 2902) = 915
SKEK^ 915-2- 10е = 1,83-Ю9.
Общее сечение трубок
Sm = 4080*0,785 (2,42—2,22) = 2940 см2\
SmEm = 2940-106 = 2,94* 109.
Суммарная продольная жесткость трубок SmEm больше, чем корпуса SKEK.
’ Из сопоставления формул (4) и (8) видно, что продольная сила Р составит
S\-EK 1,83 __о 38
S„tEfn t~S\-Eh 2,94-4-1,83 ~ ’
т. е. 38% от полученной по упрощенной формуле (8). Во столько же раз умень-
шится термическое напряжение трубок. Соотношение напряжений в корпусе
и трубках можно выразить по формуле (7):
- 2?" - 2940 = 3 91
~ SK~ 915
т. е. напряжения в корпусе выше, чем в трубках, в 3,21 раза.
Учитывая полученные результаты, можно рекомендовать для
расчетов более точные формулы (4) — (6), применение которых прак-
тически не усложняет расчета.
§ 7. разбивка трубок
Разбивка трубок (расположение в пучке) определяется шагом
и характером (способом) разбивки.
Ш а г т р у б о к /, т. е. расстояние между осями соседних тру-
бок, обычно выбирают возможно меньшим для сокращения раз-
меров аппарата и увеличения скорости теплоносителя в межтрубном
пространстве, если это не вызывает чрезмерного гидродинамического
сопротивления. Минимальная величина шага лимитируется методом
крепления трубок в трубной доске и ее ослаблением отверстиями
для трубок, а 'иногда — образованием отложений в межтрубном про-
странстве. Минимальный шаг обычно принимают при развальцовке
t =- (1,25 1,3)%, при сальниковом креплении t = dH + 9 мм,
при сварке I 1,25%. Удобно пользоваться понятием «относитель-
ного шага», т. е. отношением шага разбивки к наружному диаметру
трубки Ф — При вальцовочном соединении относительный шаг
бывает обычно в пределах ф — 1,3-4- 1,6. В некоторых аппаратах
при невысоких давлениях теплоносителей относительный шаг может
принимать несколько меньшее значение.
Минимальное сечение мостика между двумя трубками при dH
19 мм можно определить по фиг. 13. При давлениях теплоносителей
порядка нескольких десятков атмосфер сечение мостика по условиям
механической прочности трубной доски получается значительно выше,
чем показано на фиг. 13 (иногда в 5—6 раз). Анализ современных
3 Берман
539
34
Основы конегруиривания труочаюй аппаратуры
конструкций показывает, что минимальный относительный шаг ф =
= 1,25-4-1,3 можно использовать только в аппаратах, рассчитанных
на небольшое давление (до пробного давления порядка 5 апги). С воз-
растанием давления (до пробного давления 90 ата) это соотношение
следует увеличивать до Ф = 1,4 ч- 1,6.
Способ разбивки трубок имеет весьма существенное
значение. В теплообменных аппаратах применяются следующие раз-
фиг. 13. График для определения минимального сечения мостика
м еж д у д । j у м я тр у б к а м и.
бивки трубок (фиг. 14): шахматная и частный ее случай — треуголь-
ная (ромбическая); коридорная и частный ее случай — квадратная;
по концентрическим окружностям; радиальная (встречается только
в сочетании с другими методами разбивки).
Шахматная разбивка (фиг. 14, а) определяется величиной
поперечного шага и продольного i2 или же относительным попереч-
ным шагомер! — Д, продольным Ф2 = -р и диаметром dH. Вместо
"н ‘ “я
продольного шага 12 иногда используют диагональный шаг. Он равен
Частным случаем шахматной разбивки является т р е у г о л ь-
н а я разбивка (фиг. 14, б). когда оси трубок размещаются в верши-
нах равносторонних треугольников, сторона которых равна шагу Л
Эту разбивку называют также ромбической, так как каждые четыре
соседние трубки лежат в вершинах ромба, короткая диагональ кото-
рого равна его сторонам. Треугольная разбивка наиболее распро-
странена, главным образом из-за компактности, т. с. возможности
при одном и том же шаге разместить па единице площади труопои
доски наибольшее число трубок и иметь в единице объема наиболь-
шую поверхность теплообмена (см. § 8).
гизОивка 7руиик
do
Коридорная разбивка (фиг. 14, в) характеризуется вели-
чиной поперечного и продольного t2 шагов или же относительными
шагами ф L и ф> 2 и dH. Частным ее случаем является квадратная раз*
бивка (фиг. 14, г), когда оси трубок расположены в вершинах ква-
драта со стороной, рав-
ной шагу t. Квадратная
разбивка применяется
значительно реже тре-
угольной из-за меныпей
удельной поверхности
теплообмена при том
же шаге и диаметре
трубок, т. е. худшего
использования объема
аппаратов.
Разбивка по ко н-
ц е н т р и ч е с к им
о к р у ж и остям
(фиг. 14, с)), располо-
женным одна от другой
на расстоянии шага Z
(считая по радиусу).
Разбивка трубок по этим
о к р у ж 11 ост я м дел а етс я
обычно с тем же шагом
/, который приходится
нес к о л ь к о ок р у г д я ть
(в большую сторону)
для равномерного рас-
пределения трубок по
каждой окружности.
Этот метод разбивки
имеет тот же недоста-
ток, что и квадратной.
Преимущество по срав-
нению с треугольной и
квадратной разбивкой
состоит в более равно-
мерном заполнении сече-
ния вблизи стенок круг-
лого корпуса (ср. с фиг
Фиг. 14. Разбивка трубок:
а — шахматная; б — треугольная; в — коридорная;
г — квадратная; д — по концентрическим окружностям;
е — треугольная в круглом корпусе; ж — радиальная.
14, ё). Поэтому указанный метод разбивки
применяется при движении жидкости или неконденсирующихся
газов вдоль трубок в межтрубном пространстве круглого сечения.
Р а д и а л ь и а я разбивка (фиг. 14, ж), когда трубки распо-
лагаются на пересечении расположенных под одинаковыми углами
радиусов с несколькими концентрическими окружностями. Расстоя-
ние между этими окружностями и шаг разбивки на первой
3
36
Основы конструирования трубчатой аппаратуры
(наименьшей) окружности обычно принимаются равными заданному
шагу t. На следующих окружностях шаг больше. Этот метод раз-
бивки применяется иногда при движении конденсирующегося пара
от периферии к центру трубного пучка как в конденсаторах, так
и в некоторых пароводяных подогревателях для уменьшения ско-
рости пара при входе в трубный пучок и уменьшения проходного
сечения но мере уменьшения обкома пара из-за его конденсации для
поддержания примерно постоянной скорости пара.
§ 8. КОНСТРУКТИВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТРУБНОГО ПУЧКА
Удельная поверхность теплообмена
Элементарная площадка трубной доски, приходящаяся на одну
трубку, составляет при кадратной разбивке s = /2, при треуголь-
ной s = /2 sin 60° = 0,886/2.
Из сравнения этих выражений видно, что при одинаковом шаге
на одной и той же площади трубной доски при треугольной разбивке
можно разместить в 1,155 раза больше трубок, т. е. иметь на 15,5%
большую поверхность теплообмена, чем при квадратной.
Наружная поверхность 1 пог. м трубки составляет ndH м2. Соот-
ветственно элементарный объем пучка (т. е. объем, приходящийся
на 1 пог. м трубки) при квадратной разбивке составляет /2ж3, а при
треугольной 0,866/2лЛ Поэтому поверхность теплообмена, прихо-
дящаяся на единицу объема теплообменного аппарата (удельная
поверхность), считая по наружному диаметру трубок, будет при
квадратной разбивке
Л, = 3,14-^= -АВ- мНлС, (14)
a npi^ треугольной
Приведенные формулы показывают, что компактность трубча-
того теплообменника достигается уменьшением диаметра трубок
и в еще большей мере уменьшением относительного шага ф.
Для разбивки по концентрическим окружностям с практически
приемлемой точностью можно использовать формулы для квадратной
разбивки.
Коэффициенты заполнения и использования трубной доски
Вывод предыдущих формул сделан, исходя из предположения, что
площадь трубной доски полностью используется для размещения
трубок. В действительности, из-за наличия перегородок, анкерных
связей, каркаса пучка и т. п. плошадь трубной доски не используется
полностью для крепления трубок. Отношение действительного
количества’трубок в пучке к числу трубок, которые можно разместить
при полном использовании площади трубной доски, называется
Конструктивные параметры трубного пучка
37
коэфф и ц и е н т о м заполнения трубно й до с к и
При этом обычно за основу берется треугольная разбивка^ как наи-
более компактная.
Если общее число трубок в пучке N, а диаметр трубной доски D тр,
то необходимая площадь для размещения трубок составляет
0,866/2Л7, а действительная площадь —Следовательно, коэф-
, , .. 0,866/W
фициент заполнения труоной доски т\тр = —-------или
”4“ ®тр
(16)
1Утр
Применение коэффициента очень удобно при выполнении
тепловых расчетов, когда еще нет чертежа разбивки трубок. В этом
случае значение т1тр предварительно берется по аналогичным кон-
струкциям, а в дальнейшем уточняется при конструктивной разра-
ботке.
Для предварительных расчетов еще удобнее применять (не нужно
задаваться шагом Z) коэффициент использования
труб и о й доек и итр — отношение общего сечения всех трубок
(по наружному диаметру) к площади трубной доски:
Сопоставляя выражения (16) и (17), находим
->'7- -1,1ф2. (18)
Ump Т Х 7
Диаметр трубной доски и поверхность теплообмена
Из формул (16) и (17) находим диаметр трубной доски
о - ]ZI.4F= 1 - d, . (19)
' цтр г 'imp ’ Upip
Поверхность теплообмена по наружной поверхности трубок FH
при полезной их длине I и диаметре трубной доски Dmp равна, оче-
видно, произведению трех величин: удельной наружной поверх-
ности, объема, занимаемого пучком, и коэффициента заполнения
трубной доски. Таким образом,
F ~ Г(1ц j Г'^тр
н О,866Г2 4 imP
или, окончательно вводя коэффициент итр,
р __ 2,85 lDmpTlmP з 14 1^тритр (20)
” ’ ф2^н ~ ’ dH
38
Основы конструирования трубчатой аппаратуры
Обычно при проектировании теплообменников задаются приемле-
мыми значениями длины трубок /. После того как из теплового расчета
найдем общую длину пути теплоносителя L, по выбранной длине /
определяем число ходов г.
Из формулы (20) диаметр трубной доски будет равен
Dm = 0,593Ф = 0,564 1/. (21)
тр Г У lrimp г lump
В ряде аппаратов имеются значительные промежутки между
корпусом и трубным пучком; соответственно значения rimp н t/rnp
можно относить или к полной площади трубной доски (по вну-
треннему диаметру корпуса), или к «активной» площади (по внеш-
нему очертанию пучка) — см. табл. 4 и 6 (стр. 188 и 228).
Трубное и меж труб ное сечение пучка
Определение межтрубного сечения пучка представляет интерес
при продольном движении теплоносителя в межтрубном простран-
стве.
При движении теплоносителей в один ход в трубках и в меж-
трубном пространстве отношение сечений межтрубного простран-
ства к суммарному сечению трубок sm составляет
s"' — Д r‘mp dl d'e ’
4 в
где d8 внутренний диаметр трубки, или, вводя относительную
толп’ину трубки --=4^, после преобразования получим
а в
% = £2 Г_И.<Ь2— 1] = £2 (-3-------1
Sm [ rimp J \ Ump
(22)
Проходное (живое) сечение межтрубпого пространства, как пра-
вило, значительно больше проходного сечения всех трубок.
Если теплообменный аппарат многоходовый по обоим теплоноси-
телям, причем число ходов в трубках zm, а в межтрубном простран-
стве ?ч, то соотношение сечений отдельных ходов (если они равные)
в м жтрубном пространстве и в трубках будет
__ Zin
Sm ’
(23)
Из этих формул следует, что отношение сечений межтрубпого
и трубного возрастает с увеличением относительного шага Ф и отно-
сительной толщины трубок и с уменьшением коэффициента запол-
нения (или коэффициента использования итр). Из формулы (23)
очевидно, что это соотношение может быть изменено путем устрой-
ства нескольких ходов в трубках или в межтрубном пространстве.
Конструктивные параметры трубного пучка
Эквивалентный диаметр межтрубного пространства
Определение эквивалентного диаметра необходимо при расчетах
теплообмена и гидродинамического сопротивления при продольном
движении теплоносителя в межтрубном пространстве. Эквивалент-
ный диаметр d3 любого сечения равен
л — 4s
П ’
где s площадь сечения;
// - смоченный (полный) периметр.
Площадь элементарного сечения, приходящаяся на четыре сосед-
них трубки, заштрихованная на фиг. 14, б, составляет при треуголь-
ной разбивке 0,866z2-----а соответственный периметр
поэтому эквивалентный диаметр межтрубного сечения
4 ( 0,866/2 _ 21 ЛЛ
. \ ’ 4 н)
da 'dH
или, окончательно, при треугольной разбивке
=tZ„ [1,1 (-£-/-1] = (24)
Эквивалентный диаметр межтрубного пространства теплообмен-
ника с внутренним диаметром корпуса D и числом трубок Л’ опре-
деляется по формуле
4 (тй’' ~ Л _ D2 — Kd2H
= O+W
(25)
Формулу (25) можно использовать, когда уже имеется чертеж
теплообменника или выявлены расчетом его основные конструк-
тивные параметры.
При наличии в теплообменнике продольных перегородок, связей
и других поверхностей при расчете эквивалентного диаметра их
необходимо учитывать соответственно уменьшая числитель (учетве-
ренное сечение) и увеличивая знаменатель (смоченный периметр).
Анализ выполненных конструкций показывает, что обычно
эквивалентный диаметр больше внутреннего диаметра трубок и лишь
для тонкостенных трубок при малом относительном шаге он может
быть немного меньше внутреннего диаметра трубок.
Коэффициент сужения сечения и число трубок по ходу потока
при поперечном омывании пучка
При треугольной разбивке и поперечном омывании пучка
(фиг. 14, б) направление потока может быть по длинной диагонали
ромба (по стрелке Л), или короткой (по стрелке Б). Если расстояние
между осями крайних но потоку трубок обозначить D2, то число
поперечных рядов при движении вдоль короткой диагонали равно
(л-Д ' П, а вдоль длинной диагонали (=|- 1Y Отношение
числа поперечных рядов в первом случае ко второму при большом
числе рядов равно приблизительно 1,732.
К о э ф ф и ц и с п г с у ж с н п я се ч с и л я *qcyj/c - • отношение
самого узкого сечения в пучке к свободному от трубок сечению перед
пучком (к сечению «набегающего» потока); из определения вытекает,
ЧТО ЧСМ >707 Г07фф/Ш1П/Н 7< М ОО//'*' '///'//// ///ЮгО/ШО'
hl /И'Ч1 / 1 1 'I1 Uli1 I II • /'</' ' ' 1 /г' /////> / f
ill ih 11 j/ii h./ii nir,i ни О/НОШЧП//О г. иучк/.
Если поток имеет направление вдоль длинной диагонали ромба,
коэффициент сужения сечения
(26)
При движении потока вдоль короткой диагонали нужно выяснить,
какое из сечений аб или вг (см. фиг. 14, б) более узкое.
При принятых на практике значениях относительного шага
разбивки < 3,73 узким сечением является сечение аб. Поэтому
коэффициент сужения сечения при движении вдоль короткой диаго-
нали будет
т1суж := 0^66z 1 J об (J . (27)
Таким образом, этот коэффициент в 1,115 раза больше, чем при
днижеп п и по 1лп11Ш»н дц;н опали. < ‘ледова тсльно. при треугольной
рЛ J/HIBKC И Д1П1/КГПНП НДОЛ1 длпппоп дп.н опал и число трубок по ходу
потока в 1,732 раза меньше, чем при движении вдоль короткой диа-
гонали, а живое сечение меньше в 1,155 раза. При ряде расчетов,
например, гидродинамического сопротивления пучка в поперечном
потоке, необходимо предварительно определить среднее число трубок
в пучке по ходу потока (число поперечных рядов). Оно равно общему
числу трубок, деленному на среднее число трубок в одном попереч-
ном ряду. Если обозначим расстояние между осями крайних трубок
поперечного к потоку ряда Dlf а соответственный поперечный шаг
то максимальное число трубок в одном поперечном ряду будет -р- + 1,
а с учетом коэффициента заполнения трубной доски д тр среднее число
трубок в поперечном ряду составит + 1^д^р; при общем числе
Конструктивные параметры трубного пучка
41
трубок в пучке /V среднее число трубок по ходу потока, т. е. число
поперечных рядов Z будет
лг____
1 ~ (?’+о т""₽ -{D1+Z1) т‘"'р'
При большом числе трубок в одном поперечном ряду, т. е. при
£>i > можно последнее выражение заменить приближенным
lTiinp
(28)
Зависимости между скоростью теплоносителя в трубках
и конструктивными параметрами теплообменника
где V секундный объемный расход теплоносителя в трубках
в м'л/сек;
w — скорость теплоносителя в трубках в м/сек\
de — внутренний диаметр трубки в м\
N общее число трубок;
z — число ходов теплоносителя.
Общая длина пути теплоносителя в трубках
(30)
где Л — расчетная поверхность теплообмена в м~\
I — длина трубки полезная в м\
d - расчетный диаметр трубки в (выбор его см. в § 10; это или
</, ii.’in </„. П.Ч11 <i —
Подставляя в формулу (30) значение п из формулы (29), получим
L ~ lz = 1)
1 4dV ‘
Из этой формулы следует, что общая длина пути теплоносителя
в трубках L пропорциональна скорости ад и приближенно пропорцио-
нальна диаметру трубок (так как d de); при выбранной же длине
трубки I число ходов z пропорционально скорости теплоносителя
в трубах ад и приближенно пропорционально диаметру трубок.
Выражение (31) можно представить в следующем виде:
_____ Fw __ F zqo\
d}~ W ~ W
42 Основы конструирования трубчатой аппаратуры
Безразмерный геометрический параметр
те п л о обм е н п и к а представляет отношение поверхности
теплообменника F к учетверенному живому сечению трубок одного
хода.
Обычно при конструировании различных теплообменников пред-
варительно задаются приемлемыми пределами длины трубки /, так
как она является размером, определяющим высоту вертикального
или длину горизонтального аппарата. После того, как расчетом най-
дем общую длину пути теплоносителя L, определяем число ходов г.
При конструировании можно исходить из соблюдения геометри-
ческого подобия аппаратов аналогичного типа, которое можно харак-
теризовать отношением .ч.-чины трубки I к диаметру трубной доски
/ 'Л
Dm , т. с. г . Это геометрическая характер и-
* О/пр
стика пучка, которая широко используется при расчетах
и конструировании конденсаторов.
Общее число трубок в аппарате
itdl itcteDmp '
Подставляя в формулу (19), получим для треугольной разбивки
m/> ' 1}гпр ’ flmp^d^Omp
откуда найдем выражение диаметра трубной доски (через е)
(-Я
а длина трубки
z_sD _ s (34)
- ZUr,t/, - у
Подставляя это выражение для I в формулу (31), получим
~ 13/
" “W"e И ’
а в результате подсчетов и простейших преобразований
,2 о -_______
wd ' / г \ 2
z = 0,355 -у-у . (35)
Отсюда находим геометрическую характеристику пучка
е = 0,211
«yV/-
V? / td у'тР
(36)
Материалы
43
Введение геометрической характеристики пучка е = по-
зволяет дать иное выражение для с р е д н е г о числа трубок
в пучке по ходу потока (число поперечных рядов):
1
<37>
Во всех выведенных формулах можно делать замены, исходя из
очевидного равенства
F = £_н_ = 2k
(1ц dQ
§ 9. МАТЕРИАЛЫ
Корпусы теплообменных аппаратов и конденсаторов большей
частью выполняют сварными из стальных листов. Трубные доски
тоже изготовляют стальными, а для морской воды латунными, или
стальными с защитными покрытиями. Водяные камеры и крышки
в зависимости от давления воды и ее свойств, наличия перегородок
и их количества изготовляют сварными из стальных листов или
отливают из чугуна или стали; для морской воды применяют чугун,
а также сталь с защитными покрытиями (асфальтовый лак, сурик
или несколько слоев жидкого раствора портланд-цемента). Для
трубок применяют стали, в том числе нержавеющие, различные
сплавы меди с цинком (латуни) и никелем, зачастую с неболь-
шими добавками других металлов. Медные трубки из-за недостаточ-
ной мехапиче'кой прочности почти не применяются. Учитывая
высокую цепу, дефицитность и большой расход цветных металлов
на трубки теплообменной аппаратуры, в настоящее время ведутся
работы по созданию полноценных заменителей цветных металлов, но
эта задача пока еще не решена. При температурах металла выше 250°,
как например, в воздухоподогревателях газотурбинных установок
и при расчетных давлениях воды 120—180 ата в подогревателях
высокого давления применяются исключительно стальные трубки.
В остальных теплообменных аппаратах выбор материала трубок
обусловлнвается в основном коррозийными свойствами теплоноси-
телей. Основным преимуществом латунных трубок по сравнению
со стальными является их значительно большая коррозийная устой-
чивость, особенно если вода имеет кислотную реакцию или содер-
жит газы. Поэтому в конденсаторах, маслоохладителях, теплофи-
кационных водоподогревателях, работающих с циркуляционной
или сетевой водой, а также в регенеративных подогревателях, рабо-
тающих под вакуумом (возможен засос воздуха), применяют трубки
исключительно из цветных металлов. В остальных регенеративных
подогревателях применяют как латунные, так и стальные трубки.
Латунные трубки тоже подвержены коррозии — обесцинкованию
латуни и «ударной» («струйной») коррозии входных концов. При обес-
44
Основы, конструирования трубчатой аппаратуры
цинковании на пораженном участке поверхности из сплава уда-
ляется цинк, а латунь превращается в пористую красную медь.
При сплошном слоевом обесцинковании трубки становятся как бы
биметаллическими. Наружный (со стороны парового пространства)
сохранившийся слой латуни легко отделяется от внутреннего обес-
цинкованного слоя, состоящего из губчатой красной меди. При
местном «пробочном» образуются обособленные отложения крас-
ной меди, прорастающие насквозь через стенку трубки и выва-
ливающиеся при сравнительно легком нажатии. По данным
Ю. Д. Редько, срок службы комплекта конденсаторных трубок,
пораженных сплошным слоевым обесцинкованием, составляет в сред-
нем от 4 до 6 лет вместо нормальных 20 лет для пресной воды и 10 лет
для морской воды, а при обесцинковании пробочного типа массовый
выход трубок из строя начинается уже через I—2 года, а в отдель-
ных случаях — через несколько месяцев. Ударная коррозия вызы-
вается интенсивным завихрением при входе в трубки воды, содержа-
ще// пузырьки воздуха и движущейся с большой скоростью: коррозия
наблюдается преимущественно в трубках первого хода на длине около
200 мм. (' повышением скорости воды ударная коррозия усиливается
и этим лимитируется скорость воды в трубках (§ 4); для ослабления
завихрения поступающей в трубки воды ик входные выступающие
концы разделывают «колокольчиком» (см. фиг. 10, в).
В настоящее время трубки обычно изготовляют из латуни и
медноникелевых сплавов.
Латунь марки Л68, т. е. сплав меди с цинком (68% меди,
32% цинка), широко применяется для пресной воды, иногда и для
морской, в таком случае трубки подвергают лужению. Латуни
со специальными добавками используются для повышения стойкости
трубок. Оловянистая латунь («адмиралтейский» сплав) с 1% Sn
применяется для морской воды; алюминиевая латунь — для повы-
шения устойчивости против струйной коррозии. Высокую корро-
зийную стойкость имеет также никелевая латунь (5% Ni). Добав-
ление к латуни весьма малых присадок веществ, например, 0,03—
0,04% мышьяка, задерживает процесс обесцинкования.
Медноникелевые сплавы: мельхиор марки МН70-30 (70% Си,
30% Ni) и «монель-металл» — 67% Ni и 28% Си обладают высокой
стойкостью, но содержат много дорогого и дефицитного никеля.
При выборе диаметра трубок следует учитывать, что объем труб-
ного пучка пропорционален lD2mp, т. е. по формулам (33) и (34)
обратно пропорционален диаметру трубок d\ это указывает на целе-
сообразность применения трубок небольшого диаметра. Но, учитывая
эксплуатационные требования, в частности, необходимость облег-
чения механической чистки '/рубок при их большой длине, целесо-
образно свеличить их диаметр. Наиболее распространенные размеры
наружных диаметров лагунных трубок -- 14, 16, 19, 24 и 25 мм:
первые три размера —для теплообменных аппаратов, а последние
три — для конденсаторов.
Материалы
45
Толщина латунных трубок может быть в пределах 0,75—1,5 мм.
Для циркуляционной воды, как более агрессивной, принимают 1 мм
(конденсаторы, масло и воздухоохладители); для питательной
и сетевой воды (регенеративные и теплофикационные подогреватели)
ограничиваются обычно 0,75 мм, но при большом давлении воды
по условиям ..прочности принимают толщину 1 и 1,5 мм. Толщина
стальных трубок из-за меньшей коррозийной стойкости обычно
выше--от 1,5 до 3—4 мм.
Размеры трубок по сечению обозначаются дробью: числитель —
наружный диаметр (в мм), знаменатель — внутренний диаметр
или толщина стенки (в лш). Например, трубка с наружным диа-
метром 16 мм, внутренним 14,5 мм, т. е. с толщиной стенок 0,75 мм,
обозначается так: 16/14,5 или 16/0,75.
Длина трубок должна быть в пределах сортамента труб, выпу-
скаемых металлургической промышленностью. Стыкование латунных
трубок недопустимо, а стальных (сваркой) — нежелательно, так
как стык является слабым местом; при неизбежности сварки сталь-
ных трубок мс'сто сварки должно быть доступно для осмотра и ре-
монта.
ГЛАВА HI
ТЕОРИЯ И РАСЧЕТ ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ
§ 10. ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА
Тепловой расчет теплообменного аппарата может быть конструк-
тивным или поверочным. Конструктивный расчет
имеет целью определение поверхности теплообмена и основных
размеров проектируемого аппарата, а поверочный — опре-
деление производительности или конечных параметров теплоно-
сителей уже имеющегося или спроектированного аппарата.
Теплообменные аппараты турбоустановок являются, как правило,
рекуперативными, т. е. поверхностными и непрерывно действующими,
и характеризуются относительно небольшой тепловой инерцион-
ностью. Поэтому их рассчитывают при стационарном тепловом
режиме (это не относится к пуску аппаратов).
Первым основным уравнением для теплового расчета теплообмен-
ных аппаратов является уравнение теплового баланса
Q == ('; -- i") Ъпот - (ч — Q кк.ал!час, (38)
где Q количество тепла, передаваемое от первичного тенло-
носител я вторичному (тепловая мощность аппарата),
в ккал!час\
G - весовой расход в zcVw/r;
/—энтальпия (теплосодержание) в ккал/кг\
rinom — коэффициент тепловых потерь, учитывающий потерю
тепла на внешнее охлаждение, л пОт 0,97 ч- 0,995.
Здесь и в дальнейшем индекс «1» относится к первичному (гре-
ющему) теплоносителю и индекс «2»— ко вторичному теплоносителю;
верхними штрихами обозначается состояние теплоносителя при
входе (') и выходе (") из аппарата.
В уравнении (38) принято, что на внешнее охлаждение расхо-
дуется тепло непосредственно от первичного теплоносителя.
Это справедливо для аппаратов, в которых первичный тепло-
носитель поступает в корпус (межтрубное пространство), а вторич-
ный — в трубки. Если же в корпус поступает вторичный тепло-
носитель, что встречается значительно реже, то потери наружу
Основные уравнения теплового расчета
47
происходят за счет тепла, передаваемого от первичного теплоноси-
теля вторичному, и уравнение теплового баланса примет вид
Q = (/[ — /") = —-----— ккал/час. (39)
1 'Цпот
Для аппаратов, в которых первичный теплоноситель — кон-
денсирующийся пар, а вторичный — нагреваемая вода (конден-
саторы, паровые водоподогреватели), поскольку для воды при
температурах до 150° i t, уравнение теплового баланса (38) при-
мет вид
Q = Gl (/; — t") ^пот = О2сг (^ — t’2) ккал/час. (40)
Если оба теплоносителя — жидкости или неконденсирующиеся
газы, то уравнение (38) примет вид
Q = Giq (/; — /;') 71„0Ш = Сгсг(/;—^) ккал/час. (41)
Если приЕ ять = 1, ввести понятие оводяном экви-
валенте W = Gcy т. е. количестве тепла, необходимом для
нагрева G кг теплоносителя с теплоемкостью с на 1° и обозначить
перепад температуры теплоносителей 8 4 = 4 — t\ и 8 4 = —
— 4, то выражение (41) получит вид
Q = W434 = U728/2 ккал1час (42)
или
И7Й
’
т. е. изменение температур теплоносителей (если процессы проте-
кают без изменения агрегатного состояния) обратно пропорционально
их водяным эквивалентам.
Вторым основным уравнением является уравнение теплопередачи
Q — kFМ ккал/час, (43)
где k — коэффициент теплопередачи в ккал/м2час °C;
F — расчетная поверхность теплообмена в м2\
М — средний температурный напор, т. е. средняя разность
температур теплоносителей по всей поверхности нагрева
в °C.
Объединяя уравнения (42) и (43), можно получить соот-
ношения:
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Безразмерное выражение имеет следующий физический
смысл: оно выражает изменение температуры теплоносителя на 1°
среднего температурного напора.
Коэффициент теплопередачи через трубу с вполне достаточной
точностью (для тонкостенных труб) можно рассчитывать по фор-
муле для плоской стенки:
k - ---- 1 —п ккал/м?часаС, (45)
1 ’ 1 > У 5
«! а.» Z1 Л
I
где и —коэффициенты теплоотдачи от первичного тепло-
носителя к стенке и от нее ко вторичному тепло-
носителю в ккал1м2час °C;
8 — толщины стенки и слоев загрязнений в м\
к — коэффициенты теплопроводности стенки и загрязне-
ний в ккал/м час °C;
Слагаемые в знаменателе этой формулы представляют собой
отдельные частные термические сопротивления:
п 1
— -----------------термическое сопротивление от первичного
теплоносителя к стенке (внешнее сопротивле-
ние);
R2 =--------термическое сопротивление от стенки ко вто-
°2
ричному теплоносителю (внешнее сопротивле-
ние);
Re —термическое сопротивление стенки и загряз-
iiciiiiij, покрывающих стенки (внутренние
coiipoi нвчецпя); общее4 термическое сопротив-
ление
R - - R. + R-.+ R,-
Исли внутреннее термическое сопротивление пренебрежимо мало
по сравнению с внешними сопротивлениями, то коэффициент тепло-
передачи
а1 а2
За расчетный диаметр d, по которому определяется поверхность
теплообмена, следует брать диаметр (dH или de)? со стороны которого
коэффициент теплоотдачи меньше. При близких значениях коэффи-
циентов теплоотдачи с наружной и внутренней стороны трубы расчет
ведется по среднему диаметру.
В конструкторской практике поверхность теплообмена конден-
саторов и большинства теплообменных аппаратов обычно опре-
Средний температурный шшиу
дел я ют по наружной поверхности трубок; это удобно для сопоставле-
ния различных конструкций. Для перехода от расчетной поверхно-
сти F к наружной FH используется очевидно соотношение FH —
~ F ~ (d — расчетный диаметр).
Температуры поверхностей стенки (обозначения приведены на
фиг. 15)
Z t -- (t\ О ~
ai
= (47)
= G+ (48)
Если термическое сопротивле-
ние стенки Rc (включая сопроти-
вление слоя загрязнений) прене-
брежимо мало по сравнению с
общим термическим сопротивле-
нием R, можно принимать tcl ~
^С2 z=:
. = (49)
Фиг. 15. Распределение температур
и температурных напоров при тепло-
передаче через стенку.
т. е. температурные напоры с каждой стороны стенки прямо-про-
порциональны термическим сопротивлениям или обратно-пропор-
циональцы коэффициентам теплоотдачи. Поэтому температура стенки
ближе к температуре того теплоносителя, где коэффициент тепло-
отдачи выше, Из формулы (49) находим температуру стенки
. (50)
с л 1 + а2 ' 1
§ 11. СРЕДНИЙ ТЕМПЕРАТУРНЫЙ НАПОР. СРЕДНИЕ И КОНЕЧНЫЕ
ТЕМПЕРАТУРЫ ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ
Определение среднего температурного напора /W необходимо
при. конструктивном тепловом расчете для нахождения поверхности
теплообмена. По средним температурам теплоносителей из справоч-
ников находят значения физических констант, необходимые для
подсчета коэффициентов теплоотдачи. Конечные же температуры
теплоносителей определяют при поверочных расчетах аппаратов.
Средний температурный напор, распределение температур тепло-
носителей, средние и конечные их температуры зависят в общем
случае от схемы движения теплоносителей и отношения их водяных
эквивалентов. Для наиболее важных случаев (фиг. 16) дано
4 Берман 539
50
Теория и расчет теплообменных аппаратов
распределение температур и температурных напоров; там же приве-
дены применяемые в дальнейшем обозначения.
Средний температурный напор.
При движении теплоносителей по противотоку или прямотоку
средний температурный напор равен среднелогарифмическому из
крайних значений температурного напора и определяется по формуле
Мб-(51)
д/б —д/.
льший и меньший температурные напоры но
1рата Эта формула выведена в предноложени) , ч го
теплоемкости теплоносителей, а также коэффициенты
вдоль поверхности теплообмена остаются постоям-
Д/
2’31^
где Д/6 и Мм — бо.т
концам ап
расходы и
теплопередачи
ними.
Для приближенных расчетов из-за простоты иногда пользуются
выражением среднеарифметического температурного напора
л/_ Zl*l'zi Z2’l Z2
ш — 2 2 2
Значение среднеарифметического напора больше среднелогариф-
мического, поэтому поверхность теплообмена, подсчитанная по
среднеарифметическому напору, получается заниженной; но при
~м > 0,6 погрешность составляет менее 3% и можно
зеваться выражением среднеарифметического напора.
В частном случае, когда при противотоке равны водяные
валенты Uy - \V2 (в воздухоподогревателях газотурбинных
новок), температурный напор по всей поверхности аппарата постоя-
нен (фиг. 16, г) и равен среднеарифметическому значению.
Если происходит изменение агрегатного состояния хотя бы
одного теплоносителя (температура его остается неизменной), то
распределение температур и температурные напоры не зависят
от схемы движения теплоносителей, и выражение (51) среднелога-
рифмического температурного напора может быть упрощено. Так,
в аппаратах (конденсаторы и пароводяные подогреватели), в которых
первичным теплоносителем является конденсирующийся нар,
а вторичным - нагреваемая вода, при любой схеме движения тепло-
носителей будет распределение температур, показанное на фиг. 16, е.
Па фиг. 16, е приняты следующие у прощенные обозначения:
1Н температура насыщения пара;
tr — начальная температура воды;
Г — конечная температура воды;
8/ = Г — tf ~ нагрев (подогрев) воды;
Д/ = tH — Г — разность температур насыщения пара и нагретой
воды.
(52)
пол ь-
экви-
уста-
Средний температурный напор
51
Фиг. 16. Распределение температур и температурных напоров в теплооб-
менных аппаратах:
а — прямоток: б — противоток W7, > U”2; в ~ противоток U-' <U72: г — противоток
U"j = IV'2: д — однократный перекрестный ток; е — конденсация первичного
теплоносителя; ж — кипение вторичного теплоносителя; з ~ конденсация первич-
ного и кипение вторичного теплоносителей.
4*
52
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Эту величину, очень важную для оценки работы и совершенства
пароводяных аппаратов, в курсах теплообменной аппаратуры обычно
называют «недогревом» воды. В курсах конденсационных устройств
ее называют «температурным напором», так как она представляет
собой конечный температурный напор. В дальнейшем для едино-
образия эту величину будем называть недогревом воды. С учетом
этих обозначений из формулы (51) получаем упрощенное выражение
среднелогарифмического температурного иапора:
а из этого выражения и зависимости (44) получим
< = = (54)
гг L L £.
Если принять для воды теплоемкость с = 1, то IF = G и поверх-
ность теплообмена определяется по формуле
/ -1п7/- r, у-in -й1 м*, (>5)
где W - расход воды в кг/час
Формулы (53) — (55) справедливы и для аппаратов, в которых
первичнььм теплоносителем являются жидкости или газы, а вторич-
ным — образующийся при кипении воды пар (парогенераторы
атомных электростанций). Распределение температур и обозна-
чения для этого случая даны на фиг. 16, ж.
В аппаратах, работающих с изменением агрегатного состояния
обоих теплоносителей (испарители, паропреобразователи) первичным
теплоносителем является конденсирующийся «первичный» пар,
а вторичным — образующийся при кипении воды «вторичный» пар.
Если давления и температуры первичного 1ИХ и вторичного пара /я2
считать постоянными, го температурный напор в аппарате постоянен
и равен (фиг. 16, з)
М = Ci — Ьг °C. (56)
В теплообменниках, работающих без изменения агрегатного
состояния теплоносителей, противоток дает большее значение сред-
него температурного напора, чем любая другая схема движения
теплоносителей, а прямоток — наименьшее. Поэтому, если выпол-
няется условие 0,92д7лро/п, то средний температурный
напор при любой сложной схеме можно подсчитать по приближенной
формуле
— Д/лряЛ1 ]- Ып?от
где МпояУ„ и Slnp,)fn — температурные напоры при прямо- и противо-
токе.
Средний
температурный напор
53
При перекрестном токе начальные температуры теплоносителей
и 4 постоянны (одинаковые по поперечному сечению потока), конеч-
ные же температуры не одинаковы по поперечному сечению потока,
что видно на фиг. 16, д; в данном случае средние конечные тем-
пературы по-прежнему будем обозначать 4 и t2.
Решение задач по определению среднего температурного напора
при перекрестном токе, а также при различных схемах смешанного
тока приводит к сложным математическим формулам, поэтому для
наиболее часто встречающихся случаев по этим формулам составлены
расчетные графики. С их помощью определение среднего температур-
ного напора производится следующим образом. Сначала определяется
среднелогарифмический температурный напор для противоточного
аппарата &tnpOm, а затем вычисляются вспомогательные величины
(58)
5/1 .
(59)
где — охлаждение первичного теплоносителя;
8/2 — нагрев вторичного теплоносителя;
МроСп — располагаемый температурный напор.
По этим данным из соответствующего графика находим поправоч-
ный коэффициент умножая который на значение температурного
напора при противотоке, получаем средний температурный напор
прет' (60)
В рассматриваемых в настоящем курсе аппаратах наиболее
часто при перекрестном токе один из теплоносителей движется
раздельными потоками (по трубкам), а другой — общим потрком
(в межтрубном пространстве) и в большей или меньшей степени
перемешивается. На фиг. 17 дан расчетный график для определения
при числе ходов от одного до четырех. При большем числе ходов
можно принимать = 1, т. е. рассчитывать аппарат как противо-
точный.
В ряде конструкций воздухе- и газоохладителей трубки снабжены
поперечными ребрами, которые препятствуют перемешиванию потока
в межтрубном пространстве. Благодаря этому увеличивается зна-
чение что видно из сопоставления фиг. 18, а и б.
54
Теория а расчет теплообменных аппаратов
Средние температуры первичного Л и вторичного /2 теплоносите-
лей и средний температурный напор Л? связаны зависимостью
—G = Lt °C. (61)
При неизменной температуре одного из теплоносителей (кон-
денсирующийся пар, кипящая вода) средняя температура второго
токе, (при соблюдении общего противоточного направления потоков):
1 однократный; 2 днуирмкый ; 3 - 'ipcXKp.i ноли; 4 - - чсj ырехкра i иый.
теплоиосигеля определяется но этой формуле, причем средний
температурный напор А/ подсчитывается по выражению (53).
В аппаратах с неизменным агрегатным состоянием теплоноси-
телей для определения, их средних температур в расчетной практике
обычно используется приближенный метод. Подсчитывается средне-
арифметическая температура теплоносителя с меньшим температур-
ным перепадом (изменением температуры), а средняя температура
второго теплоносителя определяется по формуле (61). Можно исполь-
зовать и точные формулы:
при прямотоке
1 “ R 4 Г С
_ RU 4- 6 — М
" ~~~R Ь 1 ‘ '
(62)
Средний температурный напор
при противотоке
<+• д/) +1;
Z1 ~ я— 1
(63)
где
S/2 ’
В воздухоподогревателях газотурбинных установок (противоток,
равенство водяных эквивалентов) средние температуры теплоноси-
Фиг. 18. Расчетные графики для определения коэффициента е
при однократном перекрестном токе:
а — один из теплоносителей не перемешивается; б — оба теплоносителя
не перемешиваются.
телей равны среднеарифметическим (см. фиг. 16, г — линии распре-
деления температур прямые).
аппаратов
Конечные температуры теплоносителей
При поверочных тепловых расчетах аппаратов необходимо опре-
делить конечные температуры теплоносителей по известным значе-
ниям поверхности теплообмена Л, расходам (jt и (Д, теплоемкостям q
Фиг. 19. Вспомогательная функция Z
для расчета конечных температур теплоносителей
при противотоке.
и Со. начальным температурам и /2 и коэффициенту теплопере-
дачи /г.
Для аппаратов, в которых агрегатное состояние теплоносителей
нс изменяется, при противотоке изменение температуры .первичного
тепл оноснтел я
1 _ р ’ wt
б/j = — (t{ t2) — . kF =
= (/;_QZ = A/pafnZ. (64)
Это выражение показывает, что 84 равно некоторой доле Z
располагаемого (начального) температурного напора ЬЛрасп —
= t\ — ty эта доля зависит только от двух безразмерных парамет-
ров -^4 и Значение функции Z приведено на фиг. 19.
Изменение температуры вторичного теплоносителя
3/2 — 4 — 4 = (4—Дг'расп^5)
Конечные температуры теплоносителей
57
Количество переданного тепла
Q - W^t{ W,bt2 - (Л — t2) WJ. = ^„^W.Z. (66)
Рассмо1рпм частные случаи. Когда Мд = UZ2 = W формулы
(64) ----- (66) после раскрытия неопределенности приобретают вид
Ы --- — (/] — t%} — jw — ^расп ц/ > (67)
1 4- 1 +
kF kF
Q • {t\ t^} ——7 цу = Ырасп ' (68)
kF kF
Для расчета промежуточных значений температур теплоносите-
лей и количества переданного тепла в формулах (67) и (68) значение
полной поверхности теплообмена F заменяется на величину поверх-
ности Fx, считая от входа теплоносителя в аппарат до данного места.
В формулах же (64) — (66) такая замена производится в числителе,
а в знаменателе остается значение полной поверхности F.
Для схемы перекрестного тока и других сложных схем движения
теплоносителей конечные температуры и количество переданного
тепла могут быть найдены исходя из следующих соображений.
В этих аппаратах средний температурный напор равен напору
в противоточном аппарате, помноженному на поправочный коэффи-
циент ед/. Поскольку количество переданного тепла и изменение
температур теплоносителей пропорциональны среднему температур-
ному напору, то их следует находить по формулам противотока (64) —
— (68) и полученные значения умножить на поправочный коэффи-
циент из графика (например, фиг. 17).
Для конденсаторов и пароводяных подогревателей получим изме-
нение температуры нагреваемой воды (обозначим расход воды,
численно равный водяному эквиваленту, через W)
/ _
§/ = (/„ — /') 1— е w
(69)
или конечная температура нагреваемой воды
kF
(70)
Количество переданного тепла
Q = мы = w (tH — Г) ( 1 — е «И- (71)
58
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Учитывая, что tH — t' = Zt ---Л/, из выражения (69) находим
важную зависимость между нагревом воды 8 / и ее недогревом Д/:
---• (72)
е — 1
Подставляя в это выражение значение 8/ из формулы (69), после
простейших преобразований находим
__
М (t„ - t’)e (73)
I Io формулам (69) (73) можно находить и промежуточные
значения, если вместо полной поверхности Л подставить величину
Формулы (69) - (73) могут быть непосредственно выведены из
выражений (44) и (53).
§ 12. ТЕПЛООТДАЧА ПРИ НЕИЗМЕННОМ АГРЕГАТНОМ СОСТОЯНИИ
ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ
Вынужденное движение в трубах
В результате анализа и обобщения большого количества опытных
данных М. А. Михеевым предложена универсальная формула для
конвективной теплоотдачи при развитом турбулентном движении
теплоносителя (Re > 10-) в прямых трубах и каналах:
Nd. =-- 0,021 Re';,;X;"3 (-р”)0,25. (74)
где Nu = ~-----критерий Нуссельта;
Re = критерий Рейнольдса;
Рг = -----критерий Прандтля.
Индексы «т» и «с» показывают, что значения физических пара-
метров, входящих в критерии, взяты соответственно при средней
температуре тсплоносителя или поверхности стенки.
Эта формула справедлива нс только для труб, но и для каналов
некруглого сечения (в том числе и кольцевых зазоров) и для расчета
теплоотдачи в продольно омываемых пучках. В этом случае в крите-
рии Nu и Re в качестве определяющего размера ставится эквивалент-
ный диаметр.
Так как отношение обычно изменяется в пределах 0,5—
1,5 и входит в степени 0,25, то при расчетах можно ограничиться
приближенной оценкой температуры стенки. Для воздуха и двух-
атомных газов формула (74) принимает вид
Num = 0,018Re^8. (75)
Теплоотдача при неизменном агрегатном состоянии теплоносителя 59
Для развитого турбулентного движения (Re > 104) в трубах,
а также в каналах некруглого сечения и при продольном омывании
пучков широко используется для определения коэффициента тепло-
отдачи более простая формула
Num = 0,023Re^8Pr^4. (76)
При движении теплоносителя по кольцевому сечению (трубка
в трубке) формула (76) справедлива только для теплообмена с внеш-
ней (большей) поверхностью. Для теплообмена же с внутренней
поверхностью кольцевого сечения полученное по этой формуле зна-
чение а нужно помножить на Qp-)0' (d6 и dM—больший и меньший
диаметры кольцевого канала); эквивалентный диаметр кольцевого
сечения d3 - d6 — dM.
Формула (76) справедлива лишь для случая нагрева теплоно-
сителя, что бывает в наиболее распространенных аппаратах (кон-
денсаторы, пароводяные подогреватели и пр.). Для случая же охлаж-
дения по формуле (76) получается несколько более высокая тепло-
отдача, чем по данным опыта.
В изогнутых трубах и спиралях расчет ведется
по формулам для прямой трубы, а полученное значение а при Re >
> 15 250 Умножается на поправочный коэффициент
6^=1+3,544, (77)
где D — диаметр змеевика;
d — внутренний диаметр трубы.
Для переходного режима (2200 < Re < 10 000) коэффициент
теплоотдачи а можно определять по формулам турбулентного режима
и полученное значение умножать на поправочный коэффициент ф.
Ro ; 2200 2300 2500 3000 3500 4000 5000 6000 7000 8000 9000
у 0.22 0,35 0,45 0,59 0,70 0,76 0,86 0,91 0,96 0,98 0,99
При ламинарном течении (Re < 2200) критериальное уравнение
теплоотдачи
Nu,„ 0,17RcC;33Gr";'Pr?,;43 (-pg-)°’25: (78)
Gr ----критерий Грасгофа;
Д/ — разность температур теплоносителя и поверх-
ности стенки в °C;
Р — коэффициент объемного расширения в1/°С
(для газов В =Л-;для жидкостей значения
* m
₽ даются в справочниках).
60
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Значения физических параметров в критериях берутся при
средней температуре теплоносителя. Формулы (74), (75), (76) и (78)
справедливы для длинных труб с отношением > 50, что обычно
бывает в рассматриваемых аппаратах. При < 50 необходимо
вводить поправку на длину трубы; ее значения приведены в учеб-
нике М. А. Михеева «Основы теплопередачи».
Поперечное обтекание пучка
На основе обобщения большого экспериментального материала
14. В. Кузнецовым (ВТИ) для воздуха и двухатомных газов пред-
формулы:
ложены
Фиг. 20. Изменение поправочного коэффи-
циента для числа рядов при поперечном
обтекании пучка;
а ~~ шахматного; б — коридорного.
для коридорного пучка
Num = 0,177Сг Re^64; (79)
для шахматного пучка
при о.7
Xu,„ (1.27С.ЕХ(S0)
при v\ ”-L > 0 7
1 '
= 0,2956) Re„6 / 1 °’25
\ Фо — 1 /
где — поперечный относительный шаг;
—диагональный относительный шаг (см. фиг. 14,6?);
С] — коэффициент, учитывающий число поперечных рядов z
и равный единице для двадцатирядного пучка; при другом
числе рядов Cz определяется из графика фиг. 20.
Определяющим геометрическим размером является наружный
диаметр трубок d„, а определяющей температурой — средняя тем-
пература теплоносителя. Скорость потока определяется по узкому
сечению. Формулы применимы для Re в пределах 4000 — 65 000
для коридорных и 2000—65 000 для шахматных пучков. По более
новым опытным данным при относительных шагах и ф2, равных
1,2—1,5, эти формулы применимы до Re 1,2-105.
Для наиболее распространенной треугольной разбивки получаем:
при движении по длинной диагонали (фиг. 14, б, стрелка /4)
Xum-^0,295C(-Re°„;6; (82)
пр,.. движении по короткой диагонали (стрелка Б)
Xu,,, 0,295CzRc^ )°'К . (83)
Теплоотдача при неизменном агрегатном состоянии теплоносителя
61
М. А. Михеев для трубок третьего и всех последующих рядов
для любых теплоносителей при Re = 2• 102 ч-2-10е рекомендует
формулы:
для коридорного пучка
Num = 0,23Re^65Pr°mS3 (-^у)0,25; (84)
для шахматного
К- (85)
Для воздуха эти формулы приобретают вид:
для коридорного пучка
Num = 0,21 Re^65; (86)
для шахматного пучка
Num == O.37Re?,;60. (87)
Значения а для трубок первого ряда составляют 6096, для вто-
рого ряда в коридорных пучках 90?о, а в шахматных—70% от
найденных по формулам (84) — (87) значений а для трубок третьего
ряда.
Свободное движение в неограниченном пространстве
Для гел любой формы и размера при Рг > 0,7
Nucp-C(GrPr)?p. (88)
Определяющий геометрический размер для труб — их наружный
диаметр, а для плит — их высота; определяющая температура —
среднеарифметическая температура поверхности стенки и теплоно-
сителя.
GrPr С п
Ламинарный режим . . . . . . . 10-3 — 5. юг 1.18 1/8
Переходный режим . . . . . . . 5- 10'- —2-Ю7 0.54 1/4
Вихревой режим . . . 2-107—101?- 0,135 1/3
Для горизонтальных труб предпочтительно пользоваться фор-
мулой
Num = 0,51 (GrJ^)0’25 (89)
которая для воздуха приобретает вид
Num = 0,47Gr?M25. (90)
В формулах (89) — (90) определяющей является температура
тепл опоен гел я (вд а л 11 от тр убы).
62
Теория и расчет теплообменник аппаратов
§ 13. ТЕПЛООТДАЧА ПРИ КИПЕНИИ В БОЛЬШОМ ОБЪЕМЕ И ТРУБАХ
Фиг. 21. Зависимость тепловой нагруз-
ки q и коэффициента теплоотдачи а
при кипении’ воды от температурного
напора (р - - 1 ата):
I — зона конвективного режима кипения;
11 зона пузырчатого к шиш пя; 111 зона
|1Лсио'1Н(»го к и1;илня.
Кипение возникает тогда, когда температура поверхности стенки tc
ставится больше температуры насыщения 1Н жидкости при соот-
ветственном давлении. Интенсивность процесса кипения, которая
характеризуется коэффициентом теплоотдачи а или удельным тепло-
вым потоком (тепловой нагруз-
кой) 6/, зависит от температурного
напора Д/ -- /с — tH и давле-
ния р. Характер этой зависимо-
сти при р 1 ата показан на
фиг. 21. На графике можно вы-
делить три зоны. В первой зоне
п р и мал ы х тем п ер а ту р и ы х напо-
рах (до Д/ =4,5 5°) коэффи-
циенты теплоотдачи а и соот-
ветственно тепловые потоки q
невелики, процесс теплоотдачи
определяется условиями свобод-
ной конвекции однофазной жидко-
сти (конвективный режим кипе-
ния). Во второй зоне для темпе-
ратурных напоров (до Д/ 25°)
к оэфф I п п 1 е 11 ты тег i л оотд а ч и а и
тепловые потоки q резко возра-
стают. Эта зона называется ре-
жимом п у з ы р ч ато го (я д ер и о го)
кипения. С дальнейшим увели-
чением температурного напора Д/
процесс переходит в третью зону
режим пленочного кипения, когда
теплоотдающая поверхность покрывается сплошной паровой плен-
кой . 1h-за большого термического сопротивления паровой
плешки значения коэффициента теплоотдачи а и теплового потока </
резко нядаю'1. Значения тепловой нагрузки, коэффициента тепло-
отдачи и температур по го напора, соответствующис переходу пузыр-
чатого кипения в пленочное (кризис кипения), называются крити-
ческими и обозначаются соответственно qKpl, aKpi и Д/{<р1.
Многочисленные опыты показывают, что обратный переход
из пленочного режима кипения в пузырчатый происходит при тепло-
вой нагрузке qhp2, меньшей, чем qKpl.
Установление наличия критических тепловых нагрузок и соот-
ветствующих им температурных напоров имеет большое практическое
значение, так как позволяет установить рациональные режимы
работы теплообменных аппаратов. Очевидно наиболее выгодна работа
при режиме пузырчатого кипения. Значение первой критической
тепловой нагрузки qKpl при кипении воды зависит от давления.
Теплоотдача при кипении в большом объеме и трубах
63
При повышении давления до 80 ama qKpl возрастает до
—4- 106 ккал/м2час, а при дальнейшем повышении давления падает.
Значение второй критической тепловой нагрузки qKp2 тоже зависит
от давления, причем, по опытным и теоретическим данным, отноше-
ние —при разных давлениях постоянно и для воды равно — 0,16 -н
0,17.
При кипении воды в большом объеме можно пользоваться сле-
дующими расчетными зависимостями для коэффициента теплоотдачи.
При конвективном режиме коэффициент теплоотдачи определяется
по формуле (88) для конвективной теплоотдачи при свободном дви-
жении жидкости в неограниченном пространстве (С — 0,135; п —
; 1/3).
При пузырчатом кипении в большом объеме М. А. Михеевым
на основе исследований Г. Н. Кружилина и экспериментальных
данных предложены формулы для воды (для давлений 0,2—100 ата)
а = Зр0’15^0’7 ккал/м2 час °C (91)
или
а — 39/?°’5AZ2’33 ккал!м2 СС. (92)
Из последней формулы, учитывая q a Li, получаем выражение
дл я теп л о в о й н а г р у з к и
q 39р°’5Д/3-33 ккал!м2 час, (93)
где р — давление в ата.
Зависимости (91) — (93) между a, Li, р и q для пузырчатого
кипения воды в большом объеме представлены на графике (фиг. 22).
На нем пунктиром показаны верхняя и нижняя границы пузырча-
того кипения. При кипении в вертикальных и наклонных трубах
коэффициент теплоотдачи существенно зависит от скорости цирку-
ляции т. е. скорости воды, входящей в трубы. Критическая
тепловая нагрузка qh)l тоже возрастает с увеличением скорости
течения. Л. С. (/герман показал, что при Е ~~ < 0,4-10“5 коэф-
фициент теплоотдачи при кипении в вертикальных трубах можно
подсчитывать по формуле конвективного теплообмена при турбулент-
ном движении со скоростью без кипения. При Е > 0,4-1СГ-5
получается зависимость
^г = 61500/Г М
здесь
1
64
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Фиг. 22. Зависимость а = f (д, Д /, р))при][кипении воды
(параметрами кривых являются q или р)
Теплоотдача при конденсации пара
65
где ак и ос — коэффициенты теплоотдачи при кипении и без кипе-
ния (при скорости ^0);
q — тепловая нагрузка в ккал!м?час\
— скорость движения жидкости, скорость циркуляции
в м/сек:
г — теплота парообразования в ккал!кг\
и — удельные веса пара и воды при температуре насы-
щения в кг/м3\
св — теплоемкость воды при температуре насыщения
в ккал!кг °C;
Т„ — абсолютная температура насыщения в °абс.
Величина Е зависит только от температуры насыщения, т. е.
давления.
В последние годы как у нас, так и за границей проводятся боль-
шие исследования по теплоотдаче при кипении воды в трубах.
Предложен ряд расчетных формул, но из-за большой сложности
и недостаточной изученности самого механизма процесса нет еще
надежной обобщенной критериальной зависимости.
§ 14. ТЕПЛООТДАЧА ПРИ КОНДЕНСАЦИИ ПАРА
Конденсация пара происходит при соприкосновении со стенкой,
температура которой ниже температуры насыщения, соответствую-
щей давлению пара. При паровоздушной смеси конденсация происхо-
дит, если температура стенки ниже температуры насыщения, соот-
ветствующей парциальному давлению пара в смеси. Конденсация
может быть капельной и пленочной. В промышленных аппаратах,
за исключением лишь начального периода после установки новых
трубок, происходит пленочная конденсация.
Расчетные формулы для одиночной трубы
Исходя из ряда допущений, Нуссельт теоретически вывел фор-
мулы, подтвержденные в дальнейшем экспериментально, для опре-
деления коэффициента теплоотдачи при конденсации пара. Основ-
ными из этих допущений являются: ламинарное течение пленки,
термическое сопротивление между паром и стенкой, определяемое
только теплопроводностью пленки, неподвижный пар, отсутствие
трения между пленкой и паром.
Для одиночной горизонтальной трубы эта формула имеет вид
4 Л Л3 Г 1 I
а = 0,72 1/ ---^4=^ = 0,72Л _ ккал/ж2 час °C. (95)
* у dM dSt
Для одиночной вертикальной трубы формула с предложенной
П. Л. Капица поправкой, учитывающей поверхностное натяжение,
принимает вид
а = 1,15Д —J— . (96)
а Верман 539
66
Теория и расчет теплообменных аппаратов
В этих И нижеприводимых формулах
г в
нижними индексами «в» и «п» обозначены физические константы
воды (конденсата) и пара;
Н — высота вертикальной трубы в м;
d — диаметр (наружный) горизонтальной трубы в м;
Д/ --- t„—tc—температурный напор, равный разности температуры
насыщения 1Н и температуры поверхности стенки tc в °C;
г — теплота парообразования в ккал/кг\
— удельный вес воды в кг/м3;
коэффициент теплопроводноегп воды в кклл ч 'С;
— вязкость воды в кг сек/м2;
— кинематическая вязкость воды в м2/сек;
св—теплоемкость воды в ккал/кг °C.
При конденсации пара на вертикальных трубах большой длины
коэффициент теплоотдачи получается выше, чем по формуле (96).
Это вызывается переходом ламинарного течения пленки в турбулент-
ное на нижней части трубы, если температурный напор Д/ больше
критического Мкр. В этом случае средний коэффициент теплоотдачи
по всей поверхности вертикальной трубы рассчитывается по формуле
°’16В+т^,--> (97)
где В -1
3600 1'7,
Ни
С = 3600
gl’re •
g[ier (100—63 РгУд
Критический температурный напор
D, (98)
а ~
з
В выражениях А, 13, С и 1) физические константы воды следует
подсчитывать по средней температуре пленки 1пл, аг — во температуре
насыщения.
Влияние материала стенки. Опыты С. С. Кутателадзе с латунными
и зачищенными до металлического блеска стальными трубками пока-
зали, что теплоотдача к чистым и гладким поверхностям, при условии.
смачиваемости их конденсатом, не зависит от материала поверхности.
Однако практически стальные трубки покрываются слоем окислов,
и из опытов с обычными окисленными стальными трубками обнару-
жено понижение коэффициента теплоотдачи на 15—25%. Это сниже-
ние обусловливается подтормаживающим действием шероховатой
окисленной поверхности на стекание пленки конденсата, а также
дополнительным термическим сопротивлением слоя окиси. Поэтому
Теплоотдача при конденсации пара
67
для стальных трубок коэффициент теплоотдачи а при конденсации
пара следует принимать на 20% ниже, чем по приводимым расчетным
формулам, относящимся к латунным трубкам.
Скоростной эффект. Опыт эксплуатации промышленных аппа-
ратов, а также специальные экспериментальные исследования под-
тверждают значительную интенсификацию процесса теплоотдачи
от конденсирующегося пара при возрастании его скорости. Опыты,
проведенные во ВТИ А. П. Саликовым, показывают, что при подаче
конденсирующегося пара тонкими струями с большой скоростью
коэффициент теплоотдачи возрастает в 3—10 раз. Влияние скорости
пара на коэффициент теплоотдачи
при конденсации, характеризуемое
скоростным коэффициентом —
= — (а и а0— коэффициенты
ао
теплоотдачи соответственно при дви-
жущемся и «неподвижном» паре),
обусловлено наличием трения между
движущимся паром и стекающей
пленкой конденсата. С возраста^
нием скорости пара меняется терми-
ческое сопротивление пленки в ре-
зультате изменения ее толщины и
турбулизации течения; при большой
скорости лара пленка срывается.
При движении пара вниз интенсив-
ность теплообмена всегда возрастает.
При движении же пара вверх с не-
большой скоростью интенсивность
теплообмена вначале падает, а затем
Фиг. 23. Зависимость скоростного
коэффициента Рск при конденсации
пара от безразмерного выраже-
ния )----
g 1 влв
1 — пар течет вниз; 2 — пар течет
вверх.
по мере возрастания скорости
начинает тоже возрастать.
С. С. Кутателадзе для ламинарного течения пленки конденсата
на вертикальной поверхности теоретически установил зависимость
а0
между скоростным коэффициентом и критерием П5 = ——>
учитывающим влияние механического взаимодействия между паро-
вым потоком и конденсатной пленкой (wn — скорость конденсирую-
щегося пара в узком сечении пучка, вычисленная по состоянию пара
при входе в пучок, в м/сек). Эта зависимость (фиг. 23) подтверждена
опытами с горизонтальной трубкой диаметром 10 мм при давлении
пара 1—8 ата и температурных напорах 10,8—20,8° при вертикаль-
ном движении пара.
При движении пара сверху вниз при Па < 500 можно пользо-
ваться приближенной формулой
= 1 + 1,6- 10-ЗЩ-10-6П1
(99)
5*
68
Теория и расчет теплообменных: аппаратов
Л. Д. Берман и С. Н. Фукс на основе опытов при вакуумной
конденсации пара (р = 0,047 -е 1,05 ата\ - 0,3 2,9 к<?'м2сек;
Re = 500 -4-6000) предложили зависимость
28,3H^8N<0’58, (100)
где Nu0 = — критерий Нуссельта для неподвижного пара
[ а0 подсчитывается по формуле (95) |.
Эта формула при температуре пара 30 < 1п < 100° и температур-
ном напоре 2< 20° может быть представлена в виде
— [549 + 7,05 (tn - 30)0.9] , (101)
где wn — скорость набегающего потока пара в м/сек.
Проведенные в ЦКТИ В. А. Рачко опыты с паром и паровоздуш-
ной смесью при давлении 0 04 -0,2 апш показали (при w2fl^in Д> 2)
влияние скорости пара (или паровоздушной смеси) па коэффициент
теплоотдачи
1'ск00 ) - (*92)
По формулам (100) и (ЮГ) а со а по формуле (102) а оо
П. 32
С\3 Wn .
Это расхождение подтверждает необходимость дальнейших иссле-
дований по скоростному эффекту при конденсации пара.
Пока нет общей теории влияния скорости пара на коэффициент
теплоотдачи и в расчетах приходится пользоваться зависимостями,
выведенными на основе экспериментальных данных для разных
частных случаев. Для продольного омывания конденси-
рующимся паром вертикальных трубок скоростной коэффициент,
по А. М. Гурвичу,
= 3'52V 2) + °'0065 = V l + 154lfe- (|03)
где Н — высота трубки в м.
Значения всех физических констант воды принимаются при
средней температуре пленки, скорость по узкому сечению, а удель-
ный вес пара — по его давлению и температуре при входе в пучок
С. Ф. Копьев для конденсации быстро движущегося пара снаружи
вертикального и горизонтального пучка рекомендует
•= 1 1- , (104)
где р — давление пара в ата\
wn —’средняя скорость пара в м/сек, равная средней арифмети-
ческой из скоростей пара при входе и выходе из трубы.
При турбулентном течении пленки на вертикальных стенках и
Теплоотдача при конденсации пара
69
для конденсации внутри вертикальной трубы при движении
пара сверху вниз С. С. Кутателадзе рекомендует формулу
1
~ = 1 + 0,013 m2 . (105)
° (Я^)з
При конденсации пара внутри горизонтальных труб И. И. Черно-
быльским и С. А. Городенской на основе опытов над стальными
цельнотянутыми трубами с внутренним диаметром 10 мм и длиной
около 1 и 2 м предложена расчетная формула
а - CE70’5L0-35d-°’25 , (106)
где q — тепловая нагрузка в ккал!м2 час;
L — общая длина пути пара в м;
d -- внутренний диаметр трубы в м;
С коэффициент, учитывающий состояние поверхности, для
стальных труб, по опытным данным, С 1,26;
0 5 0.5 0.3 0,3 ,
в м в In
где — коэффициент поверхностного натяжения в кг/м.
Величина Е отнесена к температуре насыщения tH и ее значение
при конденсации водяного пара в пределах 90—200° может быть
подсчитано по приближенной формуле Е ~ 11,6 — 0,032/„.
Значения а при конденсации пара внутри горизонтальных труб
значительно ниже, чем для конденсации на наружной поверхности.
Конденсация в пучке труб. Отличие в условиях конденсации
пара на наружной поверхности пучка горизонтальных труб и оди-
ночной трубы обусловлено двумя факторами: уменьшением скорости
пара при движении его в пучке из-за частичной конденсации и уве-
личением толщины конденсатной пленки за счет последовательного
стекания конденсата с трубки на трубку.
В многорядных горизонтальных пучках, так же как и при кон-
денсации на длинных вертикальных трубах, может происходить
ламинарное течение пленки на верхних трубах и турбулентное
на нижних.
Более поздние исследования ВТИ показывают, что понижение
коэффициента теплоотдачи по ходу пара в трубном пучке вызывается
главным образом уменьшением его скорости в результате частичной
конденсации. Наосноветсоретических исследований и опытов в ЦКТИ
с горизонтальными пучками латунных труб наружным диаметром
19 мм (число труб по вертикали 9—10) была установлена зависимость
коэффициента теплоотдачи от порядкового номера трубы. Коэффи-
циент теплоотдачи понижается с увеличением порядкового номера
трубы (считая по вертикали сверху вниз) до тех пор, пока течение
пленки на какой-то трубе не перейдет в турбулентное. На этой
70
7 еория и расчет теплообменных аппаратов
и всех нижележащих трубах с турбулентным течением коэффициент
теплоотдачи остается неизменным и определяется по формуле
1
<*„1ур 0,16 ( ") 0,16/3. (107)
Предельное (критическое) число рядов трубок
течением пленки находится по уравнению
iftp с ламинарным
ъкр = 0,16 (21°Д?±)12 = 0,16^ у dKt.
\ ЛвУвГ3 / А
(Ю8)
Для практических расчетов целесообразно пользоваться графиком
фиг. 24, на котором имеются две кривые. Нижняя дает поправочный
коэффициент <р, показываю-
щий понижение коэффици-
ента теплоотдачи для каж-
дого ряда трубок с ламинар-
ным течением пленки по
сравнению с первым. Верх-
няя дает при ламинарном
течении пленки среднее зна-
чение поправочного коэффи-
циента ф для расположенных
по вертикали I трубок, счи-
тая сверху. Расчетпроводится
Фиг. 24. Зависимость коэффициентов ? и
от числа рядов / (к расчету конденсации
пара на горизонтальном лучке по методу
ЦКТИ).
следующим образом. Полу-
чив но формуле (108) значе-
ние <р/кр, по нижней кривой
(фиг. 24) находим число
рядов iKp с ламинарным течением пленки. Если 1кр больше числа
трубок в пучке (по вертикали) t, то течение пленки на всех труб-
ках ламинарное. В этом случае коэффициент теплоотдачи опре-
деляется по формуле (95) с поправочным коэффициентом, т. е.
- -? / 3600^ А;? г 1 _ 1
а = ?Д72У - _Дл_. _L_ = ?Д72Л „ (109)
VdKi Vd\t ’
где — поправочный коэффициент для i рядов трубок — находим
по верхней кривой фиг. 24.
Среднее значение коэффициента теплоотдачи для пучка, в котором
имеются оба вида течения пленки, т. е. при 1кр < ц определяется
с учетом формул (95) и (107) следующим образом:
а=^р2г ф^ + о-16(1-2г)в> (110>
V лм
Конденсация пара в присутствии воздуха
71
где i — общее число трубок в пучке по вертикали;
число трубок (по вертикали) с ламинарным движением
пленки; определяется по верхней кривой фиг. 24-
§ 15. КОНДЕНСАЦИЯ ПАРА В ПРИСУТСТВИИ ВОЗДУХА
Паровоздушная смесь
Наличие воздуха в конденсирующемся паре ухудшает коэффициент
теплоотдачи и снижает при том же давлении температуру пара,
а следовательно, и температурный напор. Между температурой
и давлением насыщенного или влажного пара имеется однозначная
зависимость, которая определяется по таблицам насыщенного пара.
Температура же паровоздушной смеси определяется парциальным
давлением пара рп, которое меньше давления смеси р. Температура
паровоздушной смеси поэтому ниже, чем чистого пара того же давле-
ния. Для избежания повышения концентрации воздуха его необхо-
димо удалять из аппарата.
Так как удаление воздуха возможно только с паром, то при
этом неизбежны потери пара и тепла. По мере конденсации пара
относительное содержание в нем воздуха (и других неконденсиру-
ющихся газов) возрастает.
Используя характеристическое уравнение идеального газа (Кла-
пейрона — Менделеева) не только для воздуха, но и для водяного
пара (допустимость этого разобрана ниже), можно написать
Рво.^' = R„n!1dGe03dT>. РгУ = RnGnT,
где G&(Kid, Gn и G Geo3d -|- Gn — вес воздуха, пара и паровоз
душной смеси;
е = ----относительное содержание воздуха в паре;
paoaS, Рп и Р — парциальное давление воздуха, пара и общее
давление смеси;
Яв0зд и Яп — газовые постоянные воздуха и водяного пара;
V и Т — объем и температура (абсолютная) смеси.
Деля почленно одно выражение на другое, получим
Рнозд _, Раозд . Qeoad_Рвозд
Рп Рп Рп
Подставляя значение газовой постоянной для воздуха — ReOsd =
= 29,27 кг-м/кг-град и для водяного пара, рассматриваемого как
идеальный газ, — /?„ = 47,07, получим
Рвозд
Рп
= 0,622г или в =
0,622 рп
72
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Используя закон Дальтона (давление смеси равно сумме пар-
циальных давлений), р0Озд 4- рп = р ; последнее выражение можно
записать так:
е . ,! • Г-Р» ~ . ; . - ; (111)
0,622 рп (1,622 р Рвизд
Р. -т^, <Н2>
0.622s Z<1OX
Рвозд “f — () ( •
Выясним возможность применения уравнения Клапейрона
Менделеева для водяного пара или, точнее, определим, как меняется
о _
значение а следовательно и —, в зависимости от давления
Кп
пара. По таблицам насыщенного пара для любого давления р можно
найти значения и, 7, а по ним и Rn —
В результате подсчетов получаем следующее:
р в ата....... 0,03 0,1 0,5 1,0 5 10 20 30
............. 0,622 0,624 0,629 0,632 0,651 0,668 0,699 0,727
Rn
С повышением давления пара значение его газовой постоянной Rn
R л
уменьшается, а отношение —возрастает. Для давлений до 0,1 ата
(условия работы конденсаторов) с пренебрежимо малой погрешно-
стью, а для давлений до 1 ата (теплообменная аппаратура, работаю-
щая под вакуумом) с погрешностью не выше 1,6% можно принимать
0,622, 'г. с. вол ьзоваться ([юрмулаып (111) (113), При
Кп
более высоких давлениях необходимо учитывать переменность значе-
ния Rn для пара и подставлять в эти же формулы вместо 0,622 соот-
ветственное значение .
R/1
У д а л е и и е воз д уха и с и з б е ж ц о в л е ч с т у д а-
л с н и е с ним некоторого количества пара.
Вес пара на I кг удаляемого сухого воздуха очевидно равен
Gn = I
Gecsd £
а вес паровоздушной смеси на I кг удаляемого сухого воздуха
Geosd Е
Пользуясь формулами (111)—(ИЗ) и двумя последними соот-
ношениями*, можно решать ряд практических задач. Поясним это
на конкретных примерах.
Конденсация пара в присутствии воздуха
73
Пример 1. В паровоздушной смеси, давление которой р = 0,23 ата, относи-
тельное содержание воздуха и пара 10% (т. е. « = 0,1). Определить температуру
паровоздушной смеси и ее понижение по сравнению с температурой пара того же
давления.
Р г in г и п г 1 l.ipmi.-i.u.Hoc д.’ш.кчшс и.чр.ч но формуле (112)
р =-= fTp07622.ДТ = 0,2165 ата'
Этому давлению соответствует температура пара, а следовательно и температура
паровоздушной смеси t - 61,38°.
Температура насыщения, соответствующая давлению смеси 0,23 ата, состав-
ляет по таблицам tH = 62,71°.
Понижение температуры из-за наличия воздуха
Ы = tH — t = 62,71 — 61,38 = 1,33°.
Подсчеты показывают, что заметное понижение температуры происходит при
относительном содержании воздуха в паре больше 1%.
Пример 2. Определить вес пара, приходящийся на 1 кг удаляемого насосом
сухого воздуха, если давление паровоздушной смеси 0,06 ата, а температура 30°.
Реше н и е. Температуре 30°
соответствует парциальное давление
пара рп *= 0,04325 ата.
Относительное содержание воз-
духа в паре по формуле (111)
1 . 0,06- 0,04325 _ПАОО
“ 0,622 0,04325 ’
Вес пара на 1 кг удаляемого
сухого воздуха
Температура паровоздушной смеси
Фиг. 25. Вес паровоздушной смеси, удаля-
емой с 1 кг сухого воздуха, в зависимости
от температуры смеси и абсолютного
давления.
Вес паровоздушной смеси на
1 к? удаляемого сухого воздуха
^в(>зд
— -- 2,62 кг/к
£
На фиг. 25 показано изменение веса паровоздушной смеси, при-
ходящейся на 1 кг удаляемого сухого воздуха в зависимости от
температуры смеси при разных абсолютных давлениях. Из гра-
фика видно резкое уменьшение количества пара при понижении
температуры смеси. Поэтому необходимо предварительное всемерное
охлаждение паровоздушной смеси, удаляемой из аппаратов для
уменьшения потерь пара (конденсата) и тепла.
Обозначим одним и двумя штрихами начальное и конечное состоя-
ние паровоздушной смеси, т. е. до и после конденсации части пара.
Количество пара, приходящееся на 1 кг воздуха, в начальном состоя-
74
Теория и расчет теплообменных: аппаратов
нии будет а в конечном -4-. Количество конденсируемого пара
на 1 кг сухого воздуха будет
G'n — G"n _ J____1_ ,
&возд е' е"
а отношение веса несконденсированного (остаточного) лара к началь-
ному его количеству (доля несконденсированного пара)
л- - :'f. (ii4)
Используя выражение (111) и закон Дальтона для начального
и конечного состояния смеси, в результате элементарных преобра-
зований можно получить расчетную формулу для доли остаточного
пара при различных давлениях:
Рвозд Рп Рп Р ~~ Рп Рвозд Р Рвозд /1 1
X — - • т~ = — • - „т~ — „ • —---т---. (115)
Рвозд Рп Рп Р Рп Рвозд Р Рвозд
Покажем на примерах применение этих формул.
Пример 3. Паровоздушная смесь с параметрами, взятыми из примера 1, охлаж-
дается до температуры 50° при неизменном давлении. Найти относительное содержа-
ние воздуха в паре и долю сконденсированного пара после охлаждения.
Реше н и е. Конечной температуре смеси f = 50° С соответствует парциаль-
ное давление пара рп = 0,12578 сипа. Относительное содержание воздуха в парс после
охлаждения по формуле (111) будет
1 Р-Рп _ 1 0,23-0,12578
" ‘ 0,622 ’ D" 0,622 ’ 0,12578
Для начального состояния относительное содержание воздуха в парс
- 0,1. Долю несконденсированного пара находим по формуле (114)
было
1,334
Следовательно, при охлаждении смеси до 50° С конденсируется 92,5% всего
количества пара.
Рассмотрим этот же пример для случая, когда за счет парового сопротивления
аппарата происходит снижение давления смеси на 0,02 ата.
Решение. Конечное давление смеси р" ~ р' — Ър — 0,23—0,02 = 0,21 ата.
Начальное парциальное давление пара (см. решение примера 1) рп — 0,2165 ата.
Конечное парциальное давление пара при температуре 50° определено выше:
р'п — 0.12578 ата.
Доля несконденсированного пара по формуле (115)
г _ Рп_ . Р’ ~р’п
Рп Р^-Рп
0,12578 0,23 — 0,2165
0,2165 0,21 — 0,12578
Конденсация пара в присутствии воздуха
75
Относительное содержание воздуха в паре для конечного состояния смеси
по формуле (111) будет
1 Р"-Рп 1 0,21—0,12578 _1П7,
6 ~ 0,622 ' о 0,622 0,12578
Нп
Сопоставляя результаты для этих двух случаев, можно сделать
вывод, что наличие парового сопротивления
уменьшает долю сконденсированного пара.
Если количества или весовые расходы поступающих в аппарат
воздуха и пара обозначить соответственно GB03d и D, то е' == ^возд ,
а количество нссконденсировавшегося пара на любом участке аппа-
рата G„ = xD.
Переменное по ходу движения
смеси в аппарате относительное содер-
жание воздуха и пара будет
е = -2^ = 21. (Ц6)
xD х v !
Обозначим относительное весовое
содержание воздуха в смеси, перемен-
ное но ходу смеси в аппарате, через
О ^возд_.
4“ бвозд
Степень конденсации пара
Фиг. 26. Зависимость относи-
тельного весового содержания
воздуха в смеси ? и объемного
V
расхода смеси 100 от сте-
пени конденсации пара (<?' =
= 0.05%).
Учитывая зависимость г' — —>
это выражение можем преобразовать
к виду
9 (117)
X -]•- г' 1 —-
Последнее соотношение показывает, что рост содержания воздуха
в смеси ср становится заметным при конденсации последних 10—15%
поступившего в конденсатор пара (фиг. 26), так, например, при
е' = 0,00005 -4- 0,0005 и х = 0,0005, согласно формуле (117), отно-
сительное весовое содержание воздуха в смеси составляет 0,1—0,5,
а при х = 0,0002 оно достигает 0,2—0,7.
Объемный расход паровоздушной смеси V уменьшается по мере
конденсации пара. Его можно найти, принимая неизменными давление
и температуру смеси и используя уравнение Клапейрона — Мен-
делеева:
Т7 _ ^вОЗд^бОЗд^
Рвозд
7L>
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Используя выражение (113), получим
у __ $возд6воздТ 1 1“ 0,622г
р ' 0,622г * (Пй)
Уменьшение объемного расхода смеси по мере конденсации пара
выразится отношением:
V _ 1 — 0,622?
V" ~ 0/??'
1 4- 0,622г
или с учетом формулы (116), после простейших преобразований
х 4- 0,622с'
14-0,622г' 1
V
V'
(119)
Фиг. 27. Распределение парциаль-
ных давлений и температуры при
конденсации паровоздушной смеси.
где V' — начальный объемный расход смеси при входе в аппарат;
И — объемный расход смеси после конденсации части пара.
Пользуясь выражением (119), легко подсчитать, что при х~
0,(Х)02 : 0,0005 и е' 0,00005 -: 0,0005 значение Ь лежит
в пределах 0,0002 0,0008, т. с. при
выходе из конденсатора объемный
расход смеси приблизительно в
1200 5000 раз меньше начального
(при входе в конденсатор).
Теплоотдача при конденсации
пара с примесью воздуха
При конденсации пара из паро-
воздушной смеси в слое, непосред-
ственно прилегающем к конденсат-
ной пленке, относительное содер-
жание пара, а следовательно, и его
парциальное давление рп понижается
и соответственно понижается темпе-
ратура смеси. Из-за этого создается
ощутимая разность температуры пара
в ядре потока tn и температуры по-
верхности пленки 1пЛ. Понижение парциального давления пара
при неизменном давлении смеси сопровождается повышением
парциального давления воздуха (фиг. 27).
Общее термическое сопротивление переходу тепла от пара к стенке
R - (q -— удельный тепловой поток) складывается из внут-
реннего сопротивления пленки и внешнего сопро-
тивления прилегающего к пленке слоя паровоздушной смеси R8H
обусловленного скоростью переноса вещества (пара)
Конденсация пара в присутствии воздуха
и
к поверхности пленки (процесс массообмена). При конденсации
чистого пара внешнее сопротивление пренебрежимо мало,
tn ~ ^пл и общее сопротивление R #пл = tn*-2tc . При кон-
денсации пара из смеси с воздухом слой, обращенный к кон-
денсатной пленке и более богатый воздухом, оказывает тормозящее
действие на частицы пара, стремящиеся к поверхности конденсации.
Приток частиц пара к этой поверхности происходит в результате
Д - Др; ~ л" ve во вре-
мени парциальных давлений. Диффузия может быть молекулярной,
т. е. обусловленной молекулярным движением (практически процесс
весьма медленный), и турбулентной, зависящей от гидродинамических
условий и протекающей иногда весьма интенсивно.
Количество пара, притекающее из ядра потока к поверхности
конденсации и конденсирующееся на ней, определяется законом
массоотдач и, аналогичным закону Ньютона — Рихмана для
процесса теплоотдачи:
dK ? (Рл — Рпл) кгРм'2- час, (120)
где р ----- коэффициент массоотдачи в кг/м2 час ат;
Рп и Рпл — парциальные давления пара в основной массе
смеси и у поверхности жидкости в сипа;
dh. весовой поток пара к поверхности конденсации
в кг/м2 час.
Количество тепла, выделяющееся при конденсации пара, состав-
ляет q = d(Zi ккал/м2 час; oi == in — ie г — разность энтальпий
пара в основной массе смеси in и конденсата ie при температуре tnJL\
oi примерно равна теплоте парообразования г ккал/кг.
Сопоставляя оба последние выражения, получим
q = р(рп — рлл) Ы ккал/м2, час.
Внешнее термическое сопротивление
п __ С? ~~ 1пл _ 1 ^П tru
8И ~ q P8Z Рп — Рпл
Связь между процессами теплообмена и массообмена
^-Ч^^Рл-рЫ^-
К ПЛ
Непосредственно использовать формулы (121)—(123) для
деления коэффициента массоотдачи а следовательно, и теплоотдачи
при конденсации, пока не удается из-за трудностей эксперименталь-
ного порядка в измерении температуры tnA и давления рпл на поверх-
ности конденсатной пленки. Для практических расчетов аппаратов
приходится обращаться к экспериментальным данным, далеко не
полным и недостаточно обобщенным.
Опыты показывают, что при конденсации неподвижного пара и
(121)
(122)
(123)
опре-
7 еория и расчет теплообменных аппаратов
наличии в нем даже 1% воздуха коэффициент теплоотдачи пони-
жается приблизительно на 60%. Для неподвижного пара в пре-
делах небольших содержаний воздуха е = 0,4 2%. В. И. Голу-
бинский и Н. Г. Ямпольский на основе своих опытов предложили
эмпирическую формулу
(где ап и апв — коэффициенты теплоотдачи неподвижного чистого
пара и с примесью воздуха, е относительное весовое содержание
воздуха в паре в %).
Ряд экспериментальных исследований Г. П. Головинского,
В. А. Баума и П. М. Брдлика, В. М. Семеина и др. показывают, что
при наличии воздуха в конденсируемом паре увеличение скорости
потока существенно интенсифицирует теплообмен. Л. Д. Берман
на основе обобщения опытов ВТИ (рсм = 0,046 ч- 0,52 ama; tn —
= 31,5-4-80,5°; ReOl = 315 4850, Па = 0,018 =- 0,4; =
~ 0,02 -т- 0,26) предложил формулу для расчета массоотдачц при
конденсации движущегося пара, содержащего примесь воздуха,
на |'оркзонтальных трубках
। _ j
NuD = 0,63Re2Ila (125)
где Re = -------критерий Рейнольдса для пара;
"61
Q i
Nup = ~~-----диффузионный критерий Нуссельта;
р 2
= ”гйГ’
—объемное (молярное) содержание воздуха в смеси;
d — наружный диаметр трубок в м;
Р 0 — коэффициент массоотдачи от паровоздушной смеси к кон-
денсатной пленке в кг/м2 час-ат;
Dр — коэффициент диффузии для пара, отнесенный к градиенту
его парциального давления; эта физическая величина, характе-
ризующая способность проникновения одного вещества в другое,
представляет количество вещества, проходящее за 1 час через 1 м2
при градиенте давлений 1 ат; следовательно Dр
кг кг
имеет размерность-----------~----------.
r г час ат м-час-ат
м
В. Л. Рачко па основе опытов в ЦКГИ определил, что влияние
воздуха па коэффициент теплоотдачи при глубоком вакууме (р _-
= 0,04 ата) пропорционально г р ,г при ухудшенном вакууме
Определение коэффициента теплопередачи
79
—0,2 ата) пропорционально ° И- Формулы
выведены при (7 о2) > 2 и тепловой нагрузке для глубокого вакуума
q > 5000 ккал/м'1 час, а при ухудшенном вакууме <?> 20 000 ккад!м\
§ 16. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ
Для определения коэффициентов теплоотдачи (по ряду из при-
веденных формул) необходимо задаваться значением неизвестной тем-
пературы поверхности на-
грева или же величиной
удельного теплового потока.
Поэтому в расчетах прихо-
дится использовать метод
последовательных приближе-
ний; при несовпадении пред-
варительно выбранных зна-
чений температуры (или
удельного теплового потока)
с подсчнта ни ым и п ро из во-
дить повторный расчет при
новых значениях исходных
величин. Предложен ряд гра-
фи ческ их и а нал ити чески х
методов определения коэф-
фициента теплопередачи.
Наиболее простым является
графоаналитический метод
Фиг. 28. Нагрузочная характеристика
теплообменного аппарата.
расчета с построением так
называемой нагрузочной характеристики теплообменного аппа-
рата. Нагрузочной характеристикой называется зависимость удель-
ного теплового потока q от температурного напора Д/ (фиг. 28).
Исходя из зависимости q = аД/, любое выражение коэффициента
теплоотдачи можно представить в виде зависимости q = f (Д/),
в которой Д/ — соответствующий «частный» температурный напор.
Аналогично для плоской стенки (или слоя загрязнений) можно
написать q = AZ = f (Д/). Эти зависимости нетрудно построить
по точкам для нескольких (обычно трех-четырех) значений Д/;
абсциссы линий /, с и 2 дают соответственные частные температур-
ные напоры ДА, Д/с и ДА, а сумма их представляет общий (расчет-
ный) температурный напор ДА т. е. известную нам величину. Поэ-
тому, если графически сложить все три кривые, то получим линию
зависимости тепловой нагрузки q от общего температурного
напора Д/. По известному значению Д/ находим искомое q (построе-
ние показано стрелками). По найденному q определяем коэффициент
теплопередачи k = Удобство этой диаграммы состоит еще в том,
80
Теория и расчет теплообменных аппаратов
что абсциссы A/j, А/с и А72 пропорциональны частным термическим
сопротивлениям Rc и 7%- Это дает наглядное представление
об относительной величине отдельных термических сопротивлений,
что важно при конструировании аппаратуры.
На этой же диаграмме можно на нести зависимость между поверх-
ностью теплообмена F и тепловой нагрузкой а, так как F - —
*7
(Q —। заданная тепловая мощность аппарата). Линия F — гипер-
бола, масштаб ее на оси абсцисс. Искомое значение F определяется
графически (см. фиг. 28).
Уместно оценить роль термического сопротивления стенки (и слоя
загрязнений) в общем термическом сопротивлении. В рассматривае-
мых аппаратах толщина стенки обычно применяемых латунных тру-
бок 0,75— 1,5 мм, а стальных— 1,5—2,5 мм. При коэффициенте
теплопроводности А латуни 90, а стали 45 ккал/м час °C, термическое
сопротивление чистых трубок лежит в пределах латунных от Rc =
’ • = —St-— — 0,08-10“4 до 0,17-10-1 м2 час °С/’ккал, а сталь-
ус.
пых — в пределах (0,33-4-0,56)-10~4. Если теплоносителями являются
конденсирующийся пар или вода, общий коэффициент теплопере-
дачи /г составляет обычно 4000—2000 ккал/м2 час °C, чему соответ-
ствует R ~ (2,5 -н 5)-10"4; в этом случае термическое сопротивле-
ние Rc чистых латунных трубок составляет незначительную часть
общего сопротивления (порядка 2—5%), а стальных — несколько
большую — около 10%. Если же теплоносителями являются воздух
или другие пекондепсирующисся газы, то /г 50 -4- 300, и
сонротивленне трубок пренебрежимо мало по отношению к общему
сонрогньленшо.
Значительные термические сопротивления могут иметь загряз-
нения (накипь, органические отложения, попадающие с водой).
Коэффициент теплопроводности накипи около 2 ккал!м час °C,
т. е. в 40—50 раз меньше, чем л ату пи, и в 20—25 раз меньше, чем
стали. Слой накипи толщиной 1 мм имеет сопротивление R3 • - -у- =
= >Jl_ = 5-Ю"4 м час °С/ккал, т. е. такое же, как общее сопро-
тивление чистого аппарата с коэффициентом теплопередачи k =
= 2000 ккал/м2 час °C, и в 2 раза большее, чем при k — 4000. Сле-
довательно, слой накипи в 1 мм уменьшает тепловую производитель-
ность первого аппарата в 2 раза, а второго, более интенсивно рабо-
тающего, даже в 3 раза. Этот пример показывает важность поддержа-
ния в чистоте поверхностей теплообмена, или, как говорят, безна-
кипной работы, особенно для интенсивно работающих аппаратов.
Из этого следует существенное значение водоподготовки и воз-
можности легкой чистки для нормальной работы теплообмен-
ников.
Основы методики расчета смесительных аппаратов
81
§ 17. ОСНОВЫ МЕТОДИКИ РАСЧЕТА СМЕСИТЕЛЬНЫХ АППАРАТОВ
Область применения смесительных аппаратов в турбоустановках
ограничивается деаэраторами, некоторыми водоподогревателями,
смешивающими конденсаторами (применяются редко) и градирнями.
В градирнях струи, капли или пленки воды охлаждаются воздухом,
в остальных аппаратах — нагреваются
паром.
При расчете смесительных аппара-
тов используются уравнение теплового
баланса, и уравнение теплопередачи
Q = kF Lt,
где k— коэффициент теплопередачи,
отнесенный к разности сред-
них температур теплоносите-
лей, в ккал/я? час °C;
Lt — средний температурный напор
в °C, определяется так же,
как и в поверхностных аппа-
ратах;
F — условная поверхность тепло-
обмена: поверхность струй,
капель, поверхность насадки
(покрытой водяной пленкой)
ит. п.
Применительно к изучаемым в настоящем курсе аппаратам, наибо-
лее общин интерес представляет нагрев свободнопадающей водяной
струи 15 паре.
Теоретическое решение этой задачи (схема задачи приведена
па фиг. 2$)) дано С. С. Кутателадзе совместно с В. М. Боришанским
при ряде допущений, в частности, что струя непрерывна (не распа-
дается на капли) на всем участке и что трением пара о жидкость
практически можно пренебречь (небольшие скорости струи). Фор-
мула для цилиндрической струи имеет вид
Фиг. 29. Схема к расчету нагрева
паром свободнопадаюшей струи
воды.
0,160 + 10,08/^- +-2*^ [f
I u'd2 5e2,5gd L\
2a2g//V.25
, (126)
где tH — температура насыщения греющего пара в °C;
С и t" — начальная и конечная (средняя) температуры воды в °C;
d — диаметр отверстия, из которого происходит истечение, в м;
w — начальная скорость воды в м/сек-,
И — высота струи (при замене Н через х формула пригодна для
участка струи длиной х от сопла) в л<;
е — коэффициент сужения струи, ® 0,85;
т] —безразмерный коэффициент, д^=5-10“4;
и — коэффициент температуропроводности воды в мЧсек.
6 Берман 539
82
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Выражение ф—~ — есть отношение начального температур-
ного напора к конечному. Оно показывает, во сколько раз умень-
шается при нагреве температурный напор.
Расчеты по этой формуле дают удовлетворительное совпадение
с результатами опытов, проведенных в ЦКТИ Д. А. Захаровым
и Р. Г. Черной при d = 3,0 ~ 7,05 мм, Н 300 -н 450 мм и w =
----- 0,5 -- 1,5 м/сек. На основе опытов ими была предложена эмпири-
ческая формула
ig =°’0586 (4)0,5ffi’“0,3-
(127)
При расчете деаэраторов широко используется формула, предло-
женная И. В. Васильевым, на основе опытов, проведенных им в ЦКТИ
в 1938 -1939 гг. применительно к условиям теплообмена в головке
деаэраторов:
=0.02» F <’*»
Опыты проводил нов при d 3 : 7 мм, П 0,2 : 0,55 м, w —
0,2 1,4 м/сек, Г 20 ч-90°, давление пара (насыщенного)
около 1 ата.
Если высота слоя воды в сосуде /г (см. фиг. 29), то
w -- |/ 2gh м/сек,
где 0,97 — коэффициент скорости.
Подставляя в формулу (128) выражение для скорости, после про-
стейших преобразований получим
1g '-M-g 0,0256(129)
1н £
Область применения всех этих формул — небольшая начальная
скорость струи, небольшая ее высота и небольшие диаметры отвер-
стий. Как показал ряд проведенных автором подсчетов, наименьшая
величина нагрева воды получается по формуле t Васильева (128)
или (129).
Если вода течет струями последовательно через п отсеков то,
обозначая правые части /побои из вышеприведенных формул
(126) -129) соответственно через /\, /2, ..., [п и складывая эти
выражения, получим
1g 4'- /. ТА : + A-SA
Гидрод.инамический расчет аппаратов
83
Если условия нагрева во всех отсеках одинаковы, то Д = f2 =fn =
= Л и формула примет вид
'S-T^r-xf- ' (130)
В обеих этих формулах t' и t" — температура воды при входе
в аппарат и выходе из него.
При небольших скоростях воды (1—2 м/сек} коэффициент тепло-
передачи k порядка (10-^20)-103 ккал/м2 час °C, а при скорости
15-е-25 м/сек значение k превышает 1 • 106 ккал/м2 час °C.
§ 18 . ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АППАРАТОВ
Гидродинамическое сопротивление
Гидродинамическое сопротивление при движении жидкости опре-
деляется по следующей общей формуле:
ьР - s тгкг/м9- (131)
Первый член представляет потери на трение (формула Дарси
Вейсбаха), второй член представляет потери на местные сопротивле-
ния;
£ — коэффициент сопротивления трения;
С — коэффициенты местных сопротивлений;
d — внутренний диаметр трубок или эквивалентный диаметр сече-
ния в м\
I — длина трубки или пути теплоносителя в м;
w— скорость теплоносителя на соответственном участке в м/сек\
g — ускорение силы тяжести, равное 9,81 м/сек2;
Ч — удельный вес теплоносителя в кг/м* (для воды 7^ 1000) и при
расчете сопротивления по воде его часто опускают в фор-
муле (131), которая в этом случае дает уже не миллиметры,
а метры водяного столба. -
При турбулентном режиме движения для Re = 3-103 -н 1 • 105,
что часто имеет место в аппаратах при невысокой температуре
воды, коэффициент трения для гладких труб при изотермическом
движении определяется формулой Блазиуса
Для значений Re ~ 105 ч- 108 — формулой Никурадзе
£ = 0,0032 + . (133)
6*
84
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Для типовых конструкций с движением воды в трубках общую
формулу обычно упрощают. Коэффициент местного сопротивления
на вход в трубки и выход из них можно принять —1, если отнести
его к скоростному напору в трубках-™. Коэффициент местного
сопротивления в камерах тоже — 1, если отнести его к скоростному
v
напору в патрубках. Такое усреднение местных сопротивлений
допустимо для типовых конструкций, поскольку гидравлическое
t сопротивление обусловливается преимущественно трением в трубах.
Выражение гидродинамического сопротивления аппарата при движе-
нии воды в трубках примет вид
Л / q с । 1 \ 1
Ьр = Z v [У -|~ 1 ) 2^- + ~2у м вод. ст.,
(134)
где г — число ходов воды;
о; — скорость воды в трубках в м/сек;
wex. — скорость воды во входном и выходном патрубках (обычно
одинаковая) в м/сек;
— коэффициент, учитывающий загрязнение и шероховатость
поверхности: для чистых латунных трубок Р3 = 1, для
чистых стальных В5 = 1,15, для загрязненных трсбок 3, ~
= 1,3.
Более детально о гидродинамическом сопротивлении и коэффи-
циенте трения, в частности, при неизотермическом движении и шеро-
ховатых трубках, см. курсы теплопередачи и гидравлики.
Можно еще упрощать расчетные формулы гидродинамического со-
противления для об ы ч п ы х конструкций конденсаторов и водоподо-
гревателей. Сопротивление трубок составляет основную долю общего
сопротивления, поэтому с достаточной для практики точностью можно
остальные слагаемые представить как функцию числа ходов воды
и скорости ее в трубках. Такая формула для конденсаторов была
предложена Л. М. Казанским, н с несколько уточненными Л.Д. Бер
маном коэффициентами она имеет вид
Др = z (blw]-75 + 0,135а?’5) м вод. ст., (135)
где коэффициент b зависит от внутреннего диаметра трубок de и сред-
ней температуры охлаждающей воды /.
de в мм............. 14 16 18 20 22 24 26
b................... 0,138 0,117 0,101 0,088 0,078 0,070 0064
Эти значения коэффициента соответствуют t — 20°, при значи-
тельном отклонении / от 20° указанные значения Ь_следует умножить
на поправочный коэффициент ср — 1 -j- 0,007 (/ —20°).
Гидродинамический расчет аппаратов
85
Исходя из аналогичных соображений, С. Ф. Копьевым предло-
жена для расчета гидродинамического сопротивления водоподогре-
вателей упрощенная формула
(j 4’ + -':)Сж Б°Д- ст- О36)
где Л общая длина пути теплоносителя в трубах в м\
w — скорость теплоносителя в трубах в м!сек,\
k — коэффициент трения, равный 0,03 для стальных труб,
и 0,02 —- для латунных.
Использование упрощенной формулы (135) или (136) возможно
только для типовых конструкций конденсаторов и водоцодогревателей.
Во всех других случаях необходимо расчет производить по общей
формуле (131).
Коэффициенты местных сопротивлений имеются в гидравлических
и теплотехнических справочниках, а специфические коэффициенты
для трубчатых теплообменных аппаратов, отнесенные к скорости
в трубках или межтрубном пространстве, приведены ниже.
Коэффициенты местных сопротивлений С в трубчатых теплообменных аппаратах
для различных участков пути теплоносителя
Удар и поворот во входной или выходной камерах............ 1,5
Поворот на 180° из одной секции в другую через промежуточ-
ную камеру................................................. 2,5
Поворот на 180° из одной секции в другую через колено в сек-
ционных конструкциях................................. . . 2,0
Вход в межтрубное пространство под углом 90° к рабочему
потоку..................................................... 1,5
Поворот на 180° в U-образиои трубке.......................0,5
Переход из одной секции в другую для межтрубного потока 2,5
Поворот на 180° через перегородку в межтрубном пространстве 1,5
Огибание перегородок. поддержи кающих трубки..............0,5—1,0
Выход из межтрубпого пространства иод углом 90°........... 1,0
Сопротивление пучка труб. При продольном омывании труб сопро-
тивление трения определяют так же, как при движении в трубах.
В качестве определяющего размера в расчете используется эквива-
лентный диаметр межтрубного сечения.
При поперечном омывании пучка труб сопротивление
(137)
где С — коэффициент сопротивления пучка;
w — скорость в узком сечении пучка в м/сек.
86
Теория и расчет теплообменных, аппаратов
Для расчета коэффициента сопротивления пучков при Re =
«= 6000 -> 60 000 можно рекомендовать
1
1- —
Ф9
для шахматных пучков при ---------f- < 0,53
с = 2,8 (/ 4- 1) Re"0*25; (138)
1 — 4-
при —- > 0,53
Ф1 — *
/йтд
с... з,8б (/+ 1) у Y-^Re~°’25’ (139)
где Ф|, Ф-о — поперечный и диагональный относительные шаги;
I - - число рядов трубок по потоку.
При треугольной разбивке и движении теплоносителя по длин-
ной диагонали ромба и относительном шаге разбивки ф <4 1,9 коэф-
фициент сопротивления пучка равен
С = 3,86—+L Re-0.25 (140)
V Ф
При квадратной разбивке и относительном шаге ф > 1,24 со-
противление пучка
С = 0,53 (44г)2 z Re-0'133- (141)
Во всех формулах (138)^(141) Re, w, 7 подсчитываются по ско-
рости потока в узком сечении, наружному диаметру трубок, а физи-
ческие параметры теплоносителей берутся при средней температуре
потока.
Если газы движутся, то к подсчитанному но формулам (138)—
(141) значению С следует вводить поправку на изменение скорост-
ного напора в связи с изменением температуры газа
г = (142)
1 t |- 273
где V, t — начальная, конечная и средняя температуры газа.
При небольших значениях Re па основе экспериментальных
исследований Я- Л. Полыновского коэффициент сопротивления одного
ряда при треугольной разбивке (Re —- 500 10 000)
С - 1,84 Re"0’17;
при квадратной разбивке (Re = 1000 =- 10 000)
С = 0,420 Re~0’03.
(ИЗ)
(144)
Гидродинамический расчет аппаратов
87
Коэффициент трения в изогнутых трубах Коэффициент трения
в изогнутых трубах £из больше, чем в прямых. На основе экспери-
ментального исследования В. А. Кирпикова, при отношении радиуса
R
змеевика R к внутреннему диаметру d трубы — = (5-4-9) коэффи-
циент трения при изотермическом движении воды в трубах и
ре = (10 30)-10°
0,521 / d \ 0.505
?аз Re0-16 X R /
При нагреве воды в змеевиках:
для переходной области Re = (10 -4- 21) • 103
t °-521 (_d \°'623.
;"3 ' Те0'3’9 VR )
для турбулентной области
Re - (21 :-45)-10*
(145)
(146)
__ 0,22 / d \0 475
~ -Re°.i kR ) '
(147)
Кинематическая вязкость в числе Re определяется при средне-
арифметической температуре нагреваемой воды.
Особенности расчета при конденсации пара
Расчет гидродинамического сопротивления конденсатора по ходу
пара (парового сопротивления) усложняется из-за
того, что в результате конденсации доля несконденсированного
пара л, а следовательно, и скорость потока изменяются вдоль поверх-
ности теплообмена. Кроме того, в конденсаторах проходное сечение
для пара часто уменьшают по ходу движения пара, чтобы компенси-
ровать уменьшение его расхода и получить меньшее изменение ско-
рости.
Для подсчета парового сопротивления пучка можно пользоваться
общей формулой (137), только выражение сш2 необходимо усреднить
по поверхности теплообмена. Если принимать С ~ const, то Др w2.
Если коэффициент сопротивления принимать по любой из формул
(138) (Ы0), то Др ^1.75 и<пи в общем случае Др = wn (л лежит
в пределах 1,75—2). Исходя из общего правила усреднения, можно
написать с л еду юн iee выражение:
tw2 = -Г f (Сги2) dF,
1 г
где CcCJ2 — среднее по поверхности значение величины С, wz.
1 сори я и расчет
теплообменных аппаратов
Если известно изменение коэффициента теплоотдачи сс вдоль
поверхности нагрева (фиг. 30), то можно подсчитать количество скон-
денсированного на любом участке пара, определить объем смеси,
а зная живое сечение, — определить w = f (?\) (изменение скорости
пара вдоль поверхности теплообмена) и подсчитать соответственные
Фиг. 30. Схема к расчету парового сопро-
тивления (на оси ординат нанесены отно-
сительные значения а, И'. С иг).
значения и Сш2 (Сео2
средняя высота заштрихован-
ного участка на фиг. 30).
В частном случае, если
пар полностью конденси-
руется, а проходное сечение
и коэффициент теплоотдачи
неизменны, то линия &у =-
= f (^х) — прямая, линия
Cto2 — f (Рг) — парабола и
— 1 9
ТОГДа з ^WHa4 {^нач
скорость пара при входе в
пучок). В этом случае вы-
ражение (137) примет вид
(1*8)
т. е. сопротивление в 3 раза меньше, чем при отсутствии конденсации.
В действительности линия w - f — кривая с выпуклостью
вниз, а среднее значение Сш2 < -у twHa4. Поэтому подсчет паро-
вого сопротивления по выражению (148) дает некоторый запас.
При наличии паровоздушной смеси расчет выполняется анало-
гично, но нужно только учесть, что вязкость смеси (необходима
для определения Re) зависит не только от температуры, но и от изме-
няющегося по поверхности теплообмена Fx относительного содержа-
ния воздуха в паре е.
Коэффициент динамической вязкости смеси р находится по
обычному правилу смешения:
и = -гтт+-.ттн.„а. (149)
где Р п — вязкость пара в кг сек/м2}
ра0зд " вязкость воздуха в кг сек/м'2.
По известному значению р и удельному весу смеси д находится
ц?
кинематическая вязкость смеси v — ——.
Гидродинамический расчет аппаратов
89
Некоторые практические приложения
Изменение расхода теплоносителя
Сопротивление аппарата при изменении расхода теплоносителя
по сравнению с расчетным можно подсчитать с достаточной для прак-
тических целей точностью, исходя из следующих соображений.
Сопротивление трения при движении в трубах и при продольном омы-
вании, а также сопротивление при поперечном обтекании шахмат-
ного пучка на основе формул (131), (132), (137) — (140) можно счи-
тать пропорциональным г^1-75, а местные сопротивления — пропор-
циональными гл2. Учитывая, что сопротивление трения в трубах
или сопротивление пучка составляет основную часть общего
сопротивления аппарата, можно считать, что последнее
прогюрии.онально Принимая во внимание пропорциональность
скоростей и расходов, напишем
\ w2 J \ С2 / v 7
Па р а л л с л ьи о е и последовательное включение
аппаратов
Если два аппарата, работающие параллельно, включить последо-
вательно при том же расходе теплоносителя, то гидродинамическое
сопротивление двух последовательно включенных аппаратов воз-
растет в 2-21-8 7 раз. Если при таких же условиях включить
последовательно п аппаратов, то общее сопротивление возрастет
в /г2’8 раз. Эти подсчеты показывают резкое возрастание гидродина-
мического сопротивления при последовательном включении аппа-
ратов.
Распределение потоков в параллельно
включенных участках
Если в формуле (136) вв_ести обозначение общего коэффициента
сопротивления участка через
и учитывать, что гидродинамические сопротивления параллельно
включенных участков должны быть одинаковы, получим
= Z2w22t2
(нижними индексами «1» и «2» обозначены соответственно значения
для первого и второго участков). Выражая скорость через расход
и п ро х од ное сече и и е
90
Теория и расчет теплообменных аппаратов
получим
_6L S' |. (15!)
Gt St ’ Z, 1»
В рассматриваемых аппаратах ио многих случаях можно считать
удельный все теплоносителя постоянным, т. е. 7i~12- Поэтому
последнее выражение можно написать так:
Gjl : С2:
S] . So
VzT
(152)
т. е. расходы теплоносителя через параллельные участки пропорци-
ональны проходному сечению и обратно пропорциональны корню
квадратному из общего коэффициента сопротивления участка.
Это положение может быть использовано для определения как
расхода теплоносителя через параллельно включенные аппараты,
так и величины протечек теплоносителя через различные зазоры.
Влияние давления газа на теплоотдачу
и сопротивление
Исследуем влияние увеличения абсолютного давления газа,
а следовательно, и удельного веса д в п раз на теплоотдачу и сопро-
тивление при турбулентном движении его в трубах. В пределах
1—10 ата изменением физических параметров Л, с и г- можно пре-
небречь. По формулам (74)—(76) а ~ (шД)°Л а по формулам (131)—
(132)
др___ (^т)2 (tn)'2 __ (ю-)’)1-'5
Если принять wl - const, то a const, а сопротивление iSp
при увеличении давления в п раз уменьшится во столько же раз.
Если же принять неизменным сопротивление Др — const, то весовая
i_
скорость возрастет в и1,75 раз и соответственно коэффициент
0,8
теплоотдачи сс возрастет в /г1,70 — /г0*475 раз (а возрастет в 2,87
раза при п = 10). В случае поперечного обтекания шахматного пучка
зависимость для Др та же самая [формулы (137)—(139) ], а а е= (&’7)0’6
[формулы (80)—(81)]. Поэтому при Др const коэффициент тепло-
ходу
отдачи возрастет в раз (а возрастает в 2,2 раза при п = 10).
Следовательно, при увеличении давления газа можно при неизмен-
ной интенсивности теплообмена уменьшить гидродинамическое сопро-
тивление, или же при неизменном сопротивлении интенсифицировать
теплосъем. При точных подсчетах необходимо учитывать зависимости
физических параметров от давления.
Сопоставл. продольн, и поперечн. обтекан. трубч. поверхн. теплообм. 91
Изменение гидродинамического сопротивления
при закипании воды
Весовой расход G пропорционален весовой скорости о>7, а сопро-
тивление Др == -2_~— при неизменном расходе обратно
пропорционально удельному весу 7. Поэтому при закипании воды
в подогревателях (уменьшение 7) существенно возрастает сопротив-
ление (особенно при невысоких давлениях) при неизменном же сопро-
тивлении уменьшается весовой расход. Это подтверждено специаль-
ными опытами.
§ 19. СОПОСТАВЛЕНИЕ ПРОДОЛЬНОГО И ПОПЕРЕЧНОГО ОБТЕКАНИЙ
ТРУБЧАТОЙ ПОВЕРХНОСТИ ТЕПЛООБМЕНА
Высокие коэффициенты теплоотдачи достигаются при больших
скоростях теплоносителя и соответственно больших гидродинами-
ческих сопротивлениях. Коэффициент теплоотдачи и расход мощности
на прокачку теплоносителя зависят в основном от одних и тех же фак-
торов: скорости потока, физических параметров теплоносителя,
характера потока, формы и размеров обтекаемых тел. При прочих
равных условиях коэффициент теплоотдачи при турбулентном дви-
жении в трубах пропорционален кА8, а при поперечном омывании
наиболее распространенных шахматных пучков пропорциона-
лен °. Гидродинамическое же сопротивление в обоих случаях
пропорционально го1’75. Следовательно, с увеличением скорости
сопротивление в обоих случаях возрастет одинаково, а теплообмен
возрастет быстрее при продольном обтекании поверхности тепло-
обмена.
Определим в общем виде условия, при которых рациональнее
продольное или поперечное омывание трубного пучка для случая
неизменного агрегатного состояния теплоносителя. Продольное омы-
вание будем называть «каналом» — индекс «к», а поперечное омыва-
ние «пучком» — индекс «п».
При движении теплоносителя в трубах с внутренним диаметром d
или при продольном омывании трубного пучка с эквивалентным
диаметром d3 для расчета конвективной теплоотдачи применяется
формула (74). Для упрощения примем Ргт — Ргс, что справедливо
для газов [см. обозначения к формуле (74)]. Тогда формулу тепло-
обмена (74) можно выразить в общем виде так:
Nu = a Ren Prs.
Гидродинамическое сопротивление трубного пучка при продоль-
ном омывании или движении в трубах определяется выражением
[первый член формулы (131)]
А г t I
d ‘ 2g ’
92
Теория и расчет теплообменных аппаратов
где коэффициент сопротивления £ в соответствии с формулой (132)
может быть записан следующим образом:
£ ~ с Re^.
Учитывая выражение для числа Re — —, произведем следую-
щее преобразование:
НД? С/-27 V • •
Используя три последние выражения, определим гидродинами-
ческое сопротивление пучка, отнесенное к 1 пог. м длины труб:
/ ’2?37
Подставляя в последнее выражение значение Re из формулы тепло-
обмена, получим
Ьрк
2d:H
2+p
Nu \ п *
яРг5
(153)
I
Это соотношение связывает гидродинамическое сопротивление
с теплообменом (последний характеризуется значением Nu) при про-
дольном омывании труб или движении теплоносителя в трубах.
Для поперечного омывания пучка труб уравнение теплообмена
будет
Nu„ b Re^Pr'.
Индекс «/-/» в критериях Nii„ и Re„ показывает, что учитываемый
в них л и ценный размер наружный диаметр труб. Обозначая
. .. ", /о
продольный шаг труб /2, а относительный продольный шаг -~
и учитывая, что на один метр пути теплоносителя число трубок равно
1 1
— = -г-д-, получим следующее выражение для гидродинамичес-
кого сопротивления одного метра пучка по ходу теплоносителя
^Рп _ 1 1
2g
где коэффициент местного сопротивления для одной трубы
С = е Re«.
Сопоставл. продольн. и поперечя. обтекая, трубч. поверхн. теплообм. 4+
Аналогично предыдущему выводу найдем соотношение, связываю-
щее гидродинамическое сопротивление с теплообменом при попереч-
ном омывании:
2+r _3 ,
, 7п ep2g / Nu \ m
I' — 6.,2d3 (. йРг' /
(154)
(здесь учтено очевидное равенство Nu„ Nu - Nu£d). Полагая
значение чисел Nu в первом и втором случае одинаковыми и деля
почленно выражение (153) на (154), получим отношение гидродина-
мических сопротивлений для движения в трубах и поперечного
омывания пучка труб при одинаковой интенсивности теплообмена:
2Д-г 2-Рр 2Д-г
, t 3~~ с b~nV
—' + — фД, -- ----- --------------------
&рп *2d е 2+р s (2+p) Zj2+r) •
а п Рг п
(155)
Обычно в формулах теплообмена критерий Прандтля входит
с показателем степени —0,4, поэтому s = t = 0,4 и выражение (155)
приобретает вид
^Рк
^Рп
С
е
2±г 2-Ьр 2+г
b m / Nu \ п m
' \ Рг0.4 )
(156)
В тех случаях, когда для данного теплоносителя Рг = const
формулы теплообмена имеют вид Nu c^Re721; Nurt — diRems
а выражение (156) можно представить так:
±Рк_
^Рп
3 ,2+г
tb £ wi
— Т2^(/
2+г
2 Р
2+р
Nu
2+г
rni
(157)
Если численное значение выражений (155)—(157) меньше еди-
ницы, то выгоднее продольное обтекание трубчатой поверхности
теплообмена, так как при том же коэффициенте теплоотдачи будет
меньшее гидродинамическое сопротивление. Если же выражения
больше единицы, то выгоднее поперечное обтекание.
Зададимся некоторыми средними конструктивными параметрами
теплообменников и общеизвестными расчетными формулами.
Воспользуемся для дальнейшего анализа формулой (156). Если
подставить в это выражение конкретные значения коэффициентов
из соответствующих формул и задаться некоторыми средними кон-
структивными параметрами теплообменников (разбивка треуголь-
94
Теория и расчет теплообменных аппаратов
вая, ф = 1,5; 1,1), то, сравнивая течение в трубах с поперечным
омыванием пучка, находим следующее соотношение:
&Рк
Арп
= 20,2
Nu \ — °-73
Если это выражение приравнять единице (условие равенства гидро-
динамических сопротивлений), то — 20,21-37 = 61,4 61.
Это значит, что для любого теплоносителя при~ЕЕ > gj выгод-
нее продольное обтекание поверхности теплообмена («капал»),
а при 61 поперечное обтекание («пучок»).
Для определенного теплоносителя (точнее для определенного
значения Рг) выбор характера обтекания зависит исключительно
от значения Nu. Например, для воздуха и двухатомных газов Рг
0,72; Рг0-4 — 0,877 и соответственное критическое значение
Nu — 61,4-0,877 -53,8 ^54.
.и, 4
Представляет интерес также сопоставление продольного и попе-
речного обтекания труб при движении теплоносителя в межтрубном
пространстве. Для этого случая справедливы все предыдущие выводы
и формулы, при условии подстановки вместо внутреннего диаметра
трубы d эквивалентного диаметра межтрубного пространства d3.
Критическое значение (соответствует равенству сопротивлений
при продольном и поперечном обтекании (в этом случае будет
—^58, а для воздуха и двухатомных газов составляет
\РГ ’ / кр
NuKp 50.
Определим, например, оптимальный характер омывания в межтрубном простран-
стве для некоторых теплоносителей.
Nu
Вода. /Для воды величины, входящие в безразмерное выражение- меняются
следующих пределах: коэффициент теплоотдачи а — (5 — 10)- 103 ккал/м- час °C
выше; наружный диаметр трубокdH = 0,016 — 0,022 м, температура 40 — 150“
соответственно коэффициент теплопроводности Л ~ 0,545 — 0,588 ккал/м час °C
рг = 4,3 — 1,17.
Nu
Безразмерное выражение — лежит в пределах 82—350. Поэтому в водоводя-
ных теплообменниках целесообразно продольное омывание труб в межтрубном про-
странстве (см. фиг. 39—40).
Масло, а = 250 — 1000 ккал/м2час °C, d — 0,014 м, А =? 0,11 ккал/м час °C,
Рг = 150 - 500.
Nu
Выражение меняется в пределах 2,6 —17,1. Из этих данных вытекает целе-
сообразность поперечного омывания труб маслом (см. фиг. 43—46).
1}
и
И
И
Теплообмен и гидродинамич. сопротивление пучка ребристых труб 95
Воздух (а также газы в газотурбинной установке) а = 40 -н 300 ккал!м2 час °C;
d — 0,012 и- 0,025 м: X =- 0,02 -т- 0,04 ккал/м час °C (в зависимости от температуры).
Возгможные пределы значения Nu ~ 12 375.
Сопоставляя с критическим значением числа Nu = 50, можно сделать вывод,
что оптимальный характер обтекания должен быть уточнен в каждом конкретном
случае.
Водород. Коэффициент теплопроводности А приблизительно в 7 раз выше, чем
для воздуха, и соответственно значение Nu в 7 раз меньше, т. е. лежит в пределах
1,7—53. Очевидно выгоднее поперечное обтекание
§ 20. ТЕПЛООБМЕН И ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ ПУЧКА
РЕБРИСТЫХ ТРУБ
Оребрение труб применяется для увеличения поверхности тепло-
обмена с той стороны, с которой коэффициент теплоотдачи меньше
(в рассматриваемых аппаратах со стороны омывания воздухом и дру-
гими пеконденсирующимися газами).
Из различных видов ребристых труб рассмотрены наиболее
распространенные: трубы с поперечными ребрами, трубы с прово-
лочным оребрением и плавниковые трубы.
Трубы с поперечными ребрами
Геометрические параметры. Пучок труб при шахматном или
коридорном расположении труб с поперечными круглыми или
квадратными ребрами, характеризуется следующими геометриче-
скими параметрами (в м): наружный диаметр несущих трубок d,
шаг ребер и, толщина ребер 8, высота ребер h (вместо h может
быть задан наружный диаметр круглых или сторона квадратных
ребер £)), шаги разбивки труб (поперечный и продольный t2
или соответственно относительные шаги и ф2— "д) •
При круглых ребрах на 1 пог. м несущей трубы без учета торцов
(промежутки между торцами обычно составляют 2—3 мм и торцы
почти нс омываются потоком),
пне оребренной поверхности к
которая равна тге/
для круглых
коэффициент оребрения, т. е. отноще-
наружпо.й поверхности гладкой трубы,
ребер
2 —
d
(158)
для квадратных
ребер
t
!,ЯТ
(159)
96
Теория и расчет
теплообменных аппаратов
Коэффициент сужения сечения, т. е. отношение узкого сечения
к полному сечению пучка (для круглых или квадратных ребер),
•’Icy^c = 1 — Т- ( 1 + -
1СУЖ фх \ 1 и d ]
(160)
Ребристые трубы изготовляются обычно напрессовкой на них
прямоугольных
Фиг. 31. Оребрение
трубы путем на-
вивки поставленной
на ребро ленты.
или круглых пластин «шайб» или навивкой постав-
ленной па ребро ленты (фиг. 31). Особенно боль-
шое значение для обеспечения высокого коэффи-
циента теплопередачи имеет хороший контакт
между трубой и ребрами, что обеспечивается
припайкой, а иногда оцинковкой или полудой.
В настоящее время разрабатывается технология
производства труб с поперечными ребрами путем
прокатки толстостенных труб.
Теплообмен в пучке с поперечными ребрами.
В курсах теплопередачи приводится теоретиче-
ское решение этой задачи, в котором учитывается
изменение температуры ребра по его высоте, но
делается допущение о постоянстве коэффициента
теплоотдачи по поверх пости труб bi и ребра, чего
в дейетвительности не бывает. Поэтому целесооб-
разным является уточнение аналитического
метода на основе экспериментальных данных.
Конвективный теплообмен в шахматном пучке
труб с круглыми или квадратными ребрами, по
исследованию Э. С. Карасиной, описывается
критериальным уравнением
(161)
здесь Сш - 0,223 — для круглых ребер и = 0,205 — для квад
ратных ребер.
Определяющим геометрическим размером в критериях Nu и Re
является шаг ребер ц\ скорость определяется по узкому сечению
пучка.
Для коридорного пучка соответственное выражение
<162>
здесь С. -- 0,104 — для круглых ребер и С\ 0,096 - для квад-
ратных ребер.
Развертывая выражения (161) и (162), т. с. подставляя в них выра-
жения критериев Хи и Re, могучим следующие формулы для конвек-
Теплообмен и гидродинамич. СбпротидЛёние пучка ребристых труб §7
тивного коэффициента теплоотдачи для шахматных пучков труб
с круглыми или квадратными ребрами:
ас = Сш«-0.35 (vF°,14~(~g)0.65-(^)°'6S ^ал!м2час °C (163)
и для коридорных
ас -= Ски^>-№ (-^-) °’54 (А) 0,14 ~-рГ W)0,72 ккал/м* час °C. (1 б4)
В найденные значения ас нужно внести поправки на неравно-
мерность теплоотдачи по поверхности ребра и на внешнее загрязнение
а = асг~г4—« ккал/л^ час °C, (165)
с 1 + |W v /
где & = 0,85 — экспериментально найденный коэффициент, учиты-
вающий неравномерность теплоотдачи по поверхности
ребра;
— коэффициент загрязнения; для совершенно чистых по-
верхностей 0; для экономайзеров паровых котлов,
работающих на твердом топливе, ₽3 — 0,015 -ч- 0,03.
Температура поверхности ребра понижается по мере удаления
от основания ребра, поэтому действительный температурный напор
(стенка — газ) на поверхности ребер — величина переменная. В рас-
четах в качестве температурного напора принимается разность темпе-
ратур газа и стенки трубы у основания ребра. Поэтому необходимо
определить значение приведенного коэффициента теплоотдачи апр,
учитывающего как теплообмен между потоком и оребренной поверх^
ностью, так и передачу тепла теплопроводностью через металл ребер;\
ккал/м2 час °C, (166)
* Общ * Общ
где F тр — наружная поверхность участков трубы между
ребрами на 1 пог. м трубы;
Fр — поверхность ребер (без учета торцов) на 1 пог. м\
Fofhn = Fгпр + Fp ~ полная наружная поверхность 1 пог. м ореб-
ренной трубы;
Е — коэффициент эффективности ребра, учитываю-
щий понижение его температуры по мере уда-
ления от основания.
Аналитическое выражение коэффициента Е—сложная комбинация
из функций Бесселя. Для технических расчетов удобнее определять
его значение для круглых или квадратных ребер по фиг. 32 и 33 в зави-
симости от безразмерных параметров mh и ~~ (m = ’ коэф?
фициент теплопроводности металла ребра в ккал/м час° С).
1 Берман 539
98
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Фиг. 33. Коэффициент эффективности для квадратных ребер.
Фиг. 34. Коэффициент
учитывающий изменение
толщины трапециевидных
•. ребер.
Теплообмен и гидродинамич. сопротивление пучка ребристых труб 99
Коэффициент S, учитывающий трапециевидную форму сечения'
ребра, определяется по фиг. 34 в зависимости от mh и у~ (^2 И 31 -
толщины ребра соответственно у торца и у основания). Для ребер
постоянной толщины £ “ 1.
Коэффициент теплопередачи через стенку, отнесенный к полной
наружной поверхности,
k — —j—------------- ккал/м2 час °C, (167)
1__ГобЩ ' 7
алр °-eHF вн
где — отношение полной наружной поверхности трубы с реб-
* вн
рами к внутренней поверхности несущей трубы;
<хвн — коэффициент теплоотдачи внутри трубы в ккал/м? час°С.
Гидродинамическое сопротивление шахматных пучков из труб
с круглыми или квадратными ребрами, по данным ЦКТИ, может
быть определено по формуле
Л О / А \°’45 ( U \—°’72 п л 94 /1
Др = 2,7Ц—J \сГ) Re~Q^ мм вод. ст., (168)
где i — число рядов труб по потоку;
w — скорость в узком сечении в м!сек.
За определяющий геометрический! размер в критерии Re прини-
мается наружный диаметр несущих груб d. Коэффициент кинемати-
ческой вязкости определяется при температуре стенки трубы (если
взять при температуре потока, то формула дает некоторый запас).
Область применения формулы (168)
Re 10 000 4- 60 000; Ф = 1,6 н-З; 4* = 0,15 4- 0,23; Д-=
1 a d
0,035 : 0,08; - 0,250,5; Х„ 40-4-170 ккал/м час °C;
и м
Т
— 1 1,6 (Г и Тс — абсолютные температуры газа и стенки).
' с
Для коридорных ребристых пучков
Др = 0,188гШ°-5(2^)-0-5в^1ллвод. ст„ (169)
\ d / \ d )
Трубы с проволочным оребрением
Трубы с проволочным оребрением в настоящее время приме-
няются для воздухо- и газоохладителей турбогенераторов. Оребре-
ние латунных трубок производится путем навивки спирали из сверну-
7*
100
Теория и расчёт тёпЛбобмеНных аппаратов
той в спираль медной проволоки (фиг. 35), закрепленной двумя мед-
ными проволоками. При изготовлении наматывается также прово-
Фиг. 35. Трубка с проволочным оребрением:
/ — латунная несущая трубка; 2 — спираль из медной проволоки; 3 и 4 — медные про-
волоки для крепления спирали; 5 — проволока из припоя для лужения трубки и пайки
спирали.
лока из припоя, предназначенная для припайки спирали и лужения
трубок. Навивка производится на специальных станках.
Характеристика пучков из трубок с проволочным оребрением
Тип А Тип Б
Несущие трубки . . Латунные 19/17
Материал проволочной спирали . . . . Медь 0 0,69 мм
Диаметр трубки со спиралью в мм . . 54 44
Число спиралей па 1 м трубки . . . . ~ 142 - 200
Число витков по окружности . . . . . 55 55
Поверхность теплообмена 1 м
трубки в зг2:
омываемая воздухом 0,665 0,616
омываемая водой . . 0,0535 0,0535
Разбивка трубок
Поперечный шаг в мм . . 57 50
Продольный шаг в мм . . 49,5 37
Для определенного пучка трубок в практике конструкторских
бюро с целью упрощения расчетов пользуются графиками. На фиг. 36
дан расчетный график для двух указанных пучков типа А и Б для
определения аэродинамического сопротивления Др и коэффициента
теплопередачи /г. Аэродинамическое сопротивление-дано для шести
трубок по ходу газа. Сопротивление меняется пропорционально
числу трубок. Исследование трубок с проволочным оребрением было
произведено в ЦКТИ и подтвердило возможность получения высо-
ких теплосъемов. Трубки с проволочным оребрением ввиду их высо-
ких тепловых показателей и простоты изготовления (на станках)
Теплообмен и гидродинамич. сопротивление пучка ребристых труб 101
могут найти весьма широкое распространение и для других тепло-
обменников, в которых обеспечена чистота теплоносителя (для избе-
жания засорения).
Фиг. 36. Зависимость коэффициента теплопередачи k и аэродинамического сопротив-
ления Др пучков трубок с проволочным оребрением от скорости набегающего потока
воздуха (сопротивление дано для шести рядов труб).
На основе экспериментальных исследований ВТИ С. Н. Тулиным
предложены обобщенные расчетные формулы для шахматных пучков
трубок с проволочным оребрением. Для теплообмена
Nu = 2,8Ке°ДА) 0-б^у>.зв,
где dH — наружный диаметр несущей трубки в м\
h — высота оребрения в л/Дем. фиг. 35);
и — шаг оребрения в м\
/0 — шаг витков вл/;
1 _
2 ’
z — число витков по окружности.
Определяющими размерами являются шаг оребрения и средняя
температура потока. Скорость определяется по узкому сечению.
Пределы применения формулы (170) следующие: Re = 700 -4— 7000;
А = 1,41-2,72; А = 0,101-?- 0,278; А = 0,825 — 2,50; зазор
между оребрением трубок равен 2,0—3,5 мм, зазор между спиралями
равен 2 -— 4 мм.
102
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Приведенный коэффициент теплоотдачи [сравни с формулой (166) 1
°- = 0'85“(^+>Л)’ <17')
где Е — коэффициент эффективности ребра (круглого стержня про-
волоки)
/Л {nih)
nih
причем
г Г 0,85а
mh = 2h 1/ »
г АЛ о
где 8 - диаметр проволоки в м\
\м — коэффициент теплопроводности проволоки в ккал/м час °C.
Аэродинамическое сопротивление пучка
Eu = 1,6/Re-o.« , (172)
где i — число рядов в пучке.
Пределы применения формы остаются теми же, только Re ~
~ 650 ч- 7000. При < 1,5, начиная со значений Re = 3750-н
ч- 5500 и выше, процесс принимает автомодельный характер и коэф-
фициент сопротивления перестает зависеть от Re. Для этой области
расчетная формула принимает вид
Еи = О,14/(А)-о^(Л)о'15(А)°’1. (173)
Плавниковые трубы
Методика расчета теплообмена при поперечном омывании пучка
труб, снабженных продол иными ребрами (плавниками) (фиг. 37),
в целом аналогична методике расчета пучков с поперечными ребрами,
по отличается формулами для коэффициента Е эффективности ребер.
Если исходить из предпосылки, что коэффициент теплоотдачи
с поверхности ребра постоянен и равен коэффициенту теплоотдачи
с поверхности несущей трубы, то количество тепла, воспринимаемого
или отдаваемого 1 пог. м прямого ребра, будет
Qp = (mh),
где &t— температурный напор у основания ребра в °C.
Если бы ребро имело постоянную температуру, равную темпера-
туре у его основания, то количество воспринимаемого или отдаваемого
им тепла было
Q - 2аШ.
Теплообмен и гидродинамич. сопротивление пучка ребристых труб 103
Очевидно, что коэффициент эффективности ребра
Qp ___\Mm$th(rnh)
Q~ ~~ 2ah
или, учитывая,
что для плоского ребра m =
th (tnh)
mh
(174)
В этсй формуле для учета теплоотдачи с торца плавников
(фиг. 37, а) высоту ребра условно увеличивают на половину его
г 1 । S
толщины 3, т. е. вместо h подставляют п + .
Фиг. 37. Пучок плавниковых труб:
а с приваренными плавниками; о — из штампованных пластин.
Па основе обработки автором экспериментальных данных ЦКТИ
выявилось, что с достаточной для практических целей точностью
коэффициент теплоотдачи плавниковых труб, отьесенный ко всей
их наружной поверхности, может быть определен, как для аналогич-
ного гладкотрубного пучка с введением поправочного коэффициента
0,9 и с учетом выведенного выше коэффициента Е эффективности
ребер. Следовательно, приведенный коэффициент теплоотдачи равен
сг = 0 9су ( Fmp 4-Е\
пр ’ гА\Робщ^ Fo6l^)'
(175)
где <хгЛ — коэффициент теплоотдачи для аналогичного гладко-
трубного пучка, который определяется по формулам (79)—(87).
104
Теория и расчет теплообменных аппаратов
Коэффициент оребрения, т. е. отношение всей наружной оребрен-
ной поверхности к поверхности гладкой трубы, составляет: по
фиг. 37, а
4 h
= (176)
по фиг. 37, б
, I Т 2 \ 2 (2/2 — б)
(177)
Гидродинамическое сопротивление пучков с плавниками, согласно
экспериментальным данным ЦКТИ, можно подсчитывать по фор-
мулам гладкотрубных пучков (138)—(144), учитывая лишь то, что
в случае тесных по потоку пучков или высоких плавников (а также
в конструкции по фиг. 37, б), когда концы плавников вдвигаются
в межтрубное пространство, необходимо при подсчете скорости учи-
тывать толщину плавника, т. с. скорость определять по сжатому
сечению.
§ 21. РАСТВОРИМОСТЬ ГАЗОВ В ВОДЕ
Вода обладает свойством растворять различные газы, причем
количество растворимого в воде газа зависит от свойств газа, его
парциального давления на поверхности воды и температуры воды.
Весовое количество газа, растворимого в единице объема воды,
пропорционально его парциальному давлению над водой (закон
Генри):
С-Фрг, (178)
где С — количество газа, растворенного в воде в мг/л или гЛи3;
рг — парциальное давление данного газа над водой в ата\
Ф — коэффициент весовой растворимости газа или воздуха в воде
в мг/л ата при парциальном давлении газа над водой,
равном 1 ата (табл. 1)
Таблица 1
Коэффициент весовой растворимости газов и воздуха в воде Т (в мг/л ата)
в зависимости от температуры воды
. t в °C о2 1 Воздух 1 СОг L в °C | ог 1 n2 Воздух СО2
0 1 67,0 28.6 36,7 3320 1 40 31,9 14,4 18,1 1 1020
5 । 59.2 , 25.3 32,4 2700 50 28,9 13.2 16,5 830
ю 52,5 22.6 28/1 2290 | 60 26,9 12.4 15,5 720
1 15 47.2 20,4 26,0 1950 70 25,3 1 1,9 14,7 630
20 1 42,8 18,7 23.8 | 1675 ' 80 24,3 1 1,7 14,4 560
1 25 | 39,1 17.4 21.8 i 1440 1 | 90 23,8 11,6 14,2 500
.30 351 36,1 33,7 1 ] 16.1 15,2 20,3 19,1 1270 ИЗО 100 23,6 1 11,5 14,0 450
Растворимость газов в воде
105”
Некоторые исследования показывают, что коэффициент ЧТ весовой
растворимости кислорода имеет минимум при температуре около
120°, а затем возрастает.
Коэффициент весовой растворимости кислорода в воде в зависи-
мости от температуры:
t в °C 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200
мг/л^та 23,6 23,4 23,3 23,8 24.5 25,4 26,5 27,8 29,4 31,3 33,6
Растворенный в воде газ обладает в ней давлением. Если давление
газа в жидкости ниже парциального давления данного газа над жид-
костью, то происходит поглощение газа жидкостью — абсорб-
ция, если же давление газа в жидкости выше парциального давле-
ния этого газа над жидкостью, то газ выделяется из жидкости —
десорбция, Процессы абсорбции и десорбции продолжаются
до тех пор, пока не сравняются давления данного газа в жидкости
и над пей, т. с. до полного насыщения воды газом при данной темпе-
ратуре. Давление растворенного в воде газа при полном ее насыщении
называют равновесным давлением газа рр, оно определяется на осно-
вании формулы (178):
Рр = V ата- <179)
Над водой могут находиться газы, а также имеется водяной пар.
Растворимость любого газа зависит (при определенной температуре
воды) только от парциального давления данного газа. Парциальное же
давление газа в смеси определяется по методам, излагаемым в курсе
термодинамики. Если состав газовой смеси задан в объемных долях,
то парциальное давление любого газа
Pt = rtp,
(180)
а если состав смеси задан в весовых долях
(18,)
где р — давление смеси;
г, и gi — объемная или весовая доля газа в смеси;
7?z, — газовые постоянные и молекулярные веса отдельных ком-
понентов смеси.
Пользуясь приведенными выше формулами, можно решать ряд
задач, имеющих важное практическое значение. Поясним это на при-
мерах.
Пример 1. Определить содержание кислорода и азота в природной воде при
температуре 20° и барометрическом давлении 760 мм рт. ст. Воздух считать сухим
с процентным содержанием по объему 21% О2; 79% Ns.
Теория и расчет тспяооьманных аппаратов
Решение. Давление газовой смеси над водой равно 1,033 ата (атмосферное).
Парциальные давления находим по формуле (180):/>Ог -- 0,21- 1,033 = 0,217 ата,
р^г ~ 0,79- 1,033 = 0,816 ата.
Коэффициенты весовой растворимости при 20° Ч'Ог == 42,8 мг/л ата, —
-= 18.7 к г/л сипа.
По формуле (179) количество растворенного тз воде кислорода Со ~ 42,8-0,217—
9,28 Ata/л; азота Cv* = 18,7-0,816 = 15,3 мг/л; всего растворенных газов
9,28 — 15,3 — 24,58 мг/л.
Хотя в атмосферном воздухе весовое отно-
шение кислорода к азоту составляет 23 : 77=
1 : 3,85, но в воде, из-за лучшей раствори-
мости кислорода, отношение предельных содер-
жаний составляет 9,28 ; 15,3— 1 : 1,65, т. е.
приблизительно в 2 раза больше.
Если бы нас интересовало только общее
количество растворенных в воде газов, то учи-
тывая, что коэффициент весовой растворимости
воздуха при 20° — 23,8 мг/л ата, а давление воз-
духа 1,033 ата, то количество растворенного
воздуха
Свозд = 23,8-1,033 = 24,58 мг/л.
В соответствии с этими данными
при тепловых расчетах обычно прини-
мают содержание воздуха в природной
воде равным 25 мг/л или 25 г/мЛ.
Пример 2. Найти содержание кислорода
в конденсате (при
н давлении паровоздушной
0.06 ата соответствует
35,82 ”С.
Фиг. 38. Содержание кислорода
в конденсате в зависимости от
степени его переохлаждения и
абсолютного давления в
денсаторе.
коп-
равновесном состоянии)
смеси (),()(> ата.
темне р ату р а насыщения
ир и
при
температуре 35 и 25'
Решение. /Давлению р
таблицам насыщенного пара)
Парциальное давление пара по паровым таблицам при 35° С рп~ 0,05733 ата,
25ЭС рп 0,03229 ата.
Парциальное давление воздуха соответственно рвозд = 0,06 — 0,05733 =
— 0.00267 ата и рвозд ~ 0,06 - - 0,03229 0,2771 ата.
Парциальное давление кислорода по формуле (180) ро = 0,21 *0,00267 =
== 0,00056 ата и = 0.21 * 0,02771 — 0,00581 ата.
Коэффициент весовой растворимости кислорода при35°С Ф'о у - 33,7, а при 25°С
Tq ‘ 39,1 мг'л ата.
Содержание кислорода в воде [по формуле (178)]: при 35° Со — 33,7-0,00056 ~
— 0,0189 мг/л; при 25° Со> = 39,1-0,00581 = 0'227 мг/л.
Представляет определенный интерес анализ полученных результатов. В первом
случае (при температуре конденсата 35°) содержание кислорода меньше нормы для
питательной воды (0..03 мг/л), во втором случае (при 25’) оно значительно выше
нормы.
Разница в газонасыщенности конденсата объясняется разным содержанием
воздуха (следовательно, и кислорода) в паре. По формуле (111) содержание воздуха
в паре в первом случае
t________________ бвозд __
G,
0,622
Рвозд 1 Л 0,00267 0749
рп ‘ 0,622 0,05733 ’ ’
во втором случае
0.622
= ,.38.
0,03229
Растворимость газов в воде
107
Переохлаждение конденсата, т. е. разность температур пара при 0,06 ата
и конденсата, в первом случае невелико: 35,82—35 = 0,82°, во втором же случае
оно значительное и равно 35,82—25 = 10,82°.
На основании рассмотренного примера можно сделать практи’
чески важные выводы: конденсатор при отсутствии значительного
переохлаждения конденсата обеспечивает низкое содержание газов
(в частности кислорода) в конденсате, с увеличением переохлаждения
конденсата возрастает его газонасыщенность.
На фиг. 38 показана зависимость содержания кислорода в конден-
сате от степени его переохлаждения и абсолютного давления.
ГЛАВА IV
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ, РАБОТАЮЩИЕ
БЕЗ ИЗМЕНЕНИЯ АГРЕГАТНОГО СОСТОЯНИЯ
ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ
§ 22. НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ
В паро- и газотурбинных установках и в тепловых сетях приме-
няются разнообразные по .назначению, конструкции и роду исполь-
зуемых теплоносителей теплообменные аппараты, работающие без
изменения агрегатного состояния теплоносителей.
В паротурбинных электростанциях и в тепловых сетях находят
применение водоводяные теплообменники различного назначения,
довольно близкие по конструкции. Это охладители конденсата дре-
нажа на электростанциях и различные водоводяные подогреватели
в тепловых сетях. Охладители конденсата применяются для устра-
нения возможности вскипания воды на участках с более низким
давлением, в частности, на линии всасывания насосов в целях обеспе-
чения их бесперебойной работы. Тепло, выделяемое при охлаждении
конденсата первичного пара, используется обычно для нагрева более
холодного основного конденсата турбины, что может повысить
к. п. д. паротурбинной установки на несколько десятых процента.
Водоводяные теплофикационные подогреватели (абонентские бой-
леры) применяются в тепловых сетях в тех случаях, когда нецеле-
сообразно подавать потребителю непосредственно сетевую воду,
поступающую из теплофикационных подогревателей ТЭЦ, например,
при больших утечках воды у потребителя или возможности ее загряз-
нения. Подогрев идущей к потребителю воды производится в поверх-
ностном теплообменнике с использованием тепла сетевой воды, кото-
рая при помощи сетевых насосов циркулирует между абонентскими
и теплофикационными подогревателями ТЭЦ. В газотурбинных уста-
новках все теплообменные аппараты, в частности, воздухоподогре-
ватели и воздухоохладители работают без изменения агрегатного
состояния теплоносителей.
В паро- и газотурбинных установках применяются маслоохла-
дители для охлаждения подшипников турбины, редуктора, генера-
тора, а также для системы регулирования, в которой в качестве
рабочей жидкости применяется масло для гидравлических при-
Водоводяные теплообменники
109
водов органов парораспределения. Турбогенераторы охлаждаются
по замкнутой схеме и турбоустановки снабжаются воздухоохлади-
телями или газоохладителями (для водорода). Вторичным теплоноси-
телем в этих теплообменниках является обычно циркуляционная
вода и очень редко конденсат.
К теплообменным аппаратам, работающим без изменения агрегат-
ного состояния теплоносителей, следует также отнести радиаторы,
т. е. поверхностные охладители, применяемые на некоторых энерго-
поездах и газотурбинных установках для охлаждения циркуляцион-
ной воды наружным воздухом. Рассматриваемая группа теплообмен-
ных аппаратов имеет различные конструктивные формы и назна-
чение. Одни аппараты выполняются одноходовыми по обоим тепло-
носителям, однокорпусными с гладкими трубами, другие многохо-
довыми, многокорпусными (секционными), оребренными. Каждая
из конструкций имеет свои преимущества и недостатки. Так, напри-
мер, преимущество секционных конструкций состоит в том, что
из одинаковых секций комбинацией их последовательного и парал-
лельного соединения можно получить разные и притом довольно
значительные поверхности теплообмена. Кроме того, в секционных
конструкциях полностью устраняется возможность протечек тепло-
носителя между отдельными ходами (см. фиг. 39, 40), что обычно
бывает в межтрубном пространстве однокорпусного многоходового
аппарата. Этим объясняется широкое распространение секционных
конструкций, несмотря па их некоторые существенные недостатки:
большие гидродинамические сопротивления, большие габариты, высо-
кая стоимость поверхности нагрева из-за увеличения количества
наиболее дорогостоящих элементов — трубных досок, фланцевых
соединений, переходных камер.
Несмотря на большое конструктивное различие данной группы
теплообменных аппаратов, при проектировании их учитывают ряд
общих требований: противоточное направление движения теплоно-
сителей, отсутствие перетекания теплоносителей из одной полости
аппарата в другую, создание равномерного распределения скоростей
по потоку теплоносителя, обеспечение компенсации термических
удлинений.
§ 23. ВОДОВОДЯНЫЕ ТЕПЛООБМЕННИКИ
На фиг 39 показан охладитель дренажа конструкции ЛМЗ
типа ОГ-12-1 и схема его включения. Этот теплообменник состоит
из двух одинаковых секций, включенных последовательно по обоим
теплоносителям с соблюдением принципа противотока (в охладителе
дренажа типа ОГ-24 включены последовательно четыре такие сек-!
ции). Прямые стальные трубки развальцованы с обоих концов в труб-
ных досках, разбивка трубок по концентрическим окружностям.
Передние трубные доски приварены наглухо к корпусу, а задние
сделаны подвижными с сальниковым уплотнением. Такая конструкция
110 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит
Фиг. 39. Охладитель дренажа типа ОГ-12-1 и схема его включения:
а — продольный разрез; б — поперечный разрез: / — 'водяные камеры с перегородками;
2 — корпус с неподвижной трубной доской; 3 — трубная система; 4 — асбестовая преми-
рованная набивка; 5 — подвижная трубная доска; 6 — крышки; 7 — лапы корпусов: 8 —
опоры; 9 — выпускной патрубок первичного теплоносителя; 10 — термометры на входе
и выходе теплоносителей; 11 — впускной патрубок первичного теплоносителя; 12 — впу-
скной патрубок вторичного теплоносителя; 13 — перегородки; 14 — выпускной патрубок
вторичного теплоносителя; 15 — подогреватель; 16 — выпускная задвижка подогревателя;
17 — обводная задвижка подогревателя; 18 — диафрагма; 19 — впускная задвижка подо-
гревателя; 20 — впускная задвижка охладителя; 21 — кондеисатоотводчик для дренажа
подогревателя; 22 — охладитель.
Водоводяные теплообменники
111
обеспечивает свободное тепловое расширение трубного пучка.
Передняя водяная камера 1 разделена перегородкой, наклонной
под 45°. Такой же перегородкой, не доходящей до задней трубной
доски и приваренной к корпусу, разделено и межтрубное простран-
ство. Благодаря этому в каждой секции имеются два хода по обоим
теплоносителям. Термические расширения корпусов отдельных
Фиг. 40. Секционный водоводяной подогреватель типа теплосети Мосэнерго:
1 — линзовый компенсатор; 2 — соединительные патрубки; 3 — калач.
секций могут происходить благодаря свободному креплению задних
оно]) 8 корпусов к фундаменту и задних лап 7 корпусов между собой.
Благодаря отказу от разъемной конструкции аппарат получился
простым в конструктивном отношении, а благодаря приварке пере-
городок 13 к стенкам корпуса устранены протечки в межтрубном
пространстве. Применение наклонной перегородки допускает уста-
новку патрубков с любой стороны корпуса.
Как видно из схемы включения, в межтрубное пространство охла-
дителя подается лишь часть основного конденсата. Это достигается
в результате перепада давления, создаваемого диафрагмой 18 и впуск-
ной задвижкой 19 подогревателя. Охладитель может быть отключен
от трубопровода основного конденсата только одновременно с подо-
гревателем, для чего необходимо предварительно открыть обводную
задвижку 17, а затем закрыть задвижки 16, 19 и 20.
Секционный водоводяной подогреватель типа теплосети Мос-
энерго, широко применяемый в тепловых сетях для подогрева воды
на производственные и бытовые нужды, показан на фиг. 40. Первич-
ная вода из ТЭЦ, как более чистая, поступает в межтрубное прост-
ранство, вторичная — движется по трубам. Секции выполнены одно-
112 Теплообмен. аппарат, работ, без изменён. аерёё. СОсТ. тёплоноеит.
ходовыми, а для уменьшения зазоров между корпусом и трубами
применено жесткое крепление обеих трубных досок. Для компенса-
ции температурных удлинений корпусы снабжены линзовыми компен-
саторами. Если предвидится необходимость очистки межтрубного
пространства от грязи или накипи, то для выемки трубного
пучка задняя трубная доска выполняется свертной на газовой
резьбе.
Корпусы секций изгото-
вляются из стандартных
труб длиной около 4 м и
внутренним диаметром 83—
309 мм с числом 'г рубок
в секции, равным 7-140, и
соответственно с поверхно-
стью нагрева 1,32—26,4 л/2.
Т р у б к и об ы ч и о л ату и н ые
16/14 мм. Стальные трубки
нежелательны, так как
Фиг. 41. Схема спирального теплообменника. иногда через 1,5 2 года кор-
розия полностью выводит
подогреватель из строя.
Определенный интерес при давлении теплоносителей до 5 ата
представляет использование спиральных теплообменников, изготов-
ляемых из листовой стали (фиг. 41). Их достоинство: компактность,
высокий коэффициент теплопередачи, небольшие гидродинамические
сопротивления, малая подверженность загрязнению. Недостаток —
сложность обеспечения полной герметичности между теплоносите-
лями.
§ 24. МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
К конструкциям маслоохладителей предъявляются следующие
основные требования: вода не должна попадать в масло (для чего
давление масла должно быть выше давления воды). Нежелательно
попадание (просачивание) масла в воду. Обычно для обеспечения
плотности вальцовочных соединений их пропаивают. Опасность
попадания масла в воду является одной из причин, ввиду которой
для охлаждения масла избегают применять основной конденсат
турбины, а используют циркуляционную воду, хотя из-за этого
не только теряется тепло масла, по и расходуется циркуляционная
вода.
Маслоохладители (а также воздухоохладители турбогенераторов)
часто включаются по воде параллельно с конденсаторами, согласно
фиг. 42, а: при этом сопротивление по воде маслоохладителей и возду-
хоохладителей и их трубопроводов при предельно возможном расходе
воды должно быть меньше минимально возможной разности давле-
ний в местах подключения в циркуляционную систему. По этой
Маслоохладители
TTT
этим обеспечивается высокий
fi)
Схемы включения масло-
42.
не может заметно
причине ограничивают гидродинамическое сопротивление маслоох-
ладители. Практически оно должно быть меньше, чем сопротивление
конденсатора, часто его принимают до 1—2 лгвод. ст. При располо-
жении маслоохладителей и воздухоохладителей вблизи циркуля-
ционного насоса, можно слив воды производить во всасывающую
линию насоса, согласно фиг. 42, б,
напор охлаждающей воды. По-
скольку повышение температуры
роды в охладителях обычно не-
большое (2—3°), а расход соста-
вляет для мощных турбин 3—5%,
а для мал lax б - 15% от расхода
охлаждаю!цен воды на конденса-
тор, то подвод несколько подогре-
той в охладителях воды на всасы-
вание насоса
отразиться на температуре воды,
подаваемой в конденсатор.
На фиг. 43 показана кон-
струкция весьма распространен-
ных маслоохладителей типа МП-37.
Охлаждающая вода идет по тру-
бам сверху вниз в один ход, а
масло поступает в межтрубное
пространство, разделенное попе-
речными перегородками в виде че-
редующихся дисков и колец, что
создает зигзагообразное течение
масла навстречу воде (противо-
ток), а также поперечное омы-
вание трубок маслом (рациональ-
ность этого изложена в § 19). Трубки латунные, а для морской
воды иногда мельхиоровые. Трубные доски стальные или латунные
в зависимости от свойств воды. Разбивка трубок треугольная с малым
относительным шагом для уменьшения числа поперечных перего-
родок. При трубках 14/12 шаг t — 17 мм, т. е. относительный шаг
17
— -рр ~ 1,21. Верхняя трубная доска сделана подвижной путем
применения латунной кольцевой мембраны толщиной 2 мм, крепление
которой хорошо показано на фиг. 43, б.
Заводом «Комега» осуществлено видоизменение конструкции,
схематично показанное на фиг. 44. Для уменьшения протечек масла
между корпусом и поперечными перегородками между ними пре-
дусмотрены кольцевые обечайки. Это усложняет и удорожает аппарат,
протечки же полностью не устраняются.
На фиг. 45 показан один из серии унифицированных маслоохла-
дителей НЗЛ с нижней подвесной камерой. Вода идет в трубках в шесть
8
Верман
539
Фиг.
и воздухоохладителей в линию цирку-
ляционной воды:
а — параллельно с конденсатором; б— со
сбросом воды из охладителей во всасы-
вающую линию циркуляционного насоса;
1 — конденсатор; 2 — маслоохладители;
3 — воздухоохладители; 4 — циркуля-
ционный насос.
114 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
няя трубная
жим кое кольцо; /1 —• -
синий (со стороны воды); 13
геьтика (ьный разрез; б крепление верхней трубной доски;
направляющие перегородки; 2 - трубки; 3 нижняя трубнля доска;
- спускной краник для воды; 5 краник для слива масла: 6 -- верх-
доска- 7 9 — краники для выпуска воздуха; 8 — термометр; 10 — за-
’латунная мембрана; 12 — прокладка из резины с пару-
'jj _ прокладки из промасленного картона (со стороны
масла). _______
Маслоохладители
115
ходов, а масло зигзагообразно в межтрубном пространстве. Идея
конструкции заключается в том, чтобы полностью обеспечить попе-
речное обтекание трубок маслом (поэтому в центре нет трубок) и при-
том с одинаковым сопротивлением в радиальном направлении. Между
трубными досками и перегородками крышек нет прокладок, а пре-
дусмотрен зазор 0,1— 0,5 мм, через который происходит протечка
воды.
Указанный недостаток устранен в раз-
разработанной автором конструкции двух-
ходового по воде маслоохладителя (фиг.46).
Эта конструкция допускает выемку труб-
ного пучка без разборки водяных комму-
никаций, что весьма удобно в эксплуа-
тации.
Основные положения расчета
и конструирования маслоохладителей
Маслоохладитель необходимо рассчи-
тывать для самых тяжелых условий ра-
боты. Тепловая мощность маслоохлади-
теля Q в ккал/час определяется по поте-
рям на трение в подшипниках, редук-
торах, а расход масла принимается рав-
ным производительности масляного насоса
турбины.
На каждый турбоагрегат в зависимости
от его мощности устанавливается 2—6
маслоохладителей с таким расчетом,
чтобы иметь возможность последовательно
Фиг. 44. Схема маслоохла-
дителя с внутренним кожу-
хом:
/ — корпус; 2 — трубки;
3 — перегородки; 4 — обечайки
внутреннего кожуха.
отключать один из них для чистки при полной нагрузке турбины
и температуре охлаждающей воды до 30°. Включение аппаратов по
воде и маслу может быть параллельное (чаще всего), последова-
тельное или смешанное, в зависимости от располагаемого напора.
Начальную температуру воды пр*и входе в маслоохладитель для
расчета следует принимать не среднегодовую, а максимальную
для данной местности, обычно ~ 33°. Учитывая небольшой нагрев
воды в маслоохладителе, можно принимать в расчетах сред-
нюю ее температуру 35°. Температура турбинного масла
марки Л при посту плен пн в маслоохладитель не должна превышать
60—65°, а из выходе должна быть 40—45°. Среднее значение темпе-
ратуры масла в расчетах можно принимать ZL 50°.
Физические свойства турбинных масел, кроме вязкости, мало
меняются в рассматриваемом интервале температур (табл. 2). Для
турбинного масла марки Л в интервале температур 40—65° можно
принимать в среднем: удельный вес 7 880 кг/м3; коэффициент
теплопроводности X 0,08 ккал/м час СС, теплоемкость
116 Теплообмен, аппарат, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
/696
Вода
Выход масла
o.f-o.5
Фиг. 45. Маслоохлади-
тель НЗЛ типа У-8 (для
морской воды):
/ — внутренняя крышка;
2 — нижняя трубная доска;
«?, 4 — перегородки (кольцо-
диск); 5 — корпус;
6 — трубки; 7 — верхняя
трубная доска; 8 — наруж-
ная крышка; 9 — термо-
метры: 10—связи; 11 — про-
текторы; 42 — перегородки
в водяных камерах (вход-
ной патрубок для воды на
фигуре не показан).
Г х\Л
0.1+0.
Разрез по ЯД
Мас л ooxладит ели
ТГТ
Фиг. 46. Схема маслоохладителя, разработанная автором:
1 — спускной коан; 2 — внутренняя крышка; 3 — нижняя трубная
до«'ка; 4 — корпус: 5, 6 — перегородки (диск-кольцо): 7 — трубки;
3 — верхняя кпышка: 9 — верхняя трубная доска; 10 — пружиня-
щее кольце; 11 — щитки для устранения протечки масла 'между
секциями трубок.
118 Теплообмен., аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
Таблица 2
Некоторые физические свойства турбинного масла марки Л
Темлсрагура в °C Вязкость к л немлтлческаw v 1и,: В л;~/сек Критерий Иралдтлл Рг
40 35 605
45 27,2 507
50 22,5 432
55 19,0 388
60 16,5 354
65 14,6 332 i
0,47 ккал/кг °C, коэффициент об немного расширения р
0,000734.
Скорость воды в трубках лимитируется допустимым гидродинами-
ческим сопротивлением. Для обеспечения приемлемого коэффициента
теплоотдачи критерий Re должен быть около 10 000 или несколько
выше (но не ниже 5000). Следовательно, для трубок размером 14/12
и при средней температуре воды 35°
vfc 0,732-10 6 лг/сек\
низший предел скорости воды
10-', 50(H) 0,782- П) " П9ЛГ
w4 > - . = —- ——-ltl - 0,30b м.сек
- d 12
Увелшк'нпе скорости воды выше 0,6 0,<3 м/сеь бесполезно,
поскольку 'Iсплонерсдача будет ограничиваться термическим сопро-
тивлением со стороны масла. Кроме того, с увеличением скорости
воды в трубах возрастает пропорционально длина пути воды, поэтому
трубы, а также весь аппарат получились бы длинными или при-
шлось бы переходить к более сложной многоходовой конструкции
(фиг. 45).
Уместно указать, что маслоохладители типа МП-37 (фиг. 43 и 44)
рассчитаны на скорость воды ~ 0,14 м!сек. При этом движение воды
ламинарное, и из-за низкого коэффициента теплоотдачи со сто-
роны воды коэффициент теплопередачи составляет всего 130—
160 ккал/м- час °C. Из-за малой скорости воды, движущейся сверху
вниз, растворенный в ней и выделяющийся при нагревании воздух
образует на стенках труб воздушную пленку, ухудшающую тепло-
обмен. Целесообразно изменить направление теплоносителей, что было
подтверждено в эксплуатации. Сопротивление этих апппаратов
по воде, по подсчетам автора, составляет около 0,1 м вод. ст., что
не вызывается необходимостью. В маслоохладителях НЗЛ (фиг. 45)
за счет большей скорости воды и масла коэффициент теплопередачи
Маслоохладители
119
равен 350- 450 ккал/м" час °C при сопротивлении hq воде
~2 м вод. ст., а по маслу — до 2 кг/см'1.
Скорость масла в межтрубном пространстве лимитируется допус-
тимым сопротивлением, которое должно быть увязано с .масляной
системой турбины. Обычно скорость масла можно принимать, считая
по узкому сечению между трубками, в пределах 0,4—1 м/сек.
В маслоохладителях, т. е. в теплообменниках с поперечными
перегородками в межтрубном пространстве, существенное значение
имеет уплотнение зазоров между перегородками и стенками корпуса.
Обычно величину зазора конструктор задает в пределах 1 —1,5 м_м,
а при сварных корпусах — до 2—3 мм на сторону. Это вызывает зна-
чительную протечку масла через зазоры (до 30—35%) и понижение
коэффициента теплоотдачи. Корпус маслоохладителей (и других
аналогичных аппаратов) должен быть изнутри расточен, а зазоры
должны быть приняты минимально допустимые при серийном произ-
водстве. Уменьшение протечек может быть достигнуто установкой
уплотнительных колец (см. фиг. 46). Важность тщательного уплот-
нен и я пояс и я етс я ч и сл е н ным п р име р ом.
Пример. Внутренний диаметр корпуса 300мм. Перегородки расположены на рас-
стоянии h -- 79 мм (в свету), круговой зазор по 1 мм с каждой стороны. Скорость
масла в узком сечении 1 м/сек. температура 50°. Разбивка трубок — см. фиг. 45;
шаг t17 мм, d( ~~ 14 мм. Найти величину протечек масла.
Решение. Сечение кольцевого зазора
So - 0,785(0.3“ — 0,02982) = 0,00094 м2.
Коэффициент местного сопротивления (резкое сужение и расширение сечения)
Zo 1,5.
Средняя нлошачь в пучке для прохода масла —> шестиугольник со стороной
в пять тагов трубок:
5, 6-.г>/(| • У) h 6.5.0,017 (1 — Ч) 0.079 = 0,0071 л2;
»</, 1-0 011
при 50° 62Z
Среднее число трубок, поперечно омываемых маслом, составляет пять (f = 5)
в каждом направлении; масло совершает два поворота по 90° у стенок корпуса (сопро-
тивлением пренебрегаем) и поворот на 180° в средней части пучка. ПринимаехМ
С — 2,5 (см. табл. 1, § 18).
Коэффициент сопротивления пучка по формуле (140)
2.3,86(7 1) У = 2.3,86 (5 4-1) 622~0’25 = 8,4,
а всего Zi 2,5 ф- 8,4 ~ 10,9.
Распределение масла, идущего через зазор и пучок, находим по формуле (152)
6., _ S. у/ уф
Gl ~~ S. Г Z,
0,00094 л/10.9
0,0071 I 1,5~
т. е. через зазор в 1 мм проходит свыше 74 масла, поступающего в маслоохладитель,
а менее 3/4 идет через пучок. Фактически через пучок пойдет даже несколько меньше,
так как значение Re меньше, а следовательно, коэффициент сопротивления пучка
120 Теплообмен. аппараты, работ, без изменен- агрег. сост. теплоносит.
больше подсчитанного (такой пересчет нетрудно сцелать). Из-за такой значи-
тельной протечки масла через зазоры уменьшается, во-первых, количество масла,
участвующего в теплообмене с водой, и коэффициент теплоотдачи с масляной
стороны, а во-вторых, значительно понижается тепловая мощность аппарата.
§ 25. ВОЗДУХО- И ГАЗООХЛАДИТЕЛИ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
При работе турбогенераторов возникают потери энергии, которые
превращаются в тепло, вызывающее нагрев элементов машины. Для
обеспечения ттпт'чь.чой работы турбогенератора при температуре,
допускаемой материалом ило/ншии обмоток, необходим постоянный
отвод тепла, обеспечиваемый при помощи вентиляции. Крыльчатка
ве и т и л я то р а у ста 11 а вл ива етс я па р от о р с ге н с р а то р а.
В современных турбогенераторах применяется замкнутая система
охлаждения: один и тот же воздух, циркулирующий в системе,
нагреваясь в генераторе, отдает полученное тепло охлаждающей воде
в охладителе. Применением замкнутой системы практически устра-
няется возможность забивания генератора пылью. Воздухоохлади-
тель состоит, как правило, из оребренных труб, поперечно омывае-
мых воздухом в один ход, поскольку допускаемое падение давления
невелико. Охлаждающая вода проходит по трубам обычно в два,
а иногда в четыре хода.
В современных мощных турбогенераторах в 100 мгвпг и выше
применяется водородное охлаждение, а при мощности 25 и 50 мгет —
как водородное, так и воздушное. Применение водорода повышает
к. п. д. мощных турбогенераторов на 0,7—1 % из-за уменьшения
вентиляционных потерь. Кроме того, из-за высоких охлаждающих
свойств водорода (по сравнению с воздухом) возможно увеличение
мощности генератора приблизительно на 20% при его неизменных
размерах.
Поскольку физические свойства водорода, обусловливающие
повышение к. и. д. и мощности генератора, влияют также па тепло-
обмен и гидродинамическое сопротивление охладителя, то целе-
сообразно произвести сопоставление их со свойствами воздуха.
Физические параметры водорода (индекс «я») и воздуха (индекс
'wvr?») <-вязаны следующими прнближегшымп соотношениями: удель-
ный вес
Tw ~ 0>07тзозд,
коэффициент теплопроводности
динамическая вязкость
И н =
кинематическая вязкость
___ _ 0,5 Р-воздЗ _
н “ " “ 0,07 ^возд “
весовая теплоемкость при постоянном давлении
Воздухо- и г азоохладители турбогенераторов
(объемная теплоемкость, а также критерий Рг для водорода и воз-
духа, как двухатомных газов, одинаковы).
При одинаковой скорости гидродинамическое сопротивление для
водорода [в соответствие с формулой (168)]
Др
- 1 - ГА24 - 0,07-70’24 - 0,114
Reu’24 1
в 8,75 раза меньше, чем для воздуха. Коэффициент же теплоотдачи,
согласно формуле (161),
с? = X р , 65 —~ —-— — ———-
Л __ Л IV t ^0>65
в 1,98 раза больше, чем для воздуха. Фактический выигрыш в сопро-
тивлении и теплообмене ниже из-за попадания в водород воздуха.
Находясь в корпусе генератора, водород соприкасается с турбин-
ным маслом, из которого выделяется содержащийся в нем воздух.
«Чистота» водорода поддерживается обычно в пределах 94—96%
(но не ниже 90%). Поддержание более «чистого» водорода требо-
вало бы большего его расхода на продувку. При содержании водо-
рода от 5 до 76% смесь взрывоопасна. Ввиду наличия воздуха (и водя-
ных паров) удельный вес смеси только в 8—10 раз меньше, чем воз-
духа. В целях предотвращения образования взрывчатой смеси в кор-
пусе генератора, а следовательно, и в газоохладителях необходимо
поддерживать избыточное давление 0,03—0,05 ати. В последнее
время переходят к повышению давления водорода до 1—2 ати и даже
выше, так как вследствие интенсификации теплосъема повышается
мощность генератора.
При расчете и конструировании необходим проверочный расчет
газоохладителя при работе на воздухе, поскольку, согласно
ГОСТу 533-51, турбогенераторы с водородным охлаждением должны
обеспечивать мощность не менее 60% от номинальной при продол-
жительной работе с воздушным охлаждением.
Необходимо также учитывать при смене охлаждающей среды
(воздуха и водорода) работу па инертном газе — углекислоте для
устранения образования взрывоопасной смеси.
Устройство и расположение воздухо- и газоохладителей
Конструктивно воздухо-и газоохладители (фиг. 47) представляют
трубчатый теплообменник прямоугольного сечения (малое давление
газа) с ребристыми трубами. Ранее применялись с круглыми ребрами,
а в настоящее время — с проволочным оребрением (см. фиг. 35)
Подвод и отвод воды обычно делают с одной стороны (прощетрубо-
проводы), и поэтому число ходов воды в каждой секции четное —
большей частью два. Отверстия в трубных досках просверливаются
по диаметру гладких (несущих) труб, поэтому в случае повреждения
122 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
смена отдельных ребристых труб невозможна, их заглушают метал-
лическими пробками. Воздухоохладители и устанавливаются под опе-
ратором конденсационном помещении. Секции же современного
газоохладителя не являются «выносными», а расположены непосред-
ственно в корпусе генератора по кольцевому пространству между
Ф111 . '17. Вь здуко- и г.тиюхла цитель турбогенератора.
обшивкой и активной сталью статора, как показано прямоугольни-
ками на фиг. 48, а. (/грелками показан радиально-выходящий из
вентиляционных каналов статора нагретый газ, который концентри-
руется в продольных каналах 1 горячего газа, продувается по всей
длине через секции газоохладителя и поступает в сборные каналы
холодного газа 2. Схема двух секций газоохладителя с расположен-
ной между ними камерой горячего газа при снятой цилиндрической
обшивке корпуса дана па фиг. 48, и. Стрелками показано направле-
ние струй газа, который по выходе из окон отсеков горячего газа
равномерно распределяется но всей длине каждой секции газоохла-
дитсля и попадает в продольный капал 2 охлажденного газа. В новей-
ших мощных турбогенераторах обмотка выполняется из медных
трубок, через которые продувается водород давлением —2—3 ати.
Благодаря непосредственному и интенсивному охлаждению обмотки
активные размеры генераторов могут быть сокращены почти вдвое,
а вес — приблизительно на одну треть. Мощность машин при неизмен-
ных размерах и весе может быть увеличена в 2—2,5 раза.
Воздуха- и г азоохладители турбогенераторов
123
Поскольку воздухоохладители помещаются, как правило, в кон-
денсационном помещении, то питание их охлаждающей водой произ-
водится от циркуляционных насосов. Гидродинамическое сопро-
тивление при этом должно быть небольшим (примерно до 2 м вод. ст.).
Газоохладители же располагаются на уровне машинного зала,
и напора циркуляционной системы недостаточно для подачи к ним
охлаждающей воды, поэтому приходится обычно ставить насосы для
Фиг. 48. Водородное охлаждение турбогенератора:
а — схематический поперечный разрез турбогенератора; б — схема распределения охлаж-
дающего газа в пространстве между двумя секциями газоохладителя; I — продольные
(сборные) каналы горячего газа; 2 — продольные (сборные) каналы холодного газа: 3 — про-
дольный распределительный канал; 4 статор: 5 — ротор; / — горячий газ; //>— холод-
ный газ.
обеспечения надлежащего напора воды. Сопротивление охладителя
по воде' в этом случае может быть принято выше.
Конструкция охладителей, качество их изготовления и сборки
должны быть такими, чтобы вода не попадала в газ Особенно это
важно для газоохладителей, располагаемых в непосредственном
соседстве с элементами генератора, так как при возникновении течи
вода быстро распыляется потоком водорода по всему турбогенера-
тору, что представляет серьезную опасность для целости агрегата.
При конструировании охладителей необходимо обращать внимание
на вибрацию трубок и обеспечить непопадание их в резонанс (этот
вопрос излагается в курсе «Теория колебаний»).
Основные положения расчета и конструирования
Количество тепла, которое необходимо отводить в охладителе,
задается из расчета генератора как потери, отводимые воздухом.
Их можно определить:
Д/V = —V (1 ~ кет, (182)
где А7 — мощность генератора в квт\
к. п- д- генератора;
124 Теплообмен аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
а % 0,9 — эмпирический коэффициент, учитывающий, что не все
потери тепла отводятся в охладитель, так как тепло
от подшипников отводится в маслоохладитель, часть тепла
рассеивается в окружающую среду.
Температура газа (воздуха или водорода) на выходе из охладителя
принимается = ^40°, поскольку по ГОСТу 533-51 номинальные
данные турбогенераторов относятся к этой температуре. Температура
воды (максимальная) при входе в охладитель принимается 30°,
а в отдельных случаях (по требованию заказчика) 33°.
Из расчета генератора определяется также расход газа; при
температуре обычно он равен 0,03—0,04, а изредка —0,05 м3!сек
на / кет потерь. Обычно сопротивление по воздуху задается в пре-
делах 16—25 мм вод. ст., а для водорода при давлении 1,05 ати —
порядка 4—6 мм вод. ст.
На основе перечисленных исходных данных можно сформули-
ровать некоторые основные положения расчета и конструирования
воздухо- и газоохладителей турбогенераторов.
1. Коэффициент теплоотдачи со стороны газа меньше, чем со сто-
роны воды, поэтому целесообразно применять оребренные трубы
с большим коэффициентом оребрения, а ребра нужно делать из мате-
риала с высоким коэффициентом теплопроводности.
2. Поскольку в замкнутой системе пет оснований опасаться
загрязнения поверхности теплообмена со стороны газа, при выборе
оребрения следует исходить исключительно из теплогидродинами-
ческих соображеиий.
3. Наличие поперечных ребер обусловливает перекрестный ток,
а ввиду малого допустимого сопротивления движение газа (воздуха,
водорода) в один ход.
4. Воду следует пускать в несколько ходов (обычно два, изредка —
четыре). Четное число ходов воды обусловливается компоновкой,
т. е. удобством подвода и отвода воды с одного конца аппарата.
Наличие нескольких ходов позволяет обеспечить скорость порядка
1 м/сск п высокий коэффициент теплоотдачи.
5. Расчетный (максимальиый) расход охлаждающей воды выби-
рается довольно значительным. Этим достигается помимо увеличения
скорости воды и соответственно коэффициента теплоотдачи малое
повышение температуры воды и увеличение среднего температурного
напора. Произведенный автором анализ некоторых воздухо- и газо-
охладителей завода «Электросила» для генераторов мощностью
до 100 мгвт показывает, что расчетный расход охлаждающей воды
0,3—0,4 м3/час на 1 кет потерь (в отдельных случаях доходит
до 0,5 м3/час кет). Если исходить из расхода воды 0,4 м3/час и расхода
воздуха 0.04 м3/сек (при 40°) на 1 кет потерь, то, учитывая, что
ср в03д = 0,24 ккал/кг °C п удельный вес воздуха при 1 ата и 40°
1 29,27^з1з 1 ’1
Воздухоохладители турбокомпрессоров
125
получим отношение водяных эквивалентов и изменения температур
теплоносителей:
ил _ 0,04.3600.1,1-0.24 _nnQc- П1
и/2 “ 8^ “ 0,4-1000 -и,иУэ^и,1.
Такое же соотношение получается и для водорода, так как у него
такая же объемная теплоемкость, как и у воздуха.
6. При выборе диаметра трубок и работе на циркуляционной
воде приходится считаться с загрязнением трубок со стороны воды.
Поэтому завод «Электросила» выпускает воздухо- и газоохладители
с трубками сравнительно большого диаметра 19/17 Если в качестве
охлаждающей воды использовать конденсат, то можно было бы
уменьшить диаметр трубок, габариты и вес охладителей. Препят-
ствием к применению конденсата в качестве охлаждающего агента
является усложнение коммуникаций и сравнительно небольшое
количество тепла, которое можно при этом использовать для подо-
грева конденсата.
§ 26. ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛИ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
Воздухоохладители компрессоров, часто называемые «холодиль-
никами», обычно представляют трубчатую конструкцию: по трубам
движется охлаждающая вода, а в межтрубном пространстве — охла-
ждаемый воздух. В мощных многоступенчатых компрессорах зача-
стую устанавливается в непосредственной близости к ним несколько
холодильников, и поэтому компоновка последних (в частности место
ввода и отвода воздуха) должна быть тесно увязана с конструкцией
компрессора. На фиг. 49 схематично показаны наиболее распростра-
ненные типы холодильников. Все они состоят из пучка латунных
или медных труб, по которым движется вода и которые поперечно
омываются потоком воздуха. Трубы или гладкие, или ребристые.
В современных типах холодильников ведущих турбостроительных
заводов применяются почти исключительно ребристые трубы, что
обеспечивает компактность аппарата и уменьшение веса. В холодиль-
нике но фиг 49, а воздух сначала омывает половину трубок по всей
их длине, затем поворачивает в трубном пучке и в обратном напра-
влении тоже обтекает по всей длине вторую половину трубок. Досто-
инство этой конструкции — невысокая скорость воздуха при входе
в пучок, а недостаток — трудность равномерного подвода воздуха
по всей длине трубок, и поэтому неполное использование поверхности
охлаждения и добавочные потери давления.
В холодильнике (фиг. 49,6) сначала омывается воздухом верхняя
половина пучка, а после повороту в специальном отводе — нижняя
половина. Эта конструкция обеспечивает хорошее омывание пучка.
Конструкция на фиг 49, в отличается большим числом ходов воз-
духа (шесть или четыре) и воды (четыре).
126 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрее. сост. теплоносит.
При конструировании холодильников необходимо учитывать
возможность вибрации трубок в случае совпадения их собственной
частоты колебаний с числом оборотов ротора.
а)
Фиг. 49. Различные типы холодильников турбокомпрессоров.
Особенности расчета и конструировании
1. Для возможности сопряжения нескольких холодильников
с турбокомпрессором важно не только уменьшение общего объема
холодильника, но и его фронтального сечения.
2. Расход охлаждаемого воздуха и количество отводимого
в холодильнике тепла Q задаются из расчета компрессора.
3. Большое значение для экономичности всей установки имеет
уменьшение потерь давления Др в холодильнике и возможно низкая
температура воздуха ня выходе (Др обычно задается в пределах
250—1000 мм вод. ст.). Недоохлаждение воздуха, т. е. разность
температур выходящего воздуха и входящей воды /9, обычно при-
нимается в'пределах 7—15°; уменьшение этой величины вызывало бы
недопустимое увеличение размеров холодильника.
Воздухоподогреватели газотурбинных установок
127
. 4. Скорость воды w<2 в трубках принимается в пределах 1—3 м/сек
(обычно 1,5—2,5 м/сек). Этим определяется число ходов.
Нагрев воды принимается в пределах 5—10°. Если принять боль-
шую степень нагрева воды, а следовательно, меньший ее расход,
то при неизменной скорости и длине трубок это увеличило бы число
ходов 1см. формулу (31)1. Кроме того, увеличение средней темпера-
туры воды привело бы к худшему охлаждению воздуха или к увели-
чению размеров аппарата.
5. При конструировании охладителей турбокомпрессоров и турбо-
генераторов обычно лимитирующим фактором является заданное
сопротивление по газовой стороне. Поэтому при расчете целесооб-
разно использовать выведенные ниже (§ 28) общие зависимости раз-
меров аппарата от тепловых и гидродинамических факторов.
§ 27. ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛИ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Степень регенерации и поверхность теплообмена
Назначение воздухоподогревателя газотурбинной установки
заключается в использовании тепла отработавших газов турбины
для подогрева сжатого в компрессоре воздуха перед его поступле-
нием в камеру сгорания. Эффективность работы воздухоподогревателя
оценивается степенью регенерации а — отношением количества
тепла, воспринятого воздухом при нагреве, к теплу для его пре-
дельно возможного нагрева, т. е. до температуры газов при входе
в воздухоподогреватель.
Следовательно, степень регенерации соответствует доле распола-
гаемого тепла первичного теплоносителя (газа), использованной
для подогрева воздуха (вторичного теплоносителя), т. е. представляет
к. л. д. воздухоподогревателя.
Если в данных интервалах температур считать теплоемкость
воздуха неизменной, то степень регенерации выразится отношением
^2 — ^2 _
t\ t<2 Ырасп'
т. e. отношением нагрева воздуха к располагаемому температур-
ному напору Мрасп.
К- н. д. цикла существенно зависит от степени регенерации
(фиг. 50); без регенерации (при принятых исходных данных) к. п. д.
цикла газотурбинной установки достигает 19%, а при степени реге-
нерации а 0,75 к. п. д. возрастает до 28%, т. е. почти в полтора
раза, с одновременным понижением оптимального значения степени
повышения давления в компрессоре.
В воздухоподогревателях газотурбинных установок водяные
эквиваленты обоих теплоносителей обычно можно считать равными,
т. е. UTi IFo. Из этого вытекает (см. § 10, 11) равенство изменения
температуры обоих теплоносителей
8^ = 8/2 = Ы.
128 Теплообмен. аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит
Температурный напор при противотоке в этом случае одинаков
по всей поверхности аппарата:
А про яг = ^2 ^2-
Располагаемый температурный напор равен
ktpacn = t\ — h= ^npom +
Из основных уравнений
Фиг. 50. Влияние степени регене-
рации а и степени повышения
давления в компрессоре е на
к. п.д. действительного цикла
ГТУ (принято: к. п. д. турбины и
компрессора 0,85; температура
наружного воздуха 17°; темпера-
тура газа на входе в лопатки 600°;
показатель адиабаты £ = 1,4).
теплового баланса и теплопередачи
получаем
Q = kF^t~Ktnpom
где &tnpom — среднетемпературный
напор при противо-
токе;
ед/- — коэффициент перевода
к противотоку (см.
§ И)-
Из последнего уравнения и фор-
мулы (183), исключая \lnpotn и Д//Я1СЯ,
получим
1Р23/2 (Д/уяи.„ - 3/2)
= ^ед,(^-3/2)
или о ко н ч ател ь но
уч IV О О
’ =Х7’т^'
Эта важная формула была впер-
вые выведена в 1935 г. В. В. Ува-
ровым для противотока, т. е. без
коэффициента перевода Она
устанавливает, что поверхность
теплообмена воздухоподогревателя
пропорциональна водяному эквива-
ленту (при постоянной теплоем-
кости пропорциональна весовому расходу воздуха), обратно-пропор-
циональна коэффициенту теплопередачи (общая зависимость для
всех теплообменников) и коэффициенту перевода и очень сильно
возрастает с увеличением степени регенерации, что иллюстрируется
следующими цифровыми данными:
о 0,5 0,6 0.7 0,8 0,9
1 1,5 2,33 4 9 '
I — о
В аппаратах с перекрестным током поверхность теплообмена
увеличивается в еще Гюлыней степени с увеличением а. так как в этом
случае уменьшается значение коэффициента перевода (см. фиг. 51),
Воздухоподогреватели газотурбинных установок.
129
Из изложенного следует, что повышение экономичности газо-
турбинной установки путем увеличения степени регенерации дости-
гается в результате значительного увеличения поверхности тепло-
обмена. Поэтому при конструировании с целью уменьшения поверх-
ности теплообмена F основное внимание следует уделять повышению
коэффициента- теплопередачи Л, а при перекрестном токе — также
обеспечению по возможности близкого к единице значения
Для неравных водяных эквивалентов теплоносителей выведены
след* з ?. г.х дан ниже у.
(_о2д
(185)
)
Для близких значений ИД и простой и достаточно точной
является зависимость
^2_______1
' L_
a 2М71
Из этого выражения при W4 - IV7 2 получается зависимость (184).
(186)
Вывод выражений (185) и (186) заключается в следующем. При противотоке
располагаемый температурный напор будет (см. фиг. 16)
Ырасп - М" + Ы., Д/' 4-
где Ы' и М"— температурные напоры в концах аппарата.
Из выражения (183) степень регенерации
3/2 __ §t2
° “ ДГ' + Щ ’
откуда
Д/"®=-----8/. и = 8Zj.
О “ о
Подставляя эти выражения в формулу среднего температурного напора при
противотоке, находим
Д/' —Д/"__ Ы2~
Из последнего выражения и формулы (44) находим
Fk 3/2— аЗ/.
W- ^^‘npom —5zl) (1—a)SZ2
In
1 — а
или окончательно выражение (185).
9 Берман 539
130 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
Разлагая натуральный логарифм в этом выражении в бесконечный ряд по фор-
муле
1ПЛ. 2рщ1 +1 1 f-x--ir+ I
LxT 1 3 \ X 4- 1 J 5 \ X -I- 1 J j
и взяв только первый член разложения, получим
1 _______ w 2
I _ IXj. 4- IK, ‘
с 2\¥\
Подставляя в формулу (185), получим выражение (186).
Для определения коэффициента перевода 8Д/ предварительно
вычисляются две вспомогательные величины: R и Р -
fit., Л1р(1{-.}
по формулам (58) и (59).
Первая из этих величин — отношение водяных эквивалентов
обоих теплоносителей. Для воздухоподогревателей газотурбинной
установки R 1. Вторая из этих величин — по формуле (183)
это степень регенерации а. Поэтому для воздухоподогревателей
с определенной схемой движения теплоносителей значение коэффи-
циента перевода зависит исключительно от степени регенера-
ции а
Определение производится по фиг. 17 и 18 при R = 1.
Для воздухоподогревателей с перекрестным током при Wi IVC
аналитическая зависимость esf = / (о, z) имеет следующий вид
(z— число ходов):
(187)
Степень регенерации а, при которой обязательно требуется пере-
ход от данного числа ходов z к числу ходов х 1, имеет предельное
зна ’ -ние при зЛ/ 0, т. с. когда
Из этого выражения легко найти предельное значение
] _ 1
с 1 , 0,582 ’
1---------Г" 1 + —--------
Z (е — 1) z
(188)
Воздухоподогреватели газотурбинных установок
131
Для удобства расчетов воздухоподогревателей составлен расчет-
ный график при R = 1 (фиг. 51). Линии /, 2, 3 и 4 относятся к дви-
жению одного теплоносителя (обычно газа) в межтрубном про-
странстве, т. е. с перемешиванием потоков, а второго теплоносителя
(обычно воздуха) в трубах с числом ходов 1, 2, 3 и 4. Линия 5 дана
для одноходового по газу и воздуху аппарата, когда трубы снабжены
Фиг. 51. Изменение коэффициента в зависимости от
степени регенерации для воздухоподогревателей газотур-
бинных установок.
наружными поперечными ребрами, препятствующими перемешива-
нию движущегося в межтрубном пространстве теплоносителя.
Из рассмотрения данного графика можно сделать следующие
важные выводы для конструирования воздухоподогревателей:
1) с повышением степени регенерации с коэффициент перевода
резко уменьшается;
2) с увеличением числа ходов и при общем направлении движения
теплоносителей навстречу один другому при той же степени реге-
нерации а коэффициент перевода сл/ значительно возрастает (уместно
отметить, что обычно это сопровождается увеличением гидродинами-
ч ее к и х со п р от и в л е и п и);
i 3) оребрение наружной поверхности труб препятствует пере-
мешиванию потоков в межтрубиом пространстве и обеспечивает
при той же степени регенерации значительное увеличение коэффи-
циента перевода
9*
132 Теплообмен, аппараты, работ без изменен, агрег. сост. теплоносит.
Гидродинамическис сопротивления воздухоподогревателя
В курсах газовых турбин выводится, что к. н. д. газотурбинной
установки в значпче.лыюп степени зависит от относительных потерь
напора (относительного сопротивления) и в газовом и воздушном
тракте установки, в том числе в воздухоподогревателе и других
теплообменниках:
ДР1 [ АР:
Pi * Рй
(189)
где —- и —отношение потери давления газа и воздуха
Р1 Рй
к абсолютному давлению данного теплоносителя. В курсах газовых
турбин приводятся расчеты, показывающие, что наличие дополни-
тельных сопротивлений может сильно уменьшить, а в отдельных
случаях даже полностью поглотить экономию в расходе тепла от вве-
дения регенерации или от перехода к более высокой степени реге-
нерации. Из этого вытекает необходимость обеспечения минималь-
ных гидродинамических сопротивлений по воздуху Др2 и особенно
по газу \pt, поскольку pY < р2.
По имеющимся расчетным и экспериментальным данным, суммар-
ное относительное сопротивление некоторых воздухоподогревателей
составляет 1.5-2%, что следует считать хорошим показателем,
В других же случаях оно доходит до 3 5% и даже выше: при этом
эффект от использования регенерации можш существен но умень-
шиться. Целесообразность уменьшения сопротивления но газовому
тракту приводит к необходимости уменьшения скорости газа по срав-
нению со скоростью воздуха. В результате этого и меньшего удель-
ного веса газа (более высокая темпера гура н меньшее давление)
коэффициент теплоотдачи со стороны газа обычно меньше (в 1.5 н до
3 раз), чем со стороны воздуха.
Основные требования к воздухоподогревателям
газотурбинной установки
Изложенные положения позволяют сформулировать основное,
но трудно выполнимое требование в отношении конструктивного
оформления воздухоподогревателя: высокая степень регенерации
при небольшом гидродинамическом сопротивлении и малом объеме,
габаритах и стоимости. Для различного рода транспортных устано-
вок особенно важно решить вопрос создания малогабаритных легких
теплообменных аппаратов, так как решение этой задачи создает
предпосылку широкого внедрения газотурбинных установок в этой
области.
Трудность решения этой задачи заключается во взаимной противо-
речивости поставленных требований. Высокая степень регенерации
Воздухоподогреватели газотурбинных установок
133
может быть достигнута при большой поверхности теплообмена или
при высоком коэффициенте теплопередачи. Большая поверхность
теплообмена при наиболее распространенных в настоящее время
трубчатых конструкциях обусловливает большой объем и габариты.
Переход к трубам малых диаметров может дать уменьшение габа-
ритов, но ввиду значительного возрастания числа труб теплообмен-
ник становится сложнее и дороже в изготовлении и менее надежным
в эксплуатации из-за возможности засорения.
Коэффициент конвективной теплоотдачи для газов мал, соответ-
ственно мало значение коэффициента теплопередачи, а следовательно,
велика и поверхность теплообмена. Повышение коэффициента тепло-
передачи возможно при увеличении скоростей, но при этом быстро
возрастают аэродинамические сопротивления. При больших габари-
тах воздухоподогревателя становится затруднительной его компо-
новка с остальными элементами установки, появляется необходи-.
мость в длинных трубопроводах, что приводит к увеличению
потерь давления в газовом и воздушном трактах.
Так как задача очень сложная, еще нет конструкции воздухо-
нагревателя. которая могла бы считаться «типовой». Продолжаются
работы по усовершенствованию существующих конструкций, поиски
лучших, производят сопоставление их: расчетное, эксперименталь-
ное и в условиях эксплуатации. У нас и за границей целым рядом
заводов, научно-исследовательских и конструкторских организаций
производятся большие теоретические и экспериментальные работы
по созданию новых, более эффективных конструкций воздухоподогре-
вателей. Некоторые из них будут описаны ниже.
При конструировании воздухоподогревателей надо учитывать
термические деформации отдельных элементов, особенно в аварий-
ных случаях, когда газы с высокой температурой после камеры сго-
рания через обводной канал попадают непосредственно в воздухо-
подогревател ь, ми ну я турбину.
Герметичность конструкции в эксплуатационных условиях работы
является тоже важным требованием. Наличие протечки находящегося
под более высоким давлением воздуха в газовый тракт приводит
к понижению к. п. д. установки (см. фиг. 60). Случаи протечек наблю-
дались па некоторых установках.
Со стороны газа наблюдается иногда засорение поверхности
теплообмена частицами золы. Поскольку воздух обычно фильтруется,
то с этой стороны засорение значительно реже. Известны случаи
коррозии при наличии в топливе серы и при температуре газов
ниже точки росы, вследствие образования сернистой кислоты при
растворении сернистого газа во влаге, осаждающейся на металли-
ческих поверхностях. Коррозия металла вызывается также пяти-
окисью ванадия из содержащихся в топливе ванадиевых соеди-
нений.
В качестве материалов для воздухоподогревателей используют
обычно углеродистые стали, а иногда нержавеющие.
1 34 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
Трубчатые конструкции воздухоподогревателей
воздухоподогревателя системы ЦКТИ с одноходовым пере-
крестным током (см. фиг. 7) поверхность теплообмена около 350 л»2
образуется стальными трубками 20/17, которые приварены к труб-
ным доскам. Разбивка ч трсу i ол ьная с шагом 34 мм, расчет-
ное число трубок 1705, полезная, длина 3,41 м. Воздухоподогреватель
Фиг. 52. Воз;п хоподогреватсль НЗЛ.
рассчитан па расход воздуха (и газа ) 33 000 кг! час, давление за ком-
прессором 3,5 ата. температуры газа и воздуха па входе в воздухо-
подогрсва 1(\-и, 330 н И>0' , л па выходе 260", степень pci спсрацп и 0,5.
Расчетное сопротивление со стороны воздуха ~ 500 мм вод. ст.
в том числе сопротивление самого пучка 440 мм вод. ст., со стороны
газа —соответственно ~ 160 и 124 мм вод. ст.
Патрубок для подвода газа сделан в виде диффузора для превра-
щения кинетической энергии газов, покидающих турбину, в потен-
циальную (давление). Из-за большого угла конусности диффузор
разбит двумя перегородками на отдельные секции с меньшими
углами, что должно обеспечить безотрывное течение газов.
Устройство гибких опор воздухоподогревателя допускает неко-
торое перемещение трубных досок при термических деформациях
аппарата.
На фиг. 52 показан воздухоподогреватель первой в СССР стацио-
нарной газотурбинной установки мощностью окрло 1500 кет, изге-
Воздухоподогреватели газотурбинных установок
135
товленной в 1950 г. на Нев-
ском заводе им. Ленина. По
возду х у а пп ара г вы полиен
трехходовым, а по газу -
одноходовым. В целом дви-
жение газа п воздуха встреч-
ное. Воздух идет но трубам,
газ - в меж трубном про-
странство. Поверхность теп-
лообмена (370 лг) состоит
113 50 рядов трубок наруж-
ным диаметром 38 мм и
длиной около 2,3 л/ - - ио
32 трубки в ряду. Общий
вес аппарата 14,6 m. Степень
регенерации в зависимости
от нагрузки в пределах
0,54—0,65. На входе в аппа-
рат температура газа соста-
вляет около 350°, а воз-
духа — 165°, па выходе из
аппарата —температура газа
и воздуха — 260°. Аэроди-
намическое сопротивление по
воздуху порядка 600—
630 мм. вод. ст., а по газу
240—350 мм вод. ст.
На фиг. 53 показана одна
из четырех секций размещае-
мого в дымоходе вертикаль-
ного в оз д у х о и од о г р с ва те л я
для стационарной газотур-
бинной установки мощностью
12 000 кот, разработанной
па ЛМЗ. Поверхность тепло-
обмена каждой секции 850 м2
образована из трубок 24/21 мм
длиной около 3,4м, степень
регенерации достигает 75%.
Воздух движется по трубам
в четыре хода, а газ с тем-
пературой на входе около
450° поперечно омывает
трубы.
На фиг. 54 показан общий
вид трубчатого воздухоподо-
гревателя г а з от у р б и н н о й
Фиг. 53. Секция воздухоподогревателя
Л М3.
136 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
установки мощностью 2500 кет. Эга установка разработана
английской фирмой Томсон — Хаустон и пущена в 1954 г. в
эксплуатацию в Кении. Отличительная особенность данного аппа-
рата — наличие четырех одинаковых секций, расположенных одна
на другой, это облегчает перевозку и монтаж. Движение теплопоси-
Фвг. 54. Четырехсекционный воздухоподогреватель Томсон-Хаустон:
.4 — поступке}:не горячих газов из турбины; Б — выход газов в дымовую трубу; В — посту-
пление воздуха из компрессора турбины; Г — поступление нагретого воздуха в камеру
сгорания.
телей осуществлено по принципу двукратного перекреста: воздух
поступает сперва в горизонтальные трубы двух верхних секций,
а затем — двух нижних,, газы идут снизу вверх в межтрубном про-
странстве всех четырех секций. Расход воздуха (и газа) 31,75 кг/сек.
Поверхность нагрет) (приблизительио 1720 az2) образована из труб
малоуглеродистой стали длиной — 4,57 м и наружным диаметром
27 мм. Слепень регенерации 0.65; вес воздухоподогревателя 70 т.
Воздух подогревается с 205 до 330°, а газы охлаждаются с 400 до 275°.
При конструировании аппарата было уделено особое внимание ком-
пенсации термических деформаций, а также предусмотрены большие
люки для облегчения чистки поверхности теплообмена с газовой сто-
роны. Воздухоподогреватель расположен вне здания.
На фиг. 55 показан экспериментальный воздухоподогреватель.
Основная идея конструкции — обеспечить одинаковые термические
напряжения всех трубок. Воздух проходит в один ход по прямым
трубкам, развальцованным в трубных досках, выполненных в виде
колец. Газ поступает в кольцевое пространство между кожухом
Воздухоподогреватели газотурбинных установок
13/
и трубками и, двигаясь к оси аппарата, омывает в поперечном
(радиальном) направлении все трубки на половине их длины; пройдя
через отверстие в средней перегородке, омывает в поперечном направ-
лении (от оси к кожуху) вторую половину длины пучка. Следова-
тельно, наружные трубки на половине длины должны иметь наивыс-
шую температуру, а на второй половине —- наинизшую, внутренние
же трубки по всей длине должны иметь среднюю температуру.
Поэтому усредненные температуры как наружных, так и внутренних
Фиг. 55. Экспериментальный воздухоподогреватель:
и — клркас до набивки грубой; б — вид в сборе со стороны входа газа.
трубок должны быть близкими, в результате чего термические напря-
жения будут небольшими. В этом воздухоподогревателе для обес-
печения возможности свободного перемещения оси всех приключен-
ных к кожуху трубопроводов пересекаются в одной точке.
Воздухоподогреватель рассчитан на весовые расходы теплоноси-
телей 6,35 кг/сек, температуру газов при входе в аппарат 550° С
и степень регенерации 0,63. Он набит трубками диаметром
— 6,4 мм (1/4") и длиной 1,22 м в количестве 4280 шт.
Рассмотрим некоторые данные о воздухоподогревателях стацио-
нарной газотурбинной установки в 15 мгвгп фирмы Метро—Виккерс,
пущенной в эксплуатацию в Англии в 1952 г. Установлено парал-
лельно шесть вертикальных воздухоподогревателей. Газы движутся
вертикально снизу вверх внутри прямых трубок (очевидно для удоб-
ства очистки), а нагреваемый воздух — навстречу в межтрубном про-
странстве. Компенсация термических напряжений осуществлена
при помощи сальника между верхней трубной доской и корпусом
аппарата. Каждый из шести аппаратов высотой 7,44 м и диаметром
1,524 м весит 23 пг. Поверхность теплообмена выполнена из стальных
трубок наружным диаметром 25,4 мм полезной длиной 6,4 м, раз-
вальцованных в обеих трубных досках. Число трубок в каждом аппа-
рате 2005, а во всех шести 12 030 шт. с общей поверхностью теплооб-
мена приблизительно 6140 ж2; степень регенерации 73,5%.
138 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит
Пластинчатые конструкции воздухоподогревателей
Воздухоподогреватели трубчатой конструкции обладают низким
коэффициентом теплопередачи (теплоносители — газы, малые допу-
стимые сопротивления) и невысоким значением удельной поверх-
ности нагрева f. Так, для конструкции ЦКТИ (см. фиг. 7) удельная
поверхность по наружной стороне, отнесенная к объему самого
Разрез по fl fl
0-0 0-0 0-0
0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0
0 0 0’0 0 0
000000
0-0 0’0 0’0
—Дд Разрез по 66
а)
Фиг. 56. Пластинчатый воздухоподогреватель конуструкппи НЗЛ:
а — элемент пакета; б — модель воздухоподогревателя.
пучка, = 62,7 лг2/л/3. Для турбоустановки Метро — Виккерс
на 15 мгвпг fH = 87,6 м2/м3, а отнесенная ко всему объему аппарата —
75,4 м2,м3. Для воздухопо;1огрсвателеп ГТУ швейцарской фирмы
Броун Боверп мощностью 3500 5000 кеш значение / лежит
в пределах 37—59 м2/м\
В последние годы у нас и за границей предложены, исследованы
и внедрены некоторые пластинчатые конструкции воздухоподогре-
вателей газотурбинных установок. Они имеют значительно большую
удельную поверхность нагрева (до 200—300 м2!м3). Пластины изго-
товляются штамповкой, это значительно дешевле и к тому же допу-
скает разнообразные конструктивные решения, чего практически
не имеется при трубчатых конструкциях.
На фиг. 56 показан пластинчатый воздухоподогреватель, разра-
ботанный 115,Л и исследованный В. М. Антуфьевым. Поверхность
теплообмена образуется из штампованных стальных листов с внеш-
ними выступами, располагаемыми в коридорном (фиг. 56, а) или
шахматном порядке. Направление теплоносителей в пакете может
быть параллельным или перекрестным. По каналам волнообразной
Воздухоподогреватели газотурбинных установок 139
] 10 Теплообмен, аппараты-, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит
формы, оттененным на фиг. 56, а штриховкой, движется один тепло-
носитель, а второй — перекрестным потоком по каналам, образован-
ным овалообразпымн выступами. Торцы листов попарно свариваются,
я трубные доски отсутствуют. Пакет при помощи щитов стягивается
болтами, которые военр иппмаюг давление теплоносителей (фиг. 56, 6).
На фиг. 57 показан противоточный пластинчатый воздухоподогрева-
тель, разработанный! и исследованный на модели английской фирмой
Хит Эксчепчжерс. Поверхность теплообмена образуется из пластин
(фиг. 58, а), в которых выштампованы продольные каналы. Из двух
таких пластин, сваренных между собой (фиг. 58, б), образуется
отдел ьны й элсмент.
Воздух движется во внутренних каналах диаметром ~ 8 мм.
Отдельные элементы укладываются один на другой, образуя каналы,
в которых движется газ. Со стороны входа воздуха предусмотрены
направляющие перегородки (обеспечение равномерного распределе-
ния по сечению) и термические компенсаторы. Газ движется без изме-
нения направления, если не считать поперечного обтекания коллек-
торных круглых труб, по которым подводится и отводится воздух.
Последний же при входе и выходе делает плавные повороты на 90е.
При испытании модели аппарата при часовом расходе теплоносите-
лей по — 2050 кг/час степень регенерации оказалась 56%, при сум-
м а р н о и OTi I ос ите л ы i о й п ото р е напора 1,67 % .
На фиг. 59 показано устройство пластинчатого противоточного
оребренного воздухоподогревателя. Поверхность теплообмена состоит
из плоских листов, образующих' каналы для воздуха и газа. Для
интенсификации теплообмена в зтих каналах имеются волнистые
листы, причем для хорошего металлического контакта они припаи-
ваются к основным плоским пластинам. При этом, однако, приходится
считаться с возможностью появления термических напряжений,
особенно при резких изменениях температур теплоносителей. Можно
отказаться от припайки, но ухудшение контакта приводит к пони-
жению теплообмена.
Достоинством этой конструкции является наличие противотока
и возможность значительного развития поверхности теплообмена
при малых эквивалентных диаметрах каналов.
Воздухоподогреватели регенеративного типа
Регенеративными называются теплообменные аппараты, в которых
одна и та же поверхность теплообмена, называемая в данном случае
«насадкой» или «набивкой», попеременно омывается первичным
и вторичным теплоносителями. При протекании первичного тепло-
носителя насадка нагревается и аккумулированное в ней тепло
в дальнейшем передается вторичному теплоносителю при его проте-
кании через данный участок насадки. В настоящее время проявляется
большой интерес к использованию вращающихся регенеративных
воздухоподогревателей для транспортных газотурбинных установок,
в которых уменьшение веса и габаритов теплообменных аппаратов
Фиг. 58. Элемент пластинчатого про-
тивоточного воздухоподогревателя:
а — штампованная пластина, подготовлен-
ная к сварке; 6 — элемент из двух сваренных
пластин.
b'xoi!
боздуха
Фиг *г>^- Схема пластинчатого противо-
точного оребренного воздухоподогрева-
теля.
142 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, аерее. сост. теплоносит.
особенно важно. С уменьшением диаметра каналов (трубок) объем
воздухоподогревателя трубчатой конструкции резко уменьшается,
причем почти исключительно за счет длины каналов, поскольку попе-
речное сечение почти нс меняется; поверхность нагрева при этом тоже
уменьшается, но значительно меньше, чем объем (см.§ 28). Поэтому
с умешыпением диаметра трубок их число быстро возрастает и это
усложняет и удорожает изготовление аппаратов. В пластинчатых
конструкциях имеются большие возможности уменьшения габаритов
воздухоподогревателей, но они гоже ограничены из-за возрастания
работ по сварке при малых диаметрах каналов. По подсчетам Кокса
и Стевепса, при уменьшении диаметра каналов с 10 до 2,5 мм длина
их уменьшается с 4 м до — 0,9 м, число каналов возрастает с 600
до ~ 8000 шт., а объем пучка уменьшается приблизительно в 7,5 раза.
При дальнейшем уменьшении диаметра каналов движение из тур-
булентного переходит в ламинарное и при диаметре каналов
—0,5 мм и длине их —75 мм число каналов резко возрастает (около
100 000), а объем пучка будет приблизительно в 100 раз меньше, чем
при диаметре каналов 10 мм.
Основное достоинство регенеративных воздухоподогревателей
обусловливается возможностью резкого уменьшения эквивалентною
диаметра каналов, благодаря чему достигается значительное умень-
шение объема аппарата. Поскольку через каналы, расположенные
рядом, проходит один и тот же теплоноситель, нет надобности герме-
тизировать отдельные каналы, и в качестве набивки можно применять
даже проволочную сетку. Основным недостатком вращающегося
регенеративного воздухоподогревателя, препятствующим пока его
применению в газотурбинных установках, является протечка воздуха
(большее давление) в отходящие газы. Аналогичное явление полу-
чается и при использовании вращающихся воздухоподогревателей
в котельных установках, по там разность давлений обоих теплоноси-
телей значительно меньше, чем в газотурбинной установке. Влияние
протечек воздуха на к. п. д. цикла иллюстрируется фиг. 60. Напри-
мер, 3%-ная протечка воздуха эквивалентна понижению степени
регенерации с О,<80 до 0,7!. I 1ротсчкп воздуха обусловлнкаются двумя
причинами. Во-первых, когда секция набивки, заполненная возду-
хом, при вращении ротора приключается к газовому тракту, происхо-
дит протечка этого воздуха. Эта утечка сравнительно невелика
(до 1%) и может быть подсчитана при конструировании аппарата.
Во-вторых, утечка через стыки неподвижных трубопроводов с рото-
ром аппарата. Она зависит от конструкции и материалов уплотняю-
щих устройств и может достигать значительных величии. Следует
также учесть, что ротор воздухоподогревателя, проходя из газового
тракта в воздушный (и наоборот), подвергается попеременно резким
изменениям температуры, а также разным давлениям обоих тепло-
носителей.
Вращающиеся воздухоподогреватели по типу ротора и направле-
нию движения теплоносителей в набивке можно разбить на две
Воздухоподогреватели газотурбинных установок
ТО-
группы: с дисковым и барабанньш ротором (фиг. 61). В аппаратах
с дисковым ротором движение теплоносителей в набивке осевое,
а в барабанных — в радиальном направлении.
На фиг. 62 показан экспериментальный вращающийся воздухо-
подогреватель. Ротор 1 дисковый, разделен на две равные части
уплотняющими башмаками 2. .Воздух А и газ Б подводятся и отво-
дятся трубопроводами от каждой половины диска. Последний состоит
из втулки 3, обода 6 и промежуточного кольца 4, все они скреплены
болтами 5. Набивка 7 произво-
дится наматыванием двух тонких
а) Ы
Фиг. 61. Схема роторов воздухо-
подогревателей и расположение
уплотняющих устройств (показано
линиями большей толщины):
а — барабанный ротор; б — дисковый
ротор (стрелками указано направле-
ние движения теплоносителей).
Фиг. 60. Влияние протечек в воздухо-
подогревателе на к. п. д. цикла ГТУ.
стальных лент — гладкой и волнистой (фиг. 63, а), причем образуются
каналы в виде равносторонних треугольников. Эквивалентный диа-
хсетг г: г щ'с.сданных аппаратах изменялся в пределах 0,34—
0,о мм. Скорее гь вращения ритора 1и—х 5 об, мин. > плотни тельные
башмаки чугунные, составные из трех элементов на каждой поло-
вине диска. В более поздней модели экспериментального воздухоподо-
гревателя в роторе предусмотрены два (а не одно) промежуточных
кольца, и поэтом)' каждый башмак опирается на две опоры. Во время
предварительных опытов обнаружился большой износ башмаков.
Конструкция уплотнительного башмака показана на фиг. 63, б.
Башмак прижимается пружиной; для обеспечения самобалансирова-
ния башмака предусмотрено присоединение к воздушному тракту
с помощью специального канала (фиг. 63, б). Кроме основного,
предусмотрены и дополнительные уплотнения. В процессе проведения
исследований конструкция уплотнений несколько раз менялась.
Удалось добиться протечек порядка 3%, но в дальнейшем по мере
срабатывания поверхностей уплотнительных устройств протечки
повышались. Задача создания надежной конструкции и подбора
материала для уплотнений практически не была решена
На фиг. 64 показана одна из новейших конструкций вращающе-
гося воздухоподогревателя с барабанным ротором, разработанная
1
Фиг. 62. Экспериментальный вращающийся
воздухоподогреватель:
1 — ротор; 2 — уплотняющие башмаки: 3 — втулка
ротора; 4 — промежуточное кольцо ротора;
5 — скрепляющие болты: 6 ~ обод ротора; 7 — на-
61 на г 'ра.
Фиг. 63. Элементы экспериментального вращающегося
воздухоподогревателя:
а — схема набивки ротора: о -- уплотнение ротора;
,/ — ротор; 2 — основное уплотнен не; 3 — дополнитель-
ные уплотнения; 4 канал для иыраикиваиия давления.
10 Берман
У
вход газа
вход
воздуха
Выход воздуха
Разрез по ЯД
воздухоподогреватель с барабанным ротором:
в - барабан в сборе: ' - набивка; 2 - барабан; 3 - уплот-
Воздухоподогреватели газотурбинных установок
Выход
*~газа
ФФФОФ
ФФФОО
ФФФОО
3
г , ! ! 1 .
а)
Фиг. 64. Вращающийся
а — разрезы; 6 — одна секция барабана; « — ~
нения; 4 — барабан с набивки»*
146 Теплообмен, аппараты., работ, без изменен. агрег. сост. теплоносит.
Парсонсом. Барабанный ротор состоит из четырех секций, разделен-
ных поперечными перегородками на отдельные камеры. В каждой
из них; помещен пакет проволочной сетки. На наружной и внутрен-
ней поверхностях барабана имеется большое количество отверстий
для прохода теплоносителей. Барабан вращается в корпусе, причем
газ проходит с наружной стороны барабана во внутреннюю полость,
а воздух движется в противоположном направлении. Для устра-
нения протечек воздуха в газовый тракт предусмотрены уплотни-
тельные устройства как по образующим барабана, так и на его торцах.
Набивка из проволочной сетки может хорошо переносить любые
изменения температур, таким образом, совершенно отпадает вопрос
о термических напряжениях. Существенным преимуществом является
также малый эквивалентный диаметр набивки. Например, сетка
из проволоки диаметром 0,1 мм с двадцатью отверстиями на 1 пог. см
имеет эквивалентный диаметр каналов 0,4 мм. Недостатком барабан-
ной конструкции является высокая температура барабана и корпуса,
наличие значительных термических напряжений, что ухудшает
условия работы уплотнительных устройств. Кроме того, при появле-
нии трещин в барабане утечка может резко возрасти. В настоящее
время в различных типах вращающихся воздухоподогревателей как
дискового, так и барабанного типа при хорошем состоянии оборудова-
ния удалось достигнуть величины утечек не менее 2—3% от произво-
дительности компрессора. По мере износа уплотнений эти утечки
возрастают до 5% и более, что сейчас пока препятствует промышлен-
ному использованию рассмотренных конструкций. Учитывая серьез-
ные преимущества вращающихся теплообменников в отношении веса
и габаритов, ведутся изыскания более совершенных конструкций
уплотнений, а также поиски более подходящих материалов. В литера-
туре встречаются указания о разработке и испытании уплотняющих
устройств, в которых для устранения износа нет непосредственного
контакта между ними и ротором. Подробного описания этих кон-
струкций нет.
Вращающиеся аппараты меньше засоряются, чем рекуперативные,
поскольку каналы, по которым проходит газ, продуваются воздухом
в противоположном направлении. Во вращающихся воздухоподогре-
вателях из-за малых эквивалентных диаметров каналов приходится
считаться с возможностью их засорения отложениями из отработав-
ших газов турбины. Это наблюдалось, в частности, при испытаниях
воздухоподогревателя дискового типа.
Проведенное в ЦКТИ экспериментальное исследование дает
основание полагать, что вращающиеся воздухоподогреватели могут
оказаться довольно эффективными для газотурбинной установки
небольшой мощности и небольшой степени сжатия. В данной работе
изложены также особенности теплового расчета вращающихся воз-
духоподогревателей. В последнее время выпущено несколько опыт-
ных конструкций автомобилей с газотурбинными двигателями, снаб-
женными вращающимися воздухоподогревателями.
Методика расчета и основы, конструирован, теплооб. аппаратов ГТУ 147
§ 28. методика расчета и основы конструирования
ТЕПЛООБМЕННЫХ АППАРАТОВ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
В теплообменных аппаратах газотурбинной установки помимо
интенсификации теплообмена с целью уменьшения поверхности
нагрева важно обеспечить небольшие гидродинамические сопротив-
ления по газовому и воздушному тракту. Ниже излагается разрабо-
танная автором методика и общие зависимости между тепловыми
и гидродинамическими характеристиками поверхности теплообмена,
к. п. д. аппарата и его основными конструктивными размерами:
поверхностью нагрева, объемом, весом, фронтальным сечением и дли-
ной пути теплоносителя. Это не только позволяет определить для за-
данных условий необходимые основные размеры аппарата, но и изучать
влияние отдельных факторов и производить сопоставление поверх-
ностей теплообмена и конструкций аппаратов различных видов.
Вывод общих зависимостей
Ддя газов, принимая Рг = const, можно написать общие зависи-
мости (см. § 19) как для движения теплоносителя в трубах, так и для
продольного и поперечного обтекания пучка труб.
Уравнение теплообмена
Nu = b Rem.
Гидродинамическое сопротивление
Н ч
Др = С мм. вод. ст.
Коэффициент сопротивления
С == 2Eu — е Rer,
где Ей = —- критерий Эйлера;
Н — длина пути теплоносителя в аппарате в м\
d — определяющий размер в м;
С — коэффициент сопротивления трения (при канале) или мест-
ный одного ряда труб (при пучке);
Ф" — относительный продольный шаг (для канала ф" = I);
w — скорость потока в узком сечении в м/сек.
Скорость потока в узком сечении можно представить выражением
G /
щ —- м/сек,
^\суж\
где G — секундный'расход в кг/сек-,
S — полное поперечное (фронтальное) сечение пучка по
одному ходу в мг;
т)суж — коэффициент сужения, т. е. отношение узкого сечения
пучка к полному; если расчетные формулы даются по ско-
рости набегающего потока, то следует принимать
С У Ж 1 •
ю-
148 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
Используя последнее выражение, можно из критерия Re исклю-
чить удельный вес 7, который для газов сильно меняется с температу-
рой и давлением:
Re = ™ld = Gd .
6lJ-
Произведем преобразование
w2-( / w^dx2 яр.2 \ p 2
Поверхность теплообмена
F fV - fHS
ЗЫМкрЫ
kbt
где V — объем пучка в лг:;
F — поверхность теплообмена со стороны рассматривае-
мого газа в я2;
р
f — -р---удельная поверхность теплообмена в лг2Ли3
Введем два безразмерных выражения 7 и <р:
_ _ _k ____R
Физический смысл X — отношение терми-
ческого сопротивления R со стороны рас-
сматриваемого газа к общему термиче-
скому сопротивлению т. е. между обоими тепло-
носителями.
- krL ~ kF_ 8/ 6/________— °
? и/ : ' дг вд/д7п/)О,„
[см формулы (44), (184)];
11” (ic.} - водяной эквивалент теплоноситсл я в aw<?j ?(w °C.
Выражение с. равное отношению изменения температуры
теплоносителя к среднему температурному напору Д/, х а р а к-
т е р и з у с I' э ф ф с к 'г и в н о с т ь т ендовой раб о т ы а и ц а -
рата, поэтому оно однозначно связано (прямая зависимость) с ве-
личиной к. п. д. теплообменника (степенью регенерации) о.
Учитывая, что Nu = из уравнения теплообмена
а = b-^~ Rem.
Из четырех последних выражений получим
„ ЗбООбсп^
** — Д'
м.
Методика расчета и основы, конструирован, теплооб. аппаратов ГТ У 149
Из этого выражения, и используя выражения для Ьр, С, w, Re
и а также выражение критерия Рг = 3600-^^, в резуль-
тате алгебраических выкладок получим относительное фронтальное
сечение
S' = ~
Рг |j.m г 1 у е х
2^2-w+r -/Др ~Ь
dm-r
м^сек/кг.
(190)
Из выражений для F, X, Re, <р, а аналогично находим:
относительная поверхность теплообмена
г = _£ Г Pr3+- f п3+г 1
G ^3—2/714-г^3—Szrc-j-r-уш \ '/ / &рт
ет
Р+7
d3-4m+r
гт
^суж
м2сек/кг;
(191)
onuvH еОьсм ихчка
_________Рг3+Г___________/ У \ 3+г 1
2т^3^2п?+г^3—3m-|-r^;?z \ X / Др"1
ет
^+7
~т
z;3—4m-f-r ^суж
/3+^
м8 сек/кг;
(192)
общая длина пути теплоносителя
[ 2l-mpr2+r.(l-m , 2+r ет-1 т
(193)
относительный вес пучка
см =-^ = VG- кг сек/кг; (194)
где •% — объемный коэффициент заполнения пучка (отношение
объема металла в пучке к объему пучка);
— удельный вес металла в кг/м8;
GM — вес пучка в кг.
150 Теплообмен. аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит
В некоторых случаях, например, при устройстве охладителя
между ступенями компрессора, лимитирует величина фронтального
сечения S, которой и задаются при конструировании. В этом случае
из выражения (190) можно получить Др как функцию S и, подставляя
ее в формулы (191) — (194), найти F, V, Hf GM в функции отДр.
Методика применения выведенных зависимостей
Общие зависимости (190) — (194) могут быть использованы
не только для численного расчета теплообменной аппаратуры,
но и для исследования влияния отдельных факторов конструктив-
ного, теплового и гидродинамического характера на основные пара-
метры аппаратов, а также для сопоставления различных типов
поверхностей теплообмена. Этим создаются научно обоснованные
метопы конструирования теплообменной аппаратуры газотурбинной
ус га нов к и.
Oimb'ihm, что по выражениям (190) — (192). (194) объем и вес
пучка, фронтальное сечение п поверхносгь теплообмена пропорцио-
нальны весовому расходу теплоносителя, и поэтому введено понятие
об относительных значениях этих величин; это удобнее для сопостав-
лений. Общая длина пути теплоносителя (общая глубина пучка)
не зависит от расхода теплоносителя [формула (193)] и при всех
прочих равных условиях должна быть одинаковой для аппаратов
большой и малой производительности.
‘ Гцдродинамическое сопротивление Др обычно задается. От степени
регенерации о (к. п. д. аппарата) зависит значение ср. Обычно или
задаются степенью регенерации или же исследуют па основе выведен-
ных формул влияние степени регенерации па параметры аппарата.
По известным температурам и давлениям определяется вязкость р-
и удельный вес у. Значение Рг зависит в основном от атомности газа.
Выбор типа поверхности теплообмена определяет значения величин/?,
г, г и т, входящих в критериальные уравнения теплообмена и гидро-
динамического сопротивления, определяющего геометрического раз-
мера d, выражений удельной поверхности теплообмена f и коэффи-
циента* сужения т|суж. Это позволяет для выбранного типа поверх-
ности теплообмена, если известны критериальные уравнения тепло-
обмена и сопротивления, дать конкретную зависимость основных
параметров аппарата от тепловых и аэродинамических показателей
р
и от элементов конструкции. Нужно еще определить значение X — —.
Рассмотрим аппараты с одним газообразным теплоносителем,
т. е. охладители. В этом случае выведенные выражения
используются только для одного газообразного теплоносителя.
Значением X приходится предварительно задаваться, а затем, если
понадобится, уточнить его. Коэффициент теплоотдачи со стороны
газа значительно меньше, чем со стороны воды, поэтому для гладких
(не оребренных) поверхностей значение X близко к единице, его
Методика расчета и основы конструирован, теплооб. аппаратов ГТУ 151
можно предварительно принимать X = 0,95 ч- 0,98, а затем в случае
необходимости уточнить.
При ребристых поверхностях
х = 1+£,.^ ’
F гл агл
и а. — поверхность и коэффициент теплоотдачи с оребрен-
нои ст щены, т. е. тазоьощ
ГгЛ и ъгл — поверхность и коэффициент теплоотдачи с гладкой
(водяной) стороны.
р
Отношение определяется исходя из применяемого оребрения.
г гл
Значениями а. и агл можно предварительно задаться и подсчитать
значение X. В дальнейшем может оказаться необходимым уточнение
значения X. Обычно X = 0,7 ч- 0,8.
При наличии двух газообразных теп л о нос и-
т о л е и, г. с. т.н я воздухоподогревателе й, выве-
денные выше зависимости (190) — (194) необходимо использовать
для обоих теплоносителей.
Значения X для обоих теплоносителей, т. е. Хх —для первичного
и Х2 — для вторичного, могут быть выбраны или на основе предвари-
тельных оценок термических сопротивлений с той или другой сто-
роны (с последующим уточнением), или цайдены общим методом.
Совершенно очевидно, что если ввиду малой величины пренебречь
термическим сопротивлением стенки, то
Х1+Х2=1. (195)
При наличии опасности значительного загрязнения поверхности
теплообмена можно это учесть, приняв Xi -г Х2 несколько меньше
единицы, т. е. уменьшить на величину предполагаемого относитель-
ного термического сопротивления отложений на стенке.
Контролем правильности выбранных значений Xi и Х2 должно
явиться равенство значений объема пучка V, подсчитанного по тому
и другому теплоносителю.
Но можно дать и общий метод непосредственного определения Xi
и Х2 исходя из указанного положения.
Вводим обозначение для выражения из формулы (192):
Рг3+Г
2m4-r^3—Зт+щ m
e Ьсуъс
^3-br f3+r^vrn
(196)
152 Теплообмен. аппараты, работ, без изменен, агрег сост. теплоносит.
Обозначая в дальнейшем все параметры первичного теплоноси-
теля (газа) нижним индексом «1», а вторичного — «2», из выраже-
ний (192) и (196) находим
3—/721+0
Z1 =. (V') 30— N1~,
3—Шг + г 2
У2 = (У')”^з+7Г 7V2.
1
(197)
Суммируя и приравнивая единице, получим
-1+-^- -1+-^-
(П з+о Ni + (у,) + 3+o;v2 _ у (1д8)
Из этого выражения (подбором или графически) находим значе-
ние V'. В частном случае, когда характер движения теплоносителей
один и тот же, например, в трубах, и омывание их продольное,
rrii = = m и Г1 = г2 = г. В этом случае из выражения (198)
находим непосредственно
з+г
У' = (Л\ + Д/2) 3-™-н . (199)
Когда относительный объем пучка У' найден, из выражений (197)
определим значения Zi и Х2; которые проверяются по их сумме,
равной единице.
Остальные основные параметры пучка находим по формулам
(190) — (194) или же можно ограничиться определением Н по фор-
муле (193), a S и F определить из очевидных выражений: S = У : Я;
F : /У.
В формулах (193), (199) учитываются условия теплообмена и гид-
родинамических сопротивлений со стороны обоих теплоносителей.
Поэтому эти формулы могут быть использованы как для численного
определения объема пучка У, так и для анализа влияния отдельных
факторов на величину У и сопоставления объемов пучка при различ-
ных типах поверхности теплообмена. Аналогично можно произвести
сопоставление как по весу пучка G\f, так и по его поверхности тепло-
обмена F.
Уместно сделать несколько пояснений общего порядка. Все
приведенные выше формулы относятся непосредственно к самому
пучку, т. е. не учитывают входных, выходных и переходных патруб-
ков, их объема и сопротивления, а также сопротивления при входе
в пучок и при выходе из него.
В качестве примера приложения разработанной методики к рас-
чету теплообменных аппаратов разберем воздухоподогреватель труб-
чатой конструкции с треугольной разбивкой и движением одного
теплоносителя в тэтбах. а другого поперек труб. Треугольная раз-
-т+на -.глядел нетей :ледщ:й£имл ктнетдук-ийными 'па; амет; амд:
сительная толщина (точнее полутолщина) трубок .
Методика расчета и основы конструирован, теплооб. аппаратов ГТУ 153
а. Движение теплоносителя в трубах
Поскольку обтекание продольное, то ф" — 1; определяющий гео-
метрический размер d = de = ~.
Коэффициент сужения сечения
— d2
4 в _ 0,907
т1суж ~ о 866Z2 ~ ^2
т
Удельная поверхность (по внутренней стороне трубок) анало-
гично определяется по формуле (15).
f _ 3,63
Исходя из формул теплообмена и сопротивления (75), (132),
находим b = 0,018; m = 0,8; е = 0,3164; г = —0,25.
Объемный коэффициент заполнения пучка
4 __ 0,907 Л 1
“0,866/^" ~ ф2 ( ^2
Подставляя полученные значения в формулы (190) — (194), (196),
выводим следующие формулы для случая движения в трубах
(при Рг 0,72):
S' W 4 = О’46!*0-0* (y^-)0’513 -^р2б- ^сек/кг-, (200)
I G (л°-|8(1Др)0>41 \ х ) ф‘8 мсек!кг’ (201)
v' • Т = W'*v-Лж,кг- m
Г'- б м
GM =
3,15-(.и
?-У ,41 Hl.18t0.82
7. J н
к = ------М2_____
|Х0-128 (7М0-291
S(|)l. 42^0.837t0.583.
(205)
154 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
б. Поперечное омывание пучка
Для треугольной разбивки трубок и движения теплоносителя
по длинной диагонали ф" = 0,866 ф.
Учитывая формулы (26) и (15), имеем
ф-1 .
г __ ndH __ 3,63
Используя для определения теплоотдачи и сопротивления пучка
формулы (82) и (140), находим пг ~ 0,6; b — 0,295с, (величина С,
зависит от числа трубок вдоль потока I и определяется по фиг. 20, а;
‘ //ф
г = —0,25.
Подставляя эти выражения в формулы (190) — (194), (196),
получим
_ S _ 0,355 7 у 1 \ 0,465
- 6'- % х
при большом i величина CL близка к единице); е = 3,86 ( 1 4*
(1 \ 0,465
1 + — | 4,0,765
—г—/ -------—тйт м2сек/кг\
Ci ) (ф _ 1)0,535
Р' _ _L - 0.527 7 у у,28 1
s “ у.44 V z ) №)<>•* *
№ /о.?/- ^к/кг;
(207)
!/' _ У . ? V'28 1
-~g - 7-(М0’28 я
X ------j-^g----(<Р—])0,28ф1,86 М?сек1кг-,
С,' ’
(208)
0,407 ( ?\0,81 , Л '0.186^1,37 ф'^^-О0’81
- у.37кх; и « ф+Ду>186с0.81
М',
(209)
Gm
0,132ъ<
0.44 /.,.ЛМО,28
G
Методика расчета и основы конструирован, теплооб. аппаратов ГТУ 155
/ 1 \0,28
х к с~1^8-----(1 — -рг) кг сек/кг-, (210)
т \ -d /
/ 1 \ 0,219
N = f - ~-е;'— (♦ -1)” • <»<1)
Пример расчета воздухоподогревателя газотурбинной установки
Задание. Рассчитать одноходовый по газу и воздуху трубчатый подогреватель
с однократным перекрестным током. Воздух движется по трубам, газ — в межтруб-
ном пространстве (см. фиг. 7). Расход теплоносителей Gi = G2 ~ 23 кг!сек\ давле-
ние pi --- 1 04 &mcr. р2— 3,5 ата. Сопротивления пучка Api — 124 и Др2 = 440 мм
вод. ст. Температуры на входе = 360°; t2 = 160°; степень регенерации о = 0,5.
Трубки 20/17; разбивка треугольная с относительным шагом ф = 1,7.
Решение. Располагаемый температурный напор
Ырасп = G —= 360 — 160 = 200°.
Изменение температуры теплоносителей в аппарате
= 5/2 = a^tpa<;n = 0,5-200 = 100°.
Средние температуры теплоносителей в аппарате
О = < - = 360 - — = 310°;
Соответственные значения абсолютной вязкости (по данным для воздуха) н =
: ; 3,06- 10 •“ и - 2,68- 10 -G кгеек/м2.
Удельные веса теплоносителей определяем по формуле Клапейрона — Менде-
леева
Рг104 1.04-10* ПС1 , .
Rl\ ' 29,27 (310 + 273) 0,61 кг/,и ,
_ p2-W _ 3,5-104
RT2 ~ 29,27(210 + 273)
2,47 кг/м3.
Коэффициент перевода к противотоку для простого перекрестного тока
при о = 0,5 определяем по фиг. 51; = 0,84.
Затем находим следующие величины:
О_______о.5 _ . 10.
? ^e^(l-a) 0,84(1—0,5) ’ ’
20
17
= U78.
4’=
156 Теплообмен. аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносиг
Определяем выражение для /V. Для газа имеем поперечное омывание пучка,
поэтому по формуле (211) находим
Л . 1\°’219
/V - 0,221' М9-О,О211128-О,70,219-1,71/154 \ 1 + t /__________
У1 (3,06 -10—G)°’344 (Д61 • 124)0’219 ’ Ci
1 \ 0,219
= 0.194
/ 1 \ 0,219
и >-)
Выражение - с ~---------- близко к единице. Поэтому принимаем Л5 -=0,194.
Аналогично для воздуха по формуле (205) определяем
2.42 1,19 0,02°'837 -1,71-42 1,1780-583
‘ 2 (2,68-10~°)°’128 (2,47-440)°'291 ’
Для газа при поперечном обтекании пи — 0,6; п = —0,25.
Для воздуха движение в трубах: /по = 0,8; г2 — —0,25;
1 -Дг- = 1 - ч 0,782; 1 - = 1 - °’3 = 0,709.
3 + /д 3 — 0,25 3 + г2 3 — 0,25
Выражение (198) примет вид
0,194 0,170 _
(V/}0,782 + (Г)0,709 ” •
Из этого уравнения находим (подбором) значение относительного (на 1 кг!сек
расхода теплоносителя) объема воздухоподогревателя V' — 0,26 н3сек1кг. Из выра-
жений (197) находим относительные значения термических сопротивлений со стороны
газа и воздуха:
0,194 0,170
7, ——TT7R9 : °,°57; У9 ~----гГтёГ : 0,443.
1 0,26°’782 2 0,26°’ '°9
Объем воздухоподогревателя (пучка)
У i/'(7 0.26-23 « 5,98 .и3.
Длина пути газа по формуле (209), принимая пока (1 ~1 / ) и
If, -----I(O,6l-124)°'bS<3-O,O2,-37-l,71-O9-O,70'81 -- 1,165 л.
’ (3.06-10 -»)М7 V 0,5/7?
Длина пути воздуха по формуле (203)
,, ... (2.47-44O)0’103 / 1,19 \0,90 / о,О2 \ 1.205
//2-7,о4 ( о,443 ) \ 1,178 ) 31 ' ’
Следовательно, длина аппарата (длина трубок) //2= 3,84 м; высота аппарата
(путь газа) Hi = 1,16 я; ширина аппарата
V 5,98 _
В = ТРН2~ 1,16-3,84 ~ Ь34-".
Методика расчета и основы конструирован, теплооб. аппаратов ГТУ 157
Число тргбокг
2 ряду
В 1,34
~^dH ~ 1,7-0,02 ~ 3911 ~ 40;
в вертикальном ряду
Я1 136 __ о
0,866ф<Ун ~ "Ж 1,7-0,02 ~ 39,4-40.
Всего трубок 40-40 = 1600 шт.
При выборе окончательного варианта следует учесть значение коэффициентов
Л , 1 X
II + ~y~ \ и С/ но в данном случае это не внесет существенных изменении: для данного
примера число рядов i --- 40, и в этом случае 1 Д- = 1,025; С/ — 1,01, т. е. оба
значения близки к единице.
Произведенный численный расчет показывает, что изложенный
метод позволяет при наличии исходных данных определить все основ-
ные параметры пучка, без предварительных прикидочных расчетов.
Анализ зависимости основных параметров воздухоохладителя
от тепловых, гидродинамических и конструктивных показателей
Выведенные выше соотношения позволяют произвести анализ
зависимости основных параметров воздухоохладителей от целого
ряда показателей: теплового, аэродинамического, конструктивного
характера. Такими показателями являются: значение <р, которое
характеризует эффективность тепловой работы аппарата, гидродина-
мическое сопротивление Др, величины удельной поверхности тепло-
обмена f в м2/м3, коэффициент сужения сечения и коэффициент
заполнения объема Для трубчатой конструкции три последних
конструктивных показателя могут быть выражены через наружный
диаметр трубок dH, относительные шаги разбивки ф и относительную
толщину стенок трубок Проведем в качестве примера подобный
анализ для конструкции воздухоохладителя с движением охлажда-
ющей воды в гладких трубках, треугольной разбивкой их и попереч-
ным обтеканием этих трубок охлаждаемым воздухом.
При установке охладителя между отдельными ступенями компрес-
сов а поедет а вл яет интеоес сопоставление аппаратов пои постоянном
с г~? :•— -L •; •; ~ г... гл л д й S. d с л ее оощ и и к нт ср ес представл я ет
сопоставление охладителей при постоянном значении сопротивле-
ния Др.
При неизменном сопротивлении пучка Др из формул (206) — (210) можно сде-
лать следующие выводы:
1. Общая глубина пучка И не зависит от расхода теплоносителя, т. е. при задан-
ном значении Др значение пучка И будет одно и то же для агрегатов различной
производительности.
2. С возрастанием безразмерного параметра т. е. с увеличением изменения тем-
пературы теплоносителя, возрастают величины Л, V, GM, Н и 5. При возрастании
в 1,5 раза У7, V и G^ возрастают соответственно в 1,51,28 = 1,68, И в 1,50,81 =
= 1,39 и S в 1,50’465 = 1,21 раза.
J 58 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрее. еост. теплоносит.
3. С увеличением Др уменьшаются <S, V, GM и У7 и возрастает Н. Например, при
возрастании Др в 2 раза фронтальное сечение S уменьшается в 20,465 = 1,38 раза,
поверхность теплообмена А, объем пучка V и его вес GM уменьшаются в 20,28 — 1,21
раза, а общая глубина пучка Н увеличивается в 20,186 = 1,14 раза.
4. С увеличением наружного диаметра трубок dH сильно возрастают объем пучка
V, вес Сгм и глубина пучка /7, меньше возрастает поверхность теплообмена F и сов-
сем незначительно возрастает фронтальное
сечение S. Например, при увеличении dtl от
14 до 19льи возрастание будет
/ 19 \
VhGmb —-) =1,54 раза;
Фиг. 65. Влияние относительного
шага ф треугольной разбивки на
основные параметры гладкотруб-
ного воздухоохладителя (при
Др = const).
/ 19 \ 1.37
/7 в (= 1,52 раза;
/ 19 \ 0,44
F в ( \ =1,14 раза и
/ 19 \ 0,07
.Sb (-ц-J = 1.02 раза.
Отсюда видно, что уменьшение диаметра
трубок является эффективным средством
уменьшения габаритов и веса теплообмен-
никл.
5. Влияние относительного шага раз-
бивки ф можно установить из анализа
зависимостей (206)—(210), графически пока-
занных на фиг. 65:
,1,0,765
/,1, 1 \0,28
«о. - »> - -
Из графика видно, что с увеличением относительного шага ф возрастают объем V
и глубина пучка II и незначительно вес пучка Gu и поверхность /;; фронтальное
же сечение при этом уменьшается. Так как глубина пучка не зависит от производи-
тельности аппарата, а фронтальное сечение пропорционально ей, то при аппаратах
большой производительности иногда целесообразно принимать относительно больший
шаг ф 1.4 -н 1,6, так как при малом значении ф может получиться несо-
ответствие между очень большим фрритальным сечением <S и малой глубиной пучка Я.
Анализ зависимости основных параметров воздухоподогревателя
от тепловых, гидродинамических и конструктивных показателей
В воздухоподогревателях, т. е. в аппаратах с двумя газообраз-
ными теплоносителями, зависимости основных размеров аппарата
от тепловых, гидродинамических и конструктивных показателей более
сложные, чем в воздухоохладителях, в которых вторым теплоноси-
телем является охлаждающая вода.
В воздухоохладителях основное термическое сопротивление будет
со стороны воздуха и поэтому значение X близко к единице. Измене-
Методика расчета и основы конструиров. теплообм. аппаратов ГТУ 159
ние условий теплообмена со стороны воздуха незначительно влияет
на величину X, и поэтому при произведенном выше анализе можно
было принимать значение X постоянным.
В воздухоподогревателях значения относительных термических
сопротивлений со стороны газа Хг и со стороны воздуха Х2 одного
и того же порядка. Поэтому изменение условий теплообмена со сто-
роны одного из теплоносителей может обусловливать численное
изменение коэффициентов Xi и Х2> входящих в расчетные зависимости
для одного и другого теплоносителей. Это приходится учитывать
при анализе интересующих нас зависимостей.
Можно применить вполне строгий метод анализа. Например,
нам необходимо выяснить, как влияет на относительный объем аппа-
рата V' изменение величин <р, Дрь Др2, d, ф и т. д.
Связь между всеми этими величинами можно выразить форму-
лой (198), а в самом общем виде следующей формулой:
ФД1/', ср, Дрх, Др2, d, ф. . .) = 0. (212)
Поскольку интересующая нас зависимость дана в неявном виде,
то зависимость относительного объема V' от любой входящей в это
уравнение переменной величины, например <р, выражается отноше-
нием частных производных
d? — 0Фг’
Так как выражение (198) или (212) — это произведение степен-
ных и других простейших алгебраических функций, то нетрудно
найти частные производные. Таким образом, могут быть найдены зави-
симости V от ср, дрх, Др2, d, ф и т. д.
Пользуясь методом, использованным для вывода выражения (198),
можно вывести аналогичные выражения для определения веса пучка
См или поверхности теплообмена F исходя из очевидного положения,
что вес пучка GM1 найденный по выражению для обоих теплоносите-
лей, один и тот же; поверхности же теплообмена относятся как удель-
ные поверхности Д//2 (для гладкотрубной поверхности это отноше-
ние равно =•-- ^).
Из этих уравнений, связывающих вес пучка GM или поверхность
теплообмена F с остальными величинами, можно найти интересующие
нас зависимости по тому же методу, как и выражение (198).
Выше было рассмотрено изменение параметров пучка V', GM и F'
от показателей ср, Др, d. В этих выводах значения by et m и г, входящие
в уравнение теплообмена и сопротивления, принимались постоян-
ными, т. е. рассматривался определенный тип поверхности тепло-
обмена. По зависимости (190) — (195) могут быть использованы
для анализа и сопоставления различных типов поверхностей тепло-
160 Теплообмен, аппараты, работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит.
обмена, характеризующихся разными значениями величин b, в,
m и г. 13 данном случае эти величины следует рассматривать как пере-
менные, т. е. уравнение (212) можно написать в виде
Ф, (V", Ь, е, т, г. . .) 0. (213)
Это позволяет находить зависимости основных параметров
пучка V', G\t и F' от величин, характеризующих условия теплообмена
(6, т) и аэродинамического сопротивления (е и г). Зависимости эти
будут иметь, например, следующий вид:
с/Ф2
cZV' _ dm
dm <ЭФ2 *
~dV'
Такой анализ представляет определенный практический интерес
при оценке различных пластинчатых поверхностей теплообмена,
которым можно придать разнообразное очертание, что приведет
к различным значениям коэффициентов, характеризующих тепло-
обмен (Ь, т) и сопротивление (а, г). Эти коэффициенты определяют
экспериментально, и поэтому широкая постановка эксперименталь-
ных исследований различных пластинчатых поверхностей очень
важна для создания оптимальных конструкций теплообменных аппа-
ратов газотурбинных установок.
В ряде случаев может оказаться вполне достаточным вы явление
качествен пых или приближенных количественных зависимостей.
Для этого достаточно проанализировать влияние интересующего
нас фактора по формулам, относящимся к одному и другому теплоно-
сителю. Покажем это на примере трубчатой конструкции воздухо-
подогревателя с движением воздуха в трубах, а газа с попереч-
ным движением в межтрубном пространстве [соответственные фор-
мулы -для воздуха (200)—(205), а для газа (206) (211)].
Пример. Влияние сопротивлений по газу и воздуху Лр2. Если допустимые
сопротивления Д/д и Др2 возрастают в одинаковой мере по обоим теплоносителям,
то относительные объем пучка V", поверхность F' и вес GM уменьшаются.
В соответствие с формулами (207), (208), (210) для стороны газа и формулами
(201), (202), (204) для стороны воздуха величины Дрц и Др2 входят в рассматри-
ваемые зависимости соответственно в степени 0,28 и 0,41 (в среднем показатель 0,33—
0,35). Если допустимое сопротивление по обоим теплоносителям увеличить на 10%,
то, считая по среднему показателю степени 0,35, сократятся объем, вес и поверхность
теплообмена на 3—3,5%. Так как в выражение для фронтального сечения и глу-
бины пучка перепады давлений входят с другими показателями степени, то и изме-
нение этих величин будет иное. Фронтальное сечение, например, уменьшится для
стороны газа на 4,5%, а для стороны воздуха на 5%. Глубина же пучка Н очень мало
изменится: возрастет по газу на 1,8%, а по воздуху на 1%. Если же увеличить соп-
ротивление только по одному теплоносителю, например, Др2, то в результате умень-
шения термического сопротивления увеличится ул. В конечном итоге это отра-
зится на параметрах теплообменника.
Влияние V5 — показателя эффективности тепловой работы аппарата — очень
сильное. Объем, поверхность теплообмена и вес пучка возрастают пропорционально
величине в степени 1,28—1,41 в среднем (~ 1,35). Возрастают также фронтальные
Методика расчета и основы конструирован, теплообмен, аппаратов ГТУ 161
сечения по обоим теплоносителям (показатели степени соответственно 0,465 и 0,513)
и еще больше— глубина пучка по газу и воздуху (соответственно показатели степени
0,81 и 0,90).
Наружный чиа метр трубок dlf сильно влияет на объем V' и вес См пучка (пока-
затели степени по газу и воздуху 1,44 и 1,18 , т. е. в среднем в степени — 1,3).
Увеличивается объем почти исключительно из-за возрастания глубины пучка
по газу и воздуху (показатели степени 1,37 и 1,205). Фронтальное сечение практи-
чески не меняется (показатели степени по газу + 0,07, а по воздуху — 0,026).
Поверхность теплообмена возрастает, но значительно меньше, чем объем (показатели
степени 0.44 по газовой стороне и 0,18 по воздушной).
Относительный шаг разбивки 6 оказывает большое влияние на размеры воздухо-
подогревателя. Уменьшение относительного шага вызывает резкое уменьшение
объема аппарата (показатель степени несколько больше, чем 2) и сравнительно незна-
чительное уменьшение поверхности теплообмена F и веса пучка См. Изменение объема
происходит почти исключительно вследствие уменьшения фронтального сечения
по воздушной стороне и практически повлияет на длину пути воздуха, т. е.
на длину трубок. По газовой стороне при этом наблюдается некоторое увеличение
фронтального сечения S\ и очень значительное (большее, чем уменьшение объема)
уменьшение глубины пучка, т. е. длины пути теплоносителя. В итоге, при уменьше-
нии относительного шага 9 длина аппарата (длина трубок) остается практически
неизменной, ширина (поперек потока газа) возрастает и очень сильно уменьшается
объем пучка и особенно глубина его (по потоку газа). В итрге сильно меняется соот-
ношение геометрических размеров аппарата.
Толстостенность трубок, характеризуемая величиной =
очень сильно
4
влияет на вес пучка и значительно меньше на его объем V и поверхность F. Жела-
тельна меньшая толщина стенок, но это определяется в основном эксплуатационными
условиями, г. с. необходимостью обеспечения достаточного срока службы.
В заключенно необходимо отметить, что Л. Г. Гельфенбейн приме-
нительно к пластинчатым воздухоподогревателям НЗЛ (фиг. 56)
и к трубчатым воздухоподогревателям с перекрестным или противо-
точным движением теплоносителей разработал методику и вывел рас-
четные формулы для определения оптимального отношения скоростей
• 1
теплоносителей которое при заданной относительной потере
напора v w Т - обеспечивает максимальное значение коэф-
фициента теплопередачи k и соответственно минимальную поверх-
ность теплообмена. Приближенная формула для аппаратов с движе-
нием воздуха в трубах и продольным обтеканием труб газом имеет вид
(214)
где Ti и То — средние абсолютные температуры теплоносителей
в °абс;
t __ .
'd ~ de ’
ip — коэффициент оребрения (для гладких труб ip = 1).
Значение относительно шага <р. которое для гладкотрубного пучка
обеспечивает найденное по формуле (214) отношение скоростей,
определяется следующим образом. Из очевидных соотношений
11 Берман 339
162 Теплообмен.
аппараты работ, без изменен, агрег. сост. теплоносит
61 — и G2 = s^2y2 (sot и sm — сечение труб и межтруб-
ное) и формулы (22) при треугольной разбивке труб ’ 1)
находим ~ тр
откуда
6 0,95 I I -I- ъ
(215)
(216)
Из формул (131) и (132) и выражения (215) при Gt — G2 можно
найти отношение сопротивлений
<217>
а следовательно, Api и Лр2> так как задано
АРг 1 ^Jh_
Р\ Р-
Дальнейшие расчеты — определение основных размеров аппа-
рата — производятся изложенным ранее методом.
ГЛАВА V
ПАРОВОДЯНЫЕ ПОВЕРХНОСТНЫЕ ПОДОГРЕВАТЕЛИ
§ 29. ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ В СХЕМЕ ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ
Пароводяные подогреватели относятся к классу наиболее распро-
страненных в паротурбинных установках теплообменных аппаратов,
в которых первичным теплоносителем является конденсирующийся
пар, а вторичным — нагреваемая вода. К этому классу, помимо реге-
неративных и теплофикационных водоподогревателей, относятся
охладители выпара деаэраторов, конденсаторы испарителей, а также
конденсаторы паровых турбин и холодильники эжекторов.
Регенеративные подогреватели применяются как в конденсацион-
ных станциях, так и на ТЭЦ для подогрева питательной воды паровых
котлов паром, отбираемым из турбин с целью повышения тепловой
экономичности установки в целом.
Количество пара, отбираемое для регенеративного подогрева,
доходит до 20—30% от всего количества пара, поступающего в тур-
бину. Температура регенеративного подогрева питательной воды,
т. е. температура питательной воды по выходе ее из последнего
(по ходу воды) подогревателя турбинной установки, составляет
в отечественных установках среднего давления (35 ата, 435°) ^150°,
в установках высокого давления (90 ата. 500°) ^215°, а при
(135 ата, 565°) ^230° при расчетном режиме работы турбины.
При понижении нагрузки турбины температура подогрева воды
несколько снижается из-за снижения давления пара в нерегулируе-
мых отборах. Регенеративные подогреватели, как правило, являются
аппаратами поверхностного типа (см. § 2). Подогрев воды осущест-
вляется всегда ступенчатый (см. фиг. 2), так как это дает возможность
лучшего энергетического использования пара. По своему расположе-
нию в тепловой схеме регенеративные подогреватели разделяются
на подогреватели низкого и высокого давления. Подача воды через
первые из них осуществляется конденсатным насосом. Давление воды
в подогревателях низкого давления, определяемое давлением в деаэра-
торе и сопротивлением тракта, в установках среднего давления состав-
ляет обычно 3—5 ата, а в установках высокого давления до 10—
13 ати. Подача воды через подогреватели высокого давления произ-
водится питательным насосом и поэтому расчетное давление воды
в них доходит до 50—60 ати в установках среднего давления
11*
164
Пароводяные поверхностные подогреватели
и до 120—180 ати в установках высокого давления. Подогреватели
высокого давления в установках высокого и сверхвысокого давления
работают в весьма тяжелых условиях и поэтому вполне закономерна
тенденция устанавливать последовательно «в рассечку» питательные
насосы: первая ступень — между деаэратором и подогревателем
высокого давления, а вторая — после подогревателя высокого
давления (см. фиг. 2). Это даст возможность конструировать П.В.Д
на меньшее давление воды, чем в паровом котле. Подогреватели высо-
кого давления установок среднего давления часто называют подогре-
вателями повышенного давления.
В отечественных установках среднего'давления обычно применяют
две-три ступени подогрева низкого давления, и одну высокого давле-
ния (в турбинах 50 и ЮОлгн/п используют две ступени). В установках
высокого и сверхвысокого давления применяется обычно четыре-
пять ступеней подогрева низкого давления (включая деаэратор)
и две-;ри высокого. В американском проекте установки мощностью
275 мгвт с параметрами пара 410 ата и 650° принято девять ступеней
подогрева, в том числе три ступени высокого давления. В некоторых
зарубежным установках высокого давления имеется тенденция
к уменьшению числа подогревателей высокого давления или даже
отказа от них. В таком случае последним подогревателем служит
деаэратор с давлением порядка 14—18 ата.
Станционные теплофикационные установки, предназначенные для
снабжения потребителей теплом, но не горячей водой, состоят
из пароводяных подогревателей и насосов и работают с замкнутой
водяной сетью. Охлажденная в тепловой сети обратная сетевая вода
поступает по трубопроводам к сетевым насосам. Последние создают
необходимый напор для подачи воды в подогреватели, а затем тепло-
фикационную сеть. Обратная вода из сети поступает к насосам под
небольшим давлением. Расход пара теплофикационного отбора
(1,2—2,5 ата) значительно выше, чем на регенеративный подогрев
воды, и достигает 75% общего расхода пара на турбину. По парамет-
рам пара теплофикационные подогреватели делятся на основные (150)
и пиковые (БП). Основные подогреватели используются в течение
всего отопительного сезона, работают при давлении пара 1,2—2,5 ата
из регулируемого отбора турбины и подогревают воду до 90--115°.
Пиковые подогреватели включаются при сильных морозах, питаются
паром более высокого давления из нерегулируемого отбора и предна-
значены для подогрева водь/ до температуры 130- -150°, а в некоторых
случаях и выше — до 180°. Они включаются по водяной стороне
послсдоватсл но с основными подогревателями. Тепловые сети
используются и для горячего водоснабжения, т. е. снабжения потре-
бителя непосредственно горячей водой с температурой —60 -65°.
Применяются две основные системы горячего водоснабжения: замкну-
тая (закрытая) и открытая.
В первом случае у абонентов устанавливаются местные водоводя-
ные подогреватели, в которых первичным теплоносителем является
Основные требования и принципы конструирования
165
горячая вода, подаваемая со станции по замкнутой системе, а вторич-
ным теплоносителем служит водопроводная вода, подаваемая к водо-
разборным кранам по разомкнутой схеме.
Закрытая система горячего водоснабжения применяется в ряде
крупных городов и имеет следующие основные преимущества: воз-
можность обеспечения стабильного качества горячей воды, одинако-
вого с качеством воды городского водопровода; простота контроля
плотности системы; простота санитарного контроля. Основным
недостатком закрытой системы является усложнение и удорожание
абонентских вводов из-за установки водоводяных подогревателей
с соответствующими коммуникациями.
В последнее время получает распространение открытая система
горячего водоснабжения — непосредственный водоразбор, т. е. снаб-
жение потребителя нс только теплом для отопления, но и горячей
водой из тепловой сети. Достоинство этой системы — отсутствие
абонентских водоводяных подогревателей, недостаток — наличие
на ТЭЦ специальной водоподготовки большой производительности
для возмещения расхода отпускаемой абоненту воды. В настоящее
время стремятся увеличить для крупных установок число ступеней
теплофикационного подогрева воды при помощи установки «пред-
включеннсго» вакуумного подогревателя (помимо основных и пико-
вых), в котором в качестве греющего используется пар давлением
0,2—0,5 ата. Это обеспечивает повышение энергетического исполь-
зования пара, а следовательно, и к. п. д. станции.
Различные схемы трехступенчатых теплофикационных устано-
вок предложены А С. Зильберманом, Е. Я- Соколовым и др. Расчет-
ный анализ эффективности ступенчатого подогрева сетевой воды
выполнен Б. П. Тараповым.
§ 30. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ И ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Поверхностные водоподогреватели, как правило, выполняются
водотрубными, т. е. с движением нагреваемой воды в трубках и грею-
щего пара в межтрубном пространстве (см. § 4). Встречающиеся
изредка паротрубные подогреватели имеют низкий коэффициент
теплопередачи.
В пароводяных подогревателях (а также в конденсаторах) дав-
ление нагреваемой воды должно быть обязательно выше давления
греющего пара для устранения возможности закипания воды.
Оно вызывало бы возрастание гидродинамического сопротивления
но водяному тракту (см. § 18) и могло бы привести к расстройству
аппаратуры и трубопроводов в результате гидравлических ударов,
т. е. сильного увеличения давления при резком уменьшении скорости
воды.
Основной тепловоЙ1 показатель совершенства пароводяного подо-
гревателя, как и любого теплообменного аппарата, — высокий коэф-
фициент теплопередачи. В эксплуатационных условиях наиболее
166
Пароводяные поверхностные подогреватели
удобен контроль тепловой работы аппарата — определение недогрева
воды Д/ — 1Н — i\ так как температуры насыщения пара tH и подо-
гретой воды определяются измерением, Согласно формуле (73),
при заданных поверх пости нагрева аппарата Л, расходе нагреваемой
воды W и располагаемом температурном напоре - 1Н - /'
имеется однозначная зависимость между Д/ и /г. В эксплуатации уве-
личение недогрева Д/ вызывается состоянием аппарата: загрязнением
поверхности нагрева, уменьшением ее в результате отключения отбра-
кованных трубок и протечками воды между трубной доской и перего-
родками водяных камер (т. е. минуя поверхность теплообмена).
Особенно значительное снижение экономичности установки проис-
ходит при большом недогреве воды в подогревателях низкого давле-
ния, так как в этом случае ухудшается использование отборного
пара, обладающего наименьшей работоспособностью.
Поступающий в некоторые подогреватели отборный греющий пар
сильно перегрет; в этом случае противоточное направление воды
и пара позволяет использовать перегрев пара для повышения конеч-
ной температуры нагреваемой воды (см. §33). При насыщенном паре
также целесообразно вводить его в аппарат у выхода воды, так как
ко мере конденсации пара его температура понижается вследствие
понижения давления (паровое сопротивление) и повышения содержа-
ния воздуха (особенно в вакуумных аппаратах).
Произведенный автором расчетный анализ ряда водоподогревате-
лей, серийно выпускаемых нашей промышленностью, показал, что
коэффициент теплоотдачи со стороны нагреваемой воды выше прибли-
зится ыщ в 1V, 2 раза, чем со стороны конденсирующего пара.
Чем выше температура в подогревателе, тем это соотношение больше,
так как численное значение комплекса физических параметров воды.
об мел а вл ивающего величину конвективной теплопередачи при тур-
булентном движении жидкости В
[формула (76) I,
увеличивается с повышением температуры быстрее, чем аналогичный
комплекс А = I/ -------- для теплоотдачи при конденсации пара
[формулы (95) — (96) ]. Если условно принять отношение при 0° С
за единицу, то для других температур получим следующее:
Температура...................... 0э 50° 100° 150° 200°
Относительное значение............ 1 1,19 1,27 1,50 1,70
Высокий коэффициент теплоотдачи со стороны воды легко обеспе-
чивается при скорости воды в трубках 1,5—2,5 м'сек (пределы 1,0—
3 м!сек}. Гидродинамическое сопротивление подогревателей низкого
и повышенного давления при указанных скоростях воды не превосхо-
дит 5—8 м вод. ст., а подогревателей высокого давления 20—
35 м вод. ст. при скоростях воды выше указанных величин — до 4—
5 ,и/се/{.
Основные требования и принципы конструирования
167
Существенное увеличение коэффициента теплоотдачи от конден-
сирующегося пара как «чистого», а тем более со значительным содержа-
нием воздуха, может быть достигнуто в результате использования
скоростного эффекта пара (§ 14 и 15). Предельная скорость пара
в водоподогреватслях часто лимитируется понижением температуры
греющего пара при снижении давления (из-за парового сопротивле-
ния), а следовательно, и уменьшением среднего температурного
напора в аппарате. Поэтому в каждом конкретном случае необходимо
сопоставить эффективность увеличения коэффициента теплоотдачи
со стороны пара с уменьшением температурного напора.
Для обеспечения хорошего теплообмена со стороны пара, а следо-
вательно, и высокого коэффициента теплопередачи важно, чтобы
отсхтс^зовати. застойные участки с обогащенной воздухом смесью
? 2 ' . 3 “ 1 г ВСЗДТХ.2.'. ВоЗДТу
с паром в аппараты в незначительном количестве, а в аппараты, рабо-
тающие под вакуумом, в основном, через неплотности оборудования
и арматуры. Необходимость надлежащего отвода воздуха подтвер-
ждается испытаниями П.Н.Д, произведенными ВТИ на Кашир-
ской ГРЭС. Результаты этих испытаний показали, что коэффициент
теплоотдачи со стороны пара, особенно при частичной нагрузке подо-
гревателя, может снижаться в 2,5 раза с уменьшением открытия вен-
тиля на линии отсоса воздуха (точнее — паровоздушной смеси)
из подогревателя в конденсатор. Отвод воздуха из аппаратов,, как
правило, каскадный, т- с из каждого подогревателя в соседний более
низкого давления вплоть до конденсатора. Отсос пара из подогрева-
теля в конденсатор равносилен перепуску в конденсатор без исполь-
зования в турбине части пара из отбора.
Для уменьшения энергетических потерь с паром при конструиро-
вании аппаратов необходимо устранять возможности создания застой-
ных участков и выбирать места отвода паровоздушной смеси с целью
уменьшения се расхода.
Совершенно недопустима работа с «пролетным» паром, т. е. при
неполной его конденсации, так как при этом происходит недоисполь-
зование тепла (увеличение расхода пара) и возможны гидравлические
удары. Поэтому на аппаратах устанавливаются конденсатоотводчики,
которые обеспечивают отвод из подогревателя только конденсата
греющего пара. Это относится также к испарителям и паропреобразо-
вателям.
Загрязнение поверхности теплообмена со стороны воды бывает
в станционных теплофикационных водоподогревателях и еще более
часто в абонентских. Для предотвращения отложения накипи необ-
ходима химическая очистка воды. Бывают также случаи загрязнения
поверхности нагрева продуктами коррозии, приносимыми сетевой
водой из труб теплосети и местных систем; поэтому особенно важна
дегазация сетевой воды. Загрязнения могут сильно снизить коэффи-
циент теплопередачи. Для проведения механической чистки трубки
теплофикационных подогревателей делают прямыми.
168
Пароводяные поверхностные подогреватели
В многоходовых аппаратах с
можно делать по радиусам ил
Фиг. 66. Расположение перегородок
в водяной камере четыреххододого
подо подо гр еватс л я :
а—радиальное: б—по хордам
(штриховой линией показаны перего-
родки в задней водяной камере).
Компенсация температурных деформаций в пароводяных подогре-
вателях необходима, так как возможны большие разности температур,
особенно при пуске аппаратов. В регенеративных подогревателях
эта задача решается применением U-образных трубок, а иногда
и W-образных, а в теплофикационных подогревателях с прямыми
трубками — обычно при помощи одной подвижной водяной камеры,
прямыми трубками деление на ходы
и по хордам (фиг. 66). Рациональной
является разбивка по хордам, так
как при этом можно избежать близ-
кого расположения двух пучков с
наибольшей разностью температур.
Из эксплуатационных требова-
ний важное значение имеет герме-
тичность аппарата: отсутствие про-
течем между отдельными ходами
одного теплоносителя (воды) и между
водой и паром. Протечка воды в
паровое пространство чаще всего
вызывается расстройством вальцо-
вочных соединений при плохой
компенсации температурных дефор-
мации, а реже — повреждением тру-
бок. Протечка особенно нежелательна в теплофикационных водо-
подогревателях, так как в этом случае сетевая вода проникает в
паровое пространство и качество питательной воды может резко
ухудшиться. На электростанциях с прямоточными котлами и кот-
лами высокого давления на каждой группе теплофикационных водо-
подогревателей устанавливаются солемеры для сигнализации раз-
рыва и неплотности трубок.
Серьезнейшей аварией подогревателей является разрыв трубок,
при котором паровое пространство может заполниться водой, а при
забросе се в турбину возникнет механическое повреждение лопаточ-
н о го а и п а р ата т у р б и н ы.
Запас горячей воды в паровом пространстве подогревателей пред-
ставляет большую опасность для турбины, так как понижение давле-
ния пара в ступени отбора (например, при сбросе нагрузки) вызовет
мгновенное парообразование в подогревателе. В этом случае, если
но какой-либо причине не закроются обратные клапаны на паропро-
водах отбора, появится обратный ноток пара с бросками воды
из подогревателя в турбину. Обратный поток пара из подогревателя
турбины опасен и потому, что в случае сброса нагрузки и отключения
от сети генератора поступающий пар может разогнать ротор турбины.
Необходимо осуществлять постоянный контроль за уровнем воды
в подогревателе и оборудовать подогреватели защитно-предохрани-
тельной аппаратурой (см. § 31). Это особенно важно для подогрева-
телей высокого давления.
Основные требования и принципы конструирования
169
В серийных водоподогревателях применяются трубки
из латуни Л68 или цельнотянутые из малоуглеродистых сталей
(сталь 10 и сталь 15). Иногда применяются трубки из нержавеющих
сталей. В теплофикадио! ных водоподогревателях из-за коррозийных
свойств, в частности, повышенного содержания кислорода в сетевой
воде применяются только латунные трубки. В регенеративных подо-
гревателях низкого и повышенного давления применяются чаще
латунные, а реже стальные трубки. При работе под вакуумом исполь-
зуются всегда латунные трубки. В подогревателях высокого давления
из-за высоких температур и давлений возможно применение только
стальных труб; обычно dH 25—32 мм и толщина стенок до 3—4 мм.
В остальных подогревателях трубки с наружным диаметром 16 или
19 мм (изредка 22 мм) с толщиной стенки: при латунных трубках
0.75 -1.5 им (в зависимости от давления), а пристальных 1,5—2,5 мм
(«запас* на коррозию). Помимо расчета трубок на механическую проч-
ность, для аппаратов высокого и повышенного давления необходимо
при конструировании производить проверочные расчеты на вибрацию.
Головные образцы серийных аппаратов обычно испытывают на спе-
циальных стендах для проверки, нет ли вибраций. Существовавшее
ранее мнение о необходимости уменьшения высоты трубок в верти-
кальных аппаратах, базировавшееся на теоретической формуле Нус-
сельта для коэффициента теплоотдачи при конденсации, опровергнуто
как экспериментальными и теоретическими исследованиями этого
процесса (см. § 14), так и исследованием работы промышленных подо-
гревателей.
Важное значение для надежной работы установки имеет система
дренирования, т. е. удаления конденсата греющего пара. Она оказы-
вает некоторое влияние и на экономичность. Наиболее простой
и надежной, но наименее экономичной является схема каскадного дре-
нирования, применяемая в установках небольшой и средней мощ-
ности. Сущность этого метода заключается в том, что конденсат
«каскадно» из каждого подогревателя отводится в соседний подогре-
ватель более низкого давления, а затем в конденсатор. С целью умень-
шения потерь тепла в последнее, время стали направлять конденсат
греющего пара подогревателей не в конденсатор, а во всасывающую
линию конденсатного насоса.
При каскадной схеме дренирования происходит вскипание и испа-
рение части дренируемого конденсата при его поступлении в подогре-
ватель более низкого давления. При подводе дренажа в нижнюю часть
подогревателя образующийся выпар идет в аппарате снизу вверх,
т. е. навстречу греющему пару. Это может вызывать создание застой-
ных участков с повышенным содержанием воздуха и, следовательно,
понижение среднего коэффициента теплопередачи в аппарате.
В установках большой мощности (фиг. 2) обычно сочетают каскад-
ную схему с более экономичной схемой дренирования — откачкой
конденсата дренажными насосами в питательную линию подогрева-
теля более высокого давления.
170
Пароводяные поверхностные подогреватели
Температура конденсата греющего пара tK всегда ниже темпера-
туры насыщения tH этого пара. Разность tH tK называется н е р е-
о х а и с м и д енсата. Это явление объясняется
де де при н'о стекании поверхности трубок
'1ИЧИС.- над поверхностью конденсата нижней части аппарата
смеси, обогащенной воздухом, имеющей более низкую температуру,
чем греющий пар. В конденсаторах паровых турбин (§ 36) переох-
лаждение конденсата всегда вредно, а в подогревателях может быть
полезным или вредным в зависимости от системы дренирования.
При каскадной схеме, т. е. дренаже, в подогреватель более низкого
давления желательно переохлаждение конденсата, так как тепло
переохлаждения используется в этом подогревателе, а не в следую-
щем подогревателе более низкого давления. Поэтому нежела-
тельно (при данной 'хеме) производить подачу дренажа в нижнюю
часть подогревателя, чтобы не уменьшать в нем переохлаждение
конденсата. При подаче же конденсата греющего пара насосом
в соседний подогреватель более высокого давления переохлаждение
конденсата нежелательно, так как тепло переохлаждения целесооб-
разнее использовать в следующем подогревателе более высокого
давления.
При каскадной схеме дренирования и наличии охладителей дре-
нажа (см. фиг 39) нужно обеспечить возможно минимальное переох-
лаждение конденсата в том подогревателе, перед которым (по ходу
воды) установлю охладитель. Иначе разница температур дренажа
подогре основного конденсата может быть очень мала,
•штате че догре шовного конденсата будет стол значи-
мы; это нс оправ; а ст установки охладителя.
Реагирование (точнее, снижение) температуры нагрева воды
пароводяных догревателях может быть осуществлено 'дую-
щими способами
Во-первых, дросселирование греющего пара понижает темпера-
туру насыщения, а следовательно, и предельный нагрев воды. Этот
способ сопряжен с энергетическими потерями. Пределы регулирова-
ния ограничиваются тем, что давление в паровом пространстве должно
быть достаточным для удаления из подогревателя конденсата грею-
щего пара и отвода воздуха (с учетом схемы установки).
Во-вторых, подпором конденсата в подогревателе, т. е. уменьше-
нием активной поверхности теплообмена из-за затопления части
поверхности пагрева (при этом возрастает переохлаждение конден-
сата). Предел регулирования определяется давлением пара, которое
должно быть достаточным для удаления конденсата при уменьшенном
открытии задвижки на дренажном трубопроводе. Этот метод требует
неослабного наблюдения за уровнем конденсата в подогревателе,
особенно при переменных нагрузках турбины, а также вполне исправ-
ного состояния всей защитно-регулирующей аппаратуры для предот-
вращения возможности заброса воды или обратного потока пара
в турбину.
I
Конструкции водоподогревателей
171
Третий способ регулирования нагрева воды заключается в том,
что ч.чсть ее направляется в обход подогревателя. Это самый выгод-
ный метод, при котором предел регулирования неограничен. На элек-
тростанциях приходится прибегать к регулированию конечной тем-
пературы подогрева как питательной воды (в регенеративных подо-
гревателях), так и сетевой (в теплофикационных подогревателях).
Конечная температура питательной воды обычно регулируется обвод-
ной задвижкой, через которую часть конденсата может быть пропу-
щена в питательную линию к паровым котлам, минуя подогреватель
высокого давления.
Регулирование температуры подогрева сетевой воды произ-
водится пуском части или всей воды через пиковый подо-
греватель, или же регулированием давления пара, отбираемого
от турбины к основным теплофикационным подогревателям (это
производится воздействием па регулятор отбора пара турбины).
§ 31. КОНСТРУКЦИИ ВОДОПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ
Станционные водоподогреватели выполняются обычно вертикаль-
ными, а абонентские — горизонтальными. В том и другом случае
помещение должно иметь достаточную высоту или соответственно
длину для возможности выемки трубного пучка при ревизии
и ремонте.
Регенеративный подогреватель низкого давления типовой кон-
струкции ДМ3 показан па фиг. 67. Он состоит из корпуса, трубного
пучка, включающего трубную доску 4 с закрепленными в ней U-образ-
ными трубками 6 и каркас 7 с перегородками 8, водяной камеры 1
с перегородками. Вода поступает в один отсек водяной камеры
и но изогнутым трубкам движется сначала вниз, затем вверх (два
хода) и через второй отсек водяной камеры уходит в сливной патру-
бок. Располагая надлежащим образом перегородки в водяной камере,
можно создать любое четное число ходов воды. Греющий пар через
патрубок в верхней части корпуса поступает в межтрубное простран-
ство, которое разделено сегментными перегородками, передает через
трубки тепло нагреваемой воде и, конденсируясь, стекает вниз.
Дренаж осуществляется конденсатоотводчиком 12, назначение кото-
рого удалять конденсат, не пропуская «пролетного» пара. В данном
случае возможно применение U-образных трубок, так как конденсат
не дает отложений, и рационально, потому что устраняются термиче-
ские деформации (трубки могут свободно удлиняться). Представление
о разбивке трубок дает поперечный разрез подогревателя низкого
давления ПН-30 конструкции НЗЛ (фиг. 68).
В тепловых схемах некоторых турбин предусмотрены так называе-
мые сальниковые регенеративные подогреватели, в которых первич-
ным теплоносителем является пар, точнее — паровоздушная смесь
из лабиринтовых уплотнений турбины. В качестве сальниковых
Фиг. 67. Регенеративнын подогреватель низкого давления (ПИ-65):
/ — водяная камера: 2 — анкерная связь; S, 5 — прокладки из паронита; 4 — трубная
доска; 6 — латунные f-образные трубки; 7 — каркас: 8 — направляющие перегородки;
9 — патрубок отсоса воздуха; 10, 20 — приемные патрубки конденсата из смежного подо-
гревателя и испарителя; 11 сливной трубопровод конденсата греющего пара; 12 - кон-
денсатоогводчик: 13 — но плавок; 14 — паровпускной патрубок: 15 — пароотбойный лист:
16, 17 — входной и выходной водяные патрубки основного конденсата; 18 подвод воз-
духа из смежного подогревателя; 19 — рукоятка для принудительного подъема поплавка;
13; 21 — водоуказательный прибор.
Конструкции водоподогревателей
173
подогревателей часто применяются аппараты, совершенно аналогич-
ные по конструкции описанным выше регенеративным подогревате-
лям низкого давления. Для сальниковых подогревателей применя-
лась конструкция с поверхностью теплообмена из двойных трубок
(трубок Фнльда) (фиг. 69). Поступающая в нижнюю камеру вода
поднимается по внутренним трубкам, а затем по кольцевому простран-
ству между трубками опускается вниз. При двойных трубках тепло-
обмен интенсифицируется при движении воды по узкому кольцевому
каналу между трубками. В
сальниковых же подогрева-
телях ввиду большого содер-
жания воздуха в паре основ-
ное термическое сопротивле-
ние с паровой стороны, а не
с водяной. Поэтому необхо-
димо интенсифицировать теп-
лообмен с паровой стороны,
а не с водяной.
Для устранения выбива-
ния пара из концевььу уплот-
нений турбины и большого
присоса воздуха в пар, отво-
димый в сальниковый подо-
греватель, необходимо в месте
отсоса поддерживать давле-
Фиг. 68. Поперечный разрез регенеративного
подогревателя низкого давления ПН-30.
ние не намного меньше атмо-
сферного. Это может быть достигнуто установкой пароструйного
эжектора (фиг. 70). Сальниковый подогреватель состоит из двух
пучков с ij-образными трубками и одной общей водяной ка-
меры; движение воды и паровоздушной смеси показано стрел-
ками. Поступающая из уплотнений в левый пучок паровоздуш-
ная смесь просасывается эжектором, а затем, пройдя через него,
нагнетается через правый трубный пучок и выбрасывается в атмо-
сферу. При помощи эжектора можно обеспечить необходимое давле-
ние (порядка 0,93—0,95 ата) в месте отсоса смеси из уплотнений.
Благодаря принудительной подаче паровоздушной смеси скорость
ее и коэффициент теплоотдачи с паровой стороны могут быть суще-
ственно повышены, и тем самым уменьшена поверхность теплообмена.
Установка несколько усложняется из-за наличия эжектора и доба-
вочных паровых коммуникаций. Кроме того, расходуется некоторое
количество пара на эжектор.
В некоторых мощных турбоустановках ЛМЗ, например, В К-100-2,
подогреватель низкого давления состоит из двух отдельных секций,
встроенных в паровые камеры обоих конденсаторов турбины
(см. фиг. 113), благодаря чему упрощается установка. Секции соеди-
нены по основному конденсату турбины последовательно, а по грею-
щему пару — параллельно.
Паропод чные поперхностные подогренйтели
Фиг. 69. Сальниковый подогреватель с двойными трубками:
— вертикальный и горизонтальный разрезы; б — схема движения
воды в двойных трубках.
Конструкции водоподогревателей
175
Подогреватели повышенного давления (расчетное давление воды
40—80 ат) конструктивно аналогичны подогревателям низкого
явления. Некоторые отличия, обусловленные высокими давле-
Фиг. 70. Схема сальникового подогревателя с принудительной циркуляцией паро-
воздупцюй смеси с помощью пароструйного эжектора:
/ и.1т[)> Сх»к д.-iii входа нироволдултой смеси: 2— пароструйный эжектор: 3 — патрубок
д.гя гыход.ч воды: / патрубок для выхода воздуха; 5 патрубок для входа воды.
ниямп. в основном заключаются в
литые стальные (а не чугунные
или сварные); трубки — ла-
тунные большей толщины
(1,5 мм вместо 0,75—1,0 мм)
или стальные. Нафиг. 71 пока-
зан поперечный разрез такого
подогревателя ПВД-100 Брян-
ского машиностроительного за- а?
вода.
Подогреватели высокого да- -
зления, р а с с ч и т ы в а ем ые на
давление воды до 180—200 ат,
п о ко 11 стр у к ци и существен н о
отличаются от подогревателей
следующем: водяные камеры —
Фиг. 71. Поперечный разрез регенератив-
ного подогревателя повышенного давле-
ния ПВД 100.
не только низкого, но и повы-
шенного давления. Вместо труб-
ной доски применяются сталь-
ные водяные коллекторы круг-
лого сечения. Трубки в коллек-
торе укрепляются сваркой. Конструкция трубного пучка тоже иная.
Отказ от трубных досок объясняется тем, что уже в подогревателях
повышенного давления толщина трубной доски по условиям прочно-
176
Пароводяные поверхностные подогреватели
| конденсат
Фиг. 72. Подогреватель высокого
давления типа БИП со встроенным
охладителем дренажа:
1— W -образные трубки; 2 — корпус;
3 — спиральный охладитель конденсата;
4 - отсек для использования перегрева
пара; 5 — вы ходкой автоматический кла-
пан; 6 — перепускная труба; 7 — входной
автоматический клапан; 8 —диафрагма.
ста часто превышает 100 мм.
Такая трубная доска большой
толщины из кованой стали с
большим числом отверстий для
трубок пред ставл яет весьма
дорогой элемент конструкции.
I IpiiMepoM подогревателя
высокого давления может слу-
жить подогреватель типа ВИП,
примененный во всех турбо-
установках высокого давления,
поставленных ЛМЗ до 1952 г.
(фиг. 72).
Трубный пучок состоит из
W-образных трубок, приварен-
ных к промежуточным коллек-
торам, а последние приварены
к сборным коллекторам, снаб-
женным патрубками для отвода
и подвода нагреваемой воды.
Подогрев воды осуществляется
до температуры насыщения
греющего пара посредством
использования тепла перегрева
пара. Для этого часть пучка
трубок, омываемая выходящей
водой, выделяется перегород-
ками в отдельный отсек, где
используется перегрев пара.
В этом отсеке нар движется
снизу вверх, а затем по осталь-
ной части пучка сверху вниз,
причем устройством перегоро-
док ему сообщается (не пока-
занное на фигуре) зигзагообраз-
ное направление. В нижней
части корпуса встроен змееви-
ковый охладитель дренажа,
в котором путем использова-
ния тепла конденсата грею-
щего пара производится пред-
варительный подогрев воды до
ее поступления в трубный пу-
чок.
В начальный период экс-
плуатации подогревателей типа
БЙП были значительные за-
Конструкции водоподогревателей
177
труднения из-за появления течи и образования свищей в месте
приварки трубок к промежуточным коллекторам и в стыках труб.
Ремонт этих подогревателей был затруднен из-за плохого доступа к
некоторым узлам. Поэтому с 1952 г. стали производить подогреватели
высокого давления со спиральными трубками типа ПВСС Таган-
рогского котельного завода (фиг. 73).
В этих подогревателях имеется центральная вертикальная водо-
подводящая труба /, к которой снизу присоединены две питающие
коллекторные трубы 5. Две приемные вертикальные коллекторные
трубы 4 соединены сверху в один выходной патрубок.
Поверхность нагрева образована двойными трубчатыми спира-
лями 14, которые четырьмя колоннами расположены между питаю-
щимися и приемными коллекторными трубами. Концы каждой двой-
ной спирали приварены к смежным питающей и приемной коллектор-
ным трубам. В коллекторных трубах установлены перегородки 15
и 16, которые создают три хода для нагреваемой воды. Поперечные
направляющие перегородки И трубной системы обеспечивают отвод
конденсата греющего пара к стенке корпуса подогревателя. В этих
перегородках имеются отверстия для прохода греющего пара.
Пар, поступающий сверху в трубную систему, сперва омывает спи-
ральные трубки последнего третьего хода воды, т. е. наиболее нагре-
того (фиг. 73, в). Поэтому при перегретом паре возможен нагрев воды
до температуры насыщения греющего пара, и даже несколько выше
(что очень желательно).
Основное преимущество конструкции ПВСС заключается в удоб-
стве осмотра концов спиралей в местах их приварки к коллекторным
трубам, а также в легкой замене спиралей при ремонте. Эксплуата-
ция этих подогревателей подтвердила надежность их работы. Отвод
воздуха в смежные подогреватели более низкого давления произво-
дится через патрубок 10, который расположен настолько высоко,
что нижняя часть пучка находится в застойной зоне, обогащенной
воздухом.
Весьма распростри пенный вертикальный теплофикациоппый подо-
греватель показан на фиг. 74 (сравни с фиг. 5, б). На фиг. 75 показан
теплофикационный подогреватель "иной конструкции типа БО-550
(F = 550 м2). Идея конструкции заключается в подводе пара с неболь-
шой скоростью по всей наружной поверхности трубного пучка, кото-
рый расположен эксцентрично к корпусу, в результате чего между
ними остается свободное по всей высоте аппарата пространство серпо-
видного очертания для прохода, пара, подаваемого приблизительно
по середине высоты аппарата. Из этого пространства пар поступает
в трубный пучок с небольшой скоростью (большая поверхность
и радиальная разбивка трубок) но радиальному направлению.
Для отвода воздуха по оси пучка предусмотрена труба с отверстиями
по всей длине (возможность равномерного отвода воздуха через отвер-
стия по всей длине трубы сомнительна). В целом конструкция этого
подогревателя напоминает распространенные раньше конденсаторы
12 Берман 539
178
Пароводяные поверхностные подогреватели
Фиг. 73. I |одогрелатсль. высокого давления типа ПВСС (спирально сварной
конструкции):
а вертикальный разрез: б - i оризонт;uibiti.iif разрез; в - схема дилжсипя виды i: труб-
кой системе (условно пик.-пяим две колонии спиралей между коллектор!! им и трубами вместо
четырех колони): 1 - водоиодводящая труба; 2 — входной патрубок иит;нельпоН воды;
3 — выходной патрубок питательной воды; 4 — приемные коллекторные трубы; 5 — питаю-
щие коллекторные трубы; 6 — кронштейн с роликом; 7 — отверстие для слива конденсата
греющего пара; 8, 9 патрубки для присоединения трубок к поплавковой каморе кондсн-
сатоотводчика; 10 — патрубок отсоса воздуха; II — направляющие перегородки;
12 — впускной патрубок греющего пара: 13 •- направляющий желоб греющего пара;
14 — двойные спирали труб; 15, 16 — перегородки коллекторных труб (каналы условно
показан pi штриховой линией).
с центральным потоком пара, поставленным вертикально (эта кон-
струкция описана ниже, фиг. 96, в, 111 —113).
у потребителей и в районных котельных обычно применяют гори-
зонтальные подогреватели с прямыми трубками и задней подвижной
Разрез по ДР
Фиг. 74. Теплофикацирнный
водоподогреватель:
/ — верхняя водяная камера;
2 — верхняя трубная доска;
3 — паровпускной патрубок;
4 — направляющие перегородки
для пара; 5 — нижняя труб-
ная доска; 6 — нижняя под-
весная водяная камера; 7— спу-
скные трубки сетевой воды
из водяных камер; 8 — слив
конденсата греющего пара;
9 — входной и выходной па-
трубки сетевой воды: /# —паро-
отбойный лист; II — пучки
трубок; 12 — опорные лапы.
камерой. На фиг. 76, а схематично показан распространенный в систе-
мах теплоснабжения поселков ГРЭС и заводов горизонтальный четы-
рехходовый по воде подогреватель с расположением парового и кон-
денсатного патрубков по противоположным концам корпуса. Внутри
корпуса имеются поперечные перегородки с окнами для прохода грею-
12*
18
11 ариводяные поверхностные подогреватели
щего пара. Эти перегородки создают за собой застойные зоны, в кото-
рых поверхность трубок слабо участвует в теплообмене.
На фиг. 76, б показан более простой по конструкции горизонталь-
ный подогреватель с двумя ходами для воды, разработанный
ОРГРЭСом*. Паровой патрубок расположен в середине корпуса над
единственной в аппарате глухой пере-
городкой, служащей для поддержания
трубок и отбойного листа. Пар, уда-
ряясь об I его, свободно распростра-
няется в трубном пучке в обе стороны
Фиг. 75. Основной теплофикационный подогреватель типа БО-550:
и — вертикальный разрез (схема); б — горизонтальный разрез.
аппарата. Патрубок для отвода конденсата расположен в средней
части корпуса. Основной идеей при разработке последней конструк-
ции была, очевидно, предпосылка, что всякие перегородки в паровом
пространстве для теплопередачи не только бесполезны, но даже
вредны, так как тормозят движение неконденсирующихся газов к
местам их отвода, создавая «мертвые» зоны с пониженной теплоот-
дачей.
Трубчатые водоподогреватели с подачей пара внутрь трубок (паро-
трубные) применяются в настоящее время только в качестве так назы-
ваемых е м кост и ы х в о д о п о д о г р о в а т е л е ц (бой-
леры-аккумуляторы) для горячего водоснабжения при периодиче-
ском расходе больших количеств воды. Они представляют собой
вертикальный или горнзоптал ьнын сосуд болмной емкости (фиг. /7),
в нижней части которого размещена поверхность теплообмена в виде
- ОРГР.’ЧС - ! осударственный трест по организации и рационализации район-
ных электрических станций и спей.
Конструкции водоподогревателей
181
Фиг. 76. Горизонтальные теплофикационные подогреватели:
и — конструкция Тсплоэлсктропроскта; б — конструкция ОРГРЭС.
Фиг. 77. Емкостный водоподогреватель.
182
Пароводяные поверхностные подогреватели
змеевиков или U-образных тру-
бок, по которым идет первичный
теплоноситель пар пли вода.
В этой конструкции сочетается
применение подогревателя с акку-
мулятором горячей воды. Нагрев
воды производится обычно в тече-
ние нескольких часов, а ее расхо-
дование — в течение короткого
времени (аппарат периодического
действия). Коэффициенты тепло-
передачи, реализуемые здесь,
сравнительно невысоки и соста-
вляют 600—800 ккал/м2, час °C.
Объясняется это низким коэффи-
циентом теплоотдачи как со сто-
роны пара, так и со стороны
воды (со стороны пара—при дви-
жении конденсирующегося пара
в длинных горизонтальных тру-
бах; со стороны воды — теплоот-
дача происходит естественной кон-
векцией, а этот процесс харак-
теризуется небольшой интенсив-
ностью).
Для регенеративных подогре-
вателей низкого и высокого да-
вления и холодильников эжекто-
ров к турбинам небольшой мощ-
ности (750 ()U00 кшп) Калужски и
турбинный завод выпускает «вин-
товые» подогреватели (фиг. 78).
Идея конструкции состоит в
том, что нагреваемая вода подни-
мается по нескольким параллель-
но включенным змеевикам, а пар
идет противотоком по спираль-
Фиг. 78. Винтовой подогреватель типа ПВ-6:
1 — патрубок для отвода конденсата; 2 — днище; 3 — два нижних коллектора; 4 — шарика,
ниппельные соединения; 5 — фланец; 6 — донышко; 7 и 8 — концентрические трубы;
9 — корпус; 10 — разборные винтовые перегородки; 11 — анкерные тяги; 12— опоры;
13 _ крышка; /< — патрубок для выхода воды; 15 — патрубок для входа воды;
16 _ донышки; 17 — два верхних коллектора; 18 — дистанционные трубки; 19 хомутик
для крепления змеевиков; 20 — дистанционные трубки; 21 — опорные лапы (на разрезе
пи Л Л водоизмерительные прибор условно не показан).
Конструкции водоподогревателей
ному каналу, образованному винтовыми перегородками. Интенси-
фикация теплообмена достигается в результате высоких скоростей
теплоносителей, но соответственно возрастают сопротивления. Подо-
греваемая вода входит в патрубок /5, опускается по трубе 7 в
нижние коллекторы 3 и движется по змеевикам вверх. Из змеевиков
вода поступает в верхние коллекторы 17, и по кольцевому сечению
между трубами 7 и 8 выходит в патрубок 14. Греющий пар поступает
через патрубок (па фиг. 78 не показан), вваренный вкрышку 13,
и по спиральным каналам движется сверху вниз.
во да
Конденсат греющего пара
Фиг. 79. Прямоточный пароводяной подогреватель.
На фиг. 79 схематически показан разработанный автором 1 пря-
моточный пароводяной подогреватель, который может быть применен
для вертикальных и горизонтальных аппаратов как при прямых,
так и при изогнутых трубках. Основная идея конструкции заклю-
чается в обеспечении прямолинейного движения конденсируемого
пара в межтрубном пространстве с максимально допустимой ско-
ростью с целью повышения коэффициента теплоотдачи с паровой
стороны, устранения возможности образования застойных участков
с повышенной концентрацией воздуха и организованного его отвода.
Пар подводится тангенциально по периферии пучка к одному концу
1 Авторское свидетельство № 107462.
184
Пароводяные поверхностные подогреватели
Фнг. НИ Схем. .им* iM.'iTit чгск< и!
кжшанпоп коробки регенеративного
подогревателя высокого да в лен 11 я.
аппарата и движется прямолинейно в лучке, в том числе через отвер-
стия в промежуточных перегородках. Для обеспечения высокой ско-
рости парг! зазоры между трубным пучком и корпусом, а также кар-
касом максимально уменьшены. В перегородках для прохода пара
делают дополнительные отверстия, или часть отверстий для трубок
выполняется большего диаметра, благодаря чему образуются коль-
цевые шел и для прохода пара.
Но прои веденным автором расчетам применение прямоточного
водоподогрсватсля дает возможность уменьшить поверхность тепло-
обмена на 20 25% и еще больше снизить вес аппаратов. Кроме того,
несколько повысится экономичность
из-за уменьшения продувок. Наме-
чается экспериментальная проверка
данной конструкции.
Для контроля уровня конденсата
водоподогреватели снабжаются водо-
мерными стеклами с защитными
сетками (см. фиг. 67). Высота этих
стекол определяется возможными
пределами колебаний уровня конден-
сата. Во избежание попадания в
турбину воды при разрыве трубок
подогревателя, а также обратного
потока пара из подогревателя в тур-
бину при сбросе нагрузки, на паро-
проводах между турбиной и подогре-
вателями устанавливаются обратные
клапаны. Их часто делают с закры-
тием автоматическим или от электри-
ческого импульса при сбросе на-
грузки. Подогреватели высокого да-
вления снабжаются еще автоматиче-
скими устройствами, которые прп
чрезмерном (аварийном) повышении
уровня воды в паровом корпусе,
например, из-за разрыва трубки,
переключают н-оток нагреваемой питательной воды помимо подогре-
вателя (фиг. 80)
При нормальной работе подогревателя нагреваемый конденсат
поступает по трубопроводу 4, проходит через входной клапан I
и трубопровод 9 в подогреватель, выходит из него по трубопроводу 5
и через клапан 2 поступает в трубопровод 3. При переполнении подо-
гревателя конденсатом поплавок конденсатоотводчика 6 поднимается
и открывает выход конденсату в трубопровод 7 большого сечения.
Одновременно подъем поплавка вызывает срабатывание клапана S,
в результате чего клапаны 1 н 2 автоматически закрываются, а кон-
денсат через обводный клапан, расположенный внутри коробки,
Расчет пароводяных, подогревателей
185
поступает из трубопровода 4 непосредственно в трубопровод 3,
минуя подогреватель.
ОРГРЭС разработал более простое защитное устройство, оправ-
давшее себя в эксплуатации. Оно не дает переключения воды, а лишь
обеспечивает се усиленный дренаж из подогревателя при аварийном
перевыполнении последнего. По схеме (фиг. 81), кроме основного
конденсатоотводчика 2, па 300—400 мм выше нормального уровня
конденсата устанавливается дополнитель-
9
пый копденсатоотводчик 9 с дренированием
воды через расширитель 5 в конденсатор 6
турбины. Одновременно с выпуском воды
автоматически подаются световой 8 и зву-
, Максимальный
уровень воды 300-400ММ
2
Во всасывающую линию
питательных насосов
Фиг. 81. Схема защиты подогревателя высокого давления:
/ _ подогреватель высокого давления; 2 — основной конденсатоогводчик; 3, 5 — расшири-
тели; 4 — насос; 6 — конденсатор турбины. 7—автоматический звуковой сигнал; 8— автома-
тический световой сигнал; 9 — дополнительный копденсатоотводчик.
новой 7 сигналы, по которым машинист отключает перегрева-
тель высокого давления. Совместное дренирование двумя кон-
денсатоотведчикамн устраняет возможность попадания воды в тур-
бину при разрыве трубки. Теплофикационные водоподогреватели
тоже снабжаются автоматически действующим предохранительным
устройством, не допускающим переполнения их корпусов сетевой
водой! и предотвращающим заброс воды в турбину при разрыве
трубок.
Каждый водоподогреватель оборудуется контрольно-измери-
тельными приборами для измерения температур, давлений и расходов
теплоносителей.
§ 32. РАСЧЕТ ПАРОВОДЯНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ
Заданными для расчета водоподогревателями являются: расход
нагреваемой воды \V7 в кг!час и температура ее при входе /' в °C—
эти данные берутся из расчета тепловой схемы установки; давление
в сипа и энтальпия греющего пара в ккал/кг ~ из расчета турбины
(вместо энтальпии может быть задана температура при перегретом
паре, или степень сухости х при влажном).
186
Пароводяные поверхностные подогреватели
По таблицам насыщенного пара определяется температура насы-
щения его tH, соответствующая давлению pv.
Переохлаждение конденсата, т. е. разность температуры насыще-
ния tH и температуры конденсата греющего пара tKi принимается
обычно в пределах 3—5°. Поэтому количество тепла, отдаваемого 1 кг
конденсирующегося пара воде, равно — tfi ккал/кг. Строго говоря,
в это выражение следовало бы вместо температуры конденсата t
подставить его энтальпию iK, но до температуры 150° их численные
значения весьма близки.
Недогрев воды Д/ выбирается для регенеративных подогревателей
в пределах 3—10° (обычно 5—7°), а для теплофикационных 10—20°,
поскольку продолжительность их работы в течение года меньше,
особ(шш) у пиковых. Следует учесть, что с уменьшением выбранного
значения Л/ быстро возрастает поверхность нагрева.
Тепловая нагрузка водоподогревателя будет
Q=W2 (Г — ккал/час. (218)
Расход греющего пара определяется из уравнения теплового
баланса
Gi
цхг (/" — Г)
01 О) Vnom
кг/час.
(219)
Коэффициент тепловых потерь можно определить расчетом.
Предварительно этой величиной можно задаться, \пСт = 0,99 ч-
ч- 0,995. При поступлении в подогреватель значительного количества
конденсата, дренируемого из соседних аппаратов более высокого
давления, т. е. с более высокой температурой, учитывают тепло,
вносимое этим конденсатом. При вскипании этого «перегретого» кон-
денсата образуется пар в количестве
w кон г »
где WКС11 — расход поступающего из соседних аппаратов конден-
сата в кг/час;
tK0H — его температура в °C;
г — теплота парообразования при давлении рх в ккал/кг.
Поэтому расход греющего пара из отбора турбины
Ы кг/,шс (220)
' (О — И) hno!tl Г
При работе на перегретом паре, если температура трубок со сто-
роны пара выше или равна температуре насыщения греющего пара
при соответствующем давлении, на начальном участке пар не кон-
денсируется и нагрев воды может быть доведен до температуры насы-
щения *tH и даже выше. В обычных подогревателях с несколькими
ходами воды поступающий в аппарат пар омывает трубки разных
Расчет пароводяных подогревателей
187
ходов, т. е. с разной температурой воды. Чем ниже температура воды,
тем ниже температура стенки при прочих равных условиях, поэтому
происходит конденсация пара. При расчете подогревателей обычной
конструкции принимают температуру поступающего пара равной
температуре насыщения. Перегрев греющего пара может быть исполь-
зован для повышения температуры нагреваемой воды до температуры
насыщения греющего папа или даже выше, когда сильно перегретый
тющггю_ю.:. г.--; щьщщт щ гт ъ тууснсгс нуп?-г на выходе воды
из подогревателя: это осуществлено в подогревателях высокого дав-
ления типа БИП (см. фиг. 72) и типа ПВСС (фиг. 73). Методика рас-
чета подогревателей с учетом перегрева пара изложена в § 33. Конеч-
ная температура пара ниже, чем температура насыщения tH, из-за
падения давления (паровое сопротивление) и повышения содержа-
ния воздуха по мере конденсации пара. Но при расчете обычных
подогревателей этого не учитывают, так как паровое сопротивление
мало, а продувкой поддерживают невысокое содержание воздуха.
Поэтому температура греющего пара в аппаратах принимается
неизменной и равной температуре насыщения tH. В аппаратах с боль-
шими скоростями пара необходимо учитывать понижение темпера-
туры пара, а следовательно, и температурного напора из-за парового
сопротивления аппарата. При расчете аппарата средний температур-
ный напор определяется по формуле (53), а среднелогарифмическая
температура воды — по формуле (61). При этой температуре опре-
деляются из таблиц необходимые для дальнейших расчетов физиче-
ские параметры воды.
Скорость воды в трубках обычно принимают 1,5—2,5 м!сек,
(см. § 4), а в подогревателях высокого давления с толстостенными
стальными трубками — до 4—5 м/сек.
Руководствуясь ранее изложенными положениями (§9), выбирают
материал и диаметр трубок.
Разбивка трубок в подогревателях обычно треугольная с шагом
/ dH + 6 мм. В подогревателях с использованием скоростного
эффекта пара для обеспечения большей скорости пара можно умень-
шать шаг вплоть до t = dH + 3 мм. При этом следует учитывать
нормы Котлонадзора о минимальном сечении «мостика» (см. фиг. 13).
Толщина трубных досок определяется на основе расчета на проч-
ность.
Коэффициенты заполнения и использования трубной доски т^
и игпр для некоторых водоподогревателей приведены в табл. 3.
Из табл. 3 следует, что серийные водоподогреватели характери-
зуются низкими значениями т\тр и соответственно ит .
Определение коэффициента теплоотдачи со стороны пара и со сто-
роны воды и коэффициента теплопередачи производится по форму-
лам, приведенным в гл. III. В ряд расчетных формул коэффициента
теплоотдачи входит температура стенки, которая может быть опре-
делена только после подсчетов коэффициентов теплоотдачи с обоих
сторон. В формулы коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося
Таблица 3
Основные конструктивные характеристики серийных водоподогревателей
1 к кззагол» Типы ВО/. '1'.: отогрела гелей
ИИ-Зи ИН-40 .1113-60 । ИВ-100 ’°-'* 1 В 0-350 | В О-550 | 1 Б И-200 БП-300 БП-550
JH]\Tpv ннив диаметр кор- пуса !)в в ,И.Ц 588 6’6 750 850 1-288 !57й 2012 1280 1576 1568
Наружный диаметр труб- ки (!h! в мм 19 •6 16 16 19 19 19 19
Внутренний диаметр труб- ки в и.и 17 ] 4.5 13 13 4 7.5 17.5 17,5 17,5 17,5 17,5
Шаг разбивки t в мм . . 25 22 22 22 25 25 25 25 25 25
Число трубок -V 192 340 400 526 *•20 1326 2092 1020 1744 1988
Число ходов 2 4 6 4 6 4 4 4 2 4 4
Коэффициент заполнения трубной доски т[т* . . 0,383 0.476 0,378 0,388 422 0,366 0,355 0,424 0,483 0,556
Коэффициент использова- ния трубной доски итр* 0,201 0,229 • 0,182 0,187 0.223 0.193 0,186 0,225 0,254 0,293
" Коэффициенты rimp И Ump отнесеь 1Ы к внут{ эеннему диаметру к< эрп уса De.
Пароводяные поверхностные подогреватели
Расчет пароводяных подогревателей
189
пара входит или высота трубки в вертикальных аппаратах или число
трубок в одном вертикальном ряду (в горизонтальных аппаратах).
Эги данные выявляются только после расчета аппарата. Поэтому
цедет б? делась г.еедзаоительные прикндочные расчеты для
пых размеров аппарата.
Для паров од я пых п о до г р е -
вателей имеется ряд эмпири-
ческих формул и графиков, в
частности, на фиг. 82 показан
график, разработанный свыше
двадцати лет назад инженерами
английской фирмы «Метро —
Виккерс» Гай и Уипстенли. На
графике дана зависимость коэф-
фициента теплопередачи от
скорости и среднеарифметиче-
ской температуры воды для
латунных технически чистых
трубок с наружным диаметром
dM 19 л/з/. Коэффициент теп-
лопередачи \ величнвается па
2“i> при (ltt I 6 мм и умень-
шается па 3% при ----- 25 мм.
При составлении графика
коэффициент теплоотдачи от
конденсирующего пара при-
Фиг. 82. Коэффициент теплопередачи
от конденсирующегося пара к воде (по
Гай и Уинстенли).
нимался постоянным и равным
ах— 6600 ккал/м1 час °C, хотя он зависит от давления пара и его ско-
рости, а также от конструктивных параметров. Этим графиком можно
пользоваться только для предварительных ориентировочных под-
счетов. В практике конструкторских бюро к полученному по графику
значению коэффициента теплопередачи и вводили поправочный коэф-
фициент: при латунных трубках 0,8—0,9, а при стальных 0,6
—0,65.
Поверхность нагрева подогревателей определяется по фор-
муле (43).
Полученное значение поверхности нагрева Г, строго говоря, сле-
дует определять по среднему диаметру трубок, поскольку коэф-
фициенты теплоотдачи со стороны пара и воды имеют одинаковый
порядок. В практике конструкторских бюро обычно поверхность
нагрева относят к наружному диаметру трубок dH. Для этого полу-
ченную расчетом поверхность нагрева следует помножить на отно-
шение наружного диаметра трубок к среднему диаметру — ;
d
или коэффициент теплопередачи k разделить на то же отно-
шение.
JOO
Пароводяные поверхностные подогреватели
Общая длина пути воды находится из формулы (31) с учетом того,
что для воды 1 м3/сек = 3,6• 10е кг/час. Поэтому
900^'7^ _ 0,9-10
L zl “ "г24
(221)
В этой формуле F взято по наружной поверхности трубок. Число
ходов воды z четное, оно определяется исходя из приемлемых значе-
ний длины трубки. При выборе /
учитывают габаритные размеры.
Общее число трубок найдем по
очевидной формуле
Фиг. 83. Схема движения пара
в пучке водоподогревателя
типовой конструкции:
/ — трубки; 2 — корпус: 3 — паро-
отбойный щиток; 4 — паровпускной
патрубок: 5 — сегментные поперечные
перегородки: стрелки — движение
пара.
Активный диаметр Drnp трубной
доски, по которому размещаются
трубки, определяем по формуле (19),
пр ичем для водоподогревателей
серийного выпуска 0,6 0,7.
Между трубками и корпусом
обычно оставляют зазор но 30
100 мм с каждой стороны; в не-
которых конструкциях (см. фиг. 75)
этот зазор значительно больше.
Между корпусом и поперечными пе-
регородками всегда имеется «техно-
логический» зазор —5—14 мм.
В результате больших зазоров и
наличия пароотбойного щитка в паро-
вод я н ы х п одо г р е в ате л я х в оз пика ют
протечки пара через зазоры, что под-
тверждается испытаниями промы-
шленных аппаратов. Пар поступает
в пучок со всех сторон и с небольшой
скоростью (фиг. 83). Поэтому при
расчетах таких аппаратов не учиты-
вают скоростного эффекта пара.
После теплового расчета выпол-
няют гидродинамический и меха-
нический расчеты аппарата. В подогревателях обычных конструкций
гидродинамическое сопротивление определяют обычно только со сто-
ролы воды, поскольку паровое сонротнвленнс в этих аппаратах весьма
мало. Механический расчет включает проверку прочности всех эле-
ментов аппарата по нормам Котлонадзора и проверку трубок стан-
ционных подогревателей на вибрацию.
Гаснет пароводяных подогревателей
ТЭТ
Пример. Произвести тепловой расчет теплофикационного водоподогревателя
(см. фиг. 75) по следующим данным: вода в количестве 1200 m/час нагревается от 50
до 90°; шаг 25 мм, трубки латунные 19/17,5 мм; скорость воды в трубках 1,32 м/сек,
греющий пар насыщенный с температурой 105° (условия задачи из характеристики
основного теплофикационного водоподогревателя БО-550).
Р е ш е н и е. По таблицам водяного пара находим давление пара pi ~ 1,232 ата
и этиальпию G = 640,9 ккал/кг.
Принимаем: переохлаждение конденсата 5°, следовательно, tK = 100°; коэф-
фициент тепловых потерь из-за большой тепловой мощности аппарата т]л0Ш = 0,995.
Тепловая нагрузка аппарата
Q WC (/" -—/')— 1,2-106 (90 50) = 48- 10б ккал/час.
Расход греющего пара
Q 48> 106 юз /
6| "(h- WW (640,9 — 100)• 0,995 89'1° Кг/'юс
Средний температурный напор
2.3 1g
90—50
105—50
105—90
= 30,8°.
Средняя температура нагреваемой воды (среднелогарифмическая)
/ 6, - S --- 105 — 30 8 74,2°
( 90 + 50 \
: среднеарифметическая равняется ----~ — 70° у .
Находим предварительно ориентировочное значение коэффициента теплопере-
дачи по эмпирическому графику (фиг. 82). Для we == 1,32 м/сек и ( = 70° находим
k = 3300 ккал/м2 час °C. Введя поправочный коэффициент 0,85, находим расчетное
значение коэффициента теплопередачи k =? 0,85-3300= 2800 ккал/м2 час °C.
Поверхность нагрева, считая по наружной стороне трубок
<3 48*106 г- 2
7 2800-30,8 556 ’
Общая длина пути воды в трубках по формуле (221)
L = zl --
0,9-10е-1,32-556-0,01752
1,2-10°.0,019
= 8,88 м.
Принимая число ходов по воде г = 2, получаем длину трубок I ~ L : г =
= 8,88 : 2 =- 4,44 м.
Число Трубок
ЛГ = -С =__________^б, —-2100
~dHl 3,14-0,019-4,44 ~ 21ии-
Принимая коэффициент заполнения т},,,,, = 0.7 (большой аппарат, малое число
ходов воды), находим а к т и в и ы й диаметр трубной доски, заполненный трубами:
О,пр >.05С ] ~~ 1,05-0,025 1/-^- = 1,43 ,ч.
Г Ч/лр г U,/
192
Пароводяные поверхностные подогреватели
Полученные данные практически совпадают с конструктивными параметрам^
подогревателя БО-550, в котором А- =-= 2092; / 4,42 м и Dmp ~ 1.425 мм. Опреде-
лим коэффициент теплопередачи по современным формулам: отнесем его к наруж-
ной поверхности трубок. Коэффициент теплоотдачи со стороны воды определяем
по формуле (76). При / • • 74,2J из таблиц физических параметров воды находим
Ц-г», > а. л,_ : ' г-,.-.- ( ' 1'|.1 ] ( . е'\ ,
Рг- 2,11;
Re
1,32-0,0175
0,394-10-*
= 58 500;
Re0'8 = 6520; Рг0'4 = 1,422;
. _ 0.023 » Re«Pr« < - WM577_6520_L« _
(L 0.0] /а
а отнесенный к наружной поверхности
а2 а -- 7120 6560 ккал/лРчас °C.
ан и,01 j
Термическое сопротивление со стороны воды
R.) — -= ~р-~- 1,525- 10“4л?члб° С/ккал.
я2 6560
Термическое сопротивление стопки латунной трубки
а птиесецгик1 к прежний поверхности
" '«"-г
- 0,087• Ю~4 я~час° С/ккал.
Определим коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара, используя
методику- и формулы С. С. Кутателадзе (§14). Принимаем на основании предваритель-
ных расчетов температуру стенки со стороны пара tc — 89°, тогда средняя темпе-
ратура пленки
f tH-^tCA 105 J-89
1пл - 2 - 2 “
Физические параметры воды при этой температуре
Л ~ 0,586 ккал'{м час °C; р * 29,8-10“6 кг-сек/.и2; у = 0,304-10~6 м2/сек;
* = 960,4 кг/м3;
с= 1,007 ккал/кг °C; Рг — 1,81.
Расчет пароводяных подогревателей
193
Теплота парообразования (при tH = 105°) г = 535,8 ккал/кг, высота трубок
/==4,44 Находим критический температурный напор между паром и стенкой.
По формуле (98)
1
395-1,81
•1/1 I 1 ,00/
0,304е - 10~12
9,81
535.8
1,8 Г’,
т. е. значительно меньше принятого значения (ниже оно проверено)
Д/5 = — tcl = 105 — 89 - 16й,
поэтому ламинарное течение пленки имеется только в верхней части трубок,
а в нижней части турбулентное течение.
Коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара (неподвижного) к стенке
определяем по формуле (97):
1
г 1С пСОС.3 / 9,81-1,81 , 3600 9,81-29,8-10—0-535,8 (100—63-1,81) 3
01 °’16 * °’586 V ----------------и :--------------------=
Для определения коэффициента теплопередачи k и удельного теплового потока q
удобнее всего дать зависимость q от частных температурных напоров.
Пар — стенка
q = — 5400Д tr + 2940
или
A/t = 7-1,85-10-4 — 0,545;
стенка bte q-0,087-10~4:
стенка — вода А /2 — q-1,525- Ю““4.
Складывая эти ыражения и учитывая, что сумма частных температурных напо-
ров равна среднему температурному напору А / между обоими теплоносителями, т. е.
получим
откуда
А/, | АС А/2д-- А/ ---- 30,8°;
q (1.85 + 0,087 + 1,525) Ю~4 = 30,8 4- 0,545,
31,345-104 ол ,лл
в -------—77^— — 90 400 ккал м-час,
3,462
Следует проверить правильность принятого температурного напора пар —
стенка A — 16°
АС = 90 400-1,85-10-4 — 0,545 - 16,2°.
Расхождение очень мало. Даже если оно было бы больше (порядка 2—3°), нет
смысла уточнять расчеты, так как принятое значение нужно было только для опре-
деления физических параметров водяной пленки, а в указанном интервале темпера-
тур эти параметры меняются незначительно.
Коэффициент теплопередачи
k — = 2930 ккал/м2час °C.
^0,8
13 Верман
539
194
Пароводяные поверхностные подогреватели
Поверхность нагрева (по наружной поверхности трубок)
Подсчет сделан для чистой поверхности нагрева. Учитывая загрязнение, поверх-
ность нагрева увеличивают на 10—15%.
При наличии на внутренней поверхности трубок накипи толщиной = 0,1 мм,
при коэффициенте теплопроводности == 2 ккал/мчас СС дополнительное терми-
ческое сопротивление накипи, отнесенное к наружной поверхности, будет
R-, -§э • -> Д'9- 0,543-10—1 м-час °С/ккал-.
да 2-1/,5
q "" 347^'°4 78 Of)° ккал-м2'1ас’
, q 78 000 о„п , „Г
k _ — - = 2о30 ккал/м-час С;
ЛГ 50,о
Q _ 48-Ю6
~q~ ~ 78 000
616 Л12,
т. е. на —531----100 = 16% больше, чем при чистой поверхности теплообмена.
В расчетах водоподогревателей обычных конструкций не учитывают повышения
коэффициента теплоотдачи со стороны пара за счет его движения. Выясним значение
скоростного эффекта пара для конструкции БО-550. В данном случае разбивка пер-
вых рядов трубы (со стороны входа пара в пучок) радиальная с шагом t = 30,5 мм.
Сечение для входа пара в пучок
s = T.Dmp (1 - А) /== 3,14-1,43 (1 - 4 44 - 7,5 М1.
Скорость пара при входе в пучок
Gxvx 24,9-1,419 ,
м/СеК-
Коэффициент теплоотдачи от неподвижного пара
9Q40 9940
а0 5400 -' - 5Ю0 о ’ - 5580 ккал/м-час °C
° ' Д , ' 16,2
Безразмерное; выражение 1 I(j (см. стр. 67)
7,ij“ с/ 4,7** 5580 . г _
i/i“o -----------— ------------—- — 157.
—— 1,419- 9,81 9150,4 0,586
UGR»
О’"9 Vn -J-
Скоростной коэффициент находим по формуле (99):
?ск - 1 + 1,6-10—3-15.7 — 10~М5,72 = 1,025.
В дднном случае из-за небольшой скорости пара величина скоростного коэф-
фициента незначительно отличается от единицы, и это не может оказать заметного
влияния на величину коэффициента теплопередачи.
Использрвание перегрева пара
195
§ 33. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ПЕРЕГРЕВА ПАРА
Важно выяснить, до какой теоретически предельной температуры
можно нагреть воду при поступлении в подогреватель перегретого
пара. В случае насыщенного или влажного пара теоретическим пре-
делом нагрева воды является температура насыщения греющего
пара. Этот предел может быть достигнут при весьма большой (теоре-
тически — бесконечно большой) поверхности нагрева. При перегре-
том паре водоподогреватель можно мысленно разбить на две зоны:
в первой пар не конденсируется, а во второй конденсируется. Во вто-
рой зоне при достаточно больших ее размерах можно нагреть воду
до температуры насыщения греющего пара за счет выделившейся
при конденсации теплоты парообразования (переохлаждением кон-
денсата пренебрегаем); этим и определяется расход пара. В первой же
зоне воде передается тепло перегрева пара, т. е. разность энтальпий
перегретого и насыщенного пара. Поэтому соотношение приращений
энтальпий воды в первой и второй зонах равно аналогичному соот-
ношению для пара
откуда
, it —
z2 (223)
где Zj и Z* — энтальпия поступающего (перегретого) и сухого
насыщенного пара (в термодинамических таблицах
обозначается Z");
г2’ ^2’ г2 — энтальпия нагреваемой воды: на входе, при темпе-
ратуре насыщения греющего пара tH и на выходе
(теоретически предельная).
В выражении (223) вместо энтальпий воды с достаточной для прак-
тики точностью можно брать температуры соответственно t', tH и t".
В этом случае теоретически предельная температура нагрева воды
t" + (224)
пли предельный перегрев воды сверх температуры насыщения грею-
щего пара
= (225)
В табл. 4 приведены данные предельного перегрева воды для
регенеративных подогревателей турбин высокого давления ВК-50
и СВ К-150.
13*
196
Пароводяные поверхностные подогреватели
Таблица 4
Те орет и чески-предельный перегрев воды в регенеративных подогревателях
турбин высокого давления
№ подогревателей высокого давления Из расчета тепловой схемы Из таблиц насыщенного пара Теоретически пре- дельный перегрев воды в °C по фор- муле (225)
Pi в ата 1 1\ в ккал^кг Г в °C * н в °C 1 в ккал в ккал/кг
В К 50
1 4,5 674,9 107,7 147,2 655.2 507,1 1.53
2 1 12,0 719/1 158,1 187,1 664,9 175,1 4,29
3 1 I 24.0 755.7 182J 220,8 669,2 443,0 : 7,73
СВЦ- 150
1 8,з 758,6 1 38,2 171,1 661,5 488,7 6,3
2 16.3 80н 7 166,1 201,3 667,2 162,3 10,2
3 34,7 743 3 J 96.3 1 240,9 ‘ 669,5 420.6 7.8
Из расчетов следует, что для подогревателей высокого давления
предельный перегрев воды теоретически может достигать 10°.
В действительности же перегрев воды в подогревателях высокого
давления значительно меньше и даже возникает недогрев воды до тем-
пературы насыщения греющего пара. Объясняется это следующими
причинами. В той зоне, где происходит конденсация пара, практиче-
ски нельзя нагреть воду до температуры насыщения пара, поскольку
поверхность нагрева имеет ограниченную величину. Конденсация же
пара наступает, когда температура стенки (со стороны пара) стано-
вится ниже температуры насыщения 1Н\ при этом температура пара
значительно выше температуры насыщения т. е. температуры
стенки, поскольку коэффициент теплоотдачи от перегретого некой-
денсирующегося пара сравнительно невысокий (см. ниже численный
пример). Поэтому в зоне, где происходит конденсация пара, исполь-
зуется для нагрева воды (до температуры более низкой, чем
не только теплота парообразования г, но и часть тепла перегрева
пара. Остальная часть перегрева пара может быть использована
для нагрева воды от температуры, несколько более низкой, чем
до конечной температуры С.
Для расчета подогревателей с использованием перегрева пара
необходимо определим.» температуру пара /н когда он начинает как-
денсироваться, и соотзетствующуютемпературу воды /2. Это состояние
наступает при температуре стенки (со стороны пара), равной I н.
Использование перегрева пара
Поскольку температурные напоры пропорциональны термическим
сои р оти вл ени ям, то
6 ~ _ ^1
1н — ^2 + ^2
откуда
Л+ (С, ^/?с4-\2’
(226)
где iH ~ i‘2 — недогрев воды в той зоне, где пар уже конденси-
руется, до температуры насыщения греющего
пара;
Rc — термические сопротивления со стороны пара,
со стороны воды и самой стенки.
Если их отнести к наружной поверхности трубок, то
Формулой (236) можно пользоваться и для того, чтобы узнать,
конденсируете si лн перегретый пар сразу при поступлении в водо-
подогреватель. Если температура поступающего пара меньше вели-
чины правой части выражения (226), то пар сразу конденсируется.
Пример. В регенеративный подогреватель высокого давления поступает вода
при температуре t' ~ 165° и давлении р = 120 ата. Параметры греющего пара щ =
— 16 ата, 1Л ~ 440°.
Произвести с помощью расчета анализ того, возможно и целесообразно ли
использование перегрева пара для нагревания воды выше температуры насыщения tH
греющего пара. Принять: трубки стальные 32/26 мм\ разбивка треугольная с шагом
t= 42 мм\ омывание трубок паром продольное по противотоку; весовая скорость
воды в трубках иьД 2 4000 кг!м2 час.
Решение. 1. Определяем теоретически предельную температуру нагрева
воды по точной формуле (223). исходя из того, что
для перегретого пара при 16 ата и 440°
для насыщенного пара при 16 ата
температура насыщения
для воды на входе (120 ата. 165е)
для воды при tH (120 ата)
теплота парообразования (по таблицам насы-
щенного пара) при 16 «та
i\ ~ 798,2 ккал!кг\
1“ 667,1 ккал/кг}
t„ - 200,43°;
/2 = 167,95 ккал/кг\
i* ~ 204,93 ккал!кг\
г — 463,1 ккал!кг
Теоретически предельная энтальпия воды на выходе из аппарата
<" 204,93 + (204,93 — 167,95) ~ 66L! = 215,4 ккал!кг.
463,1
Этому соответствует температура воды (при 120 ата) t” 210,3°.
(Делаем тот же расчет по упрощенной формуле (224)
Г - 200,43 4- (200,43 — 165) —'2--66G.1 = 210,5°.
4ЬЗ, 1
198
Пароводяные поверхностные подогреватели
Разница совершенно незначительная: поэтому допустимо делать расчет по упро-
щенной формуле (224).
Произведенный расчет показывает, что несмотря на значительный перегрев
пара (^240°) теоретически предельная температура воды всего на ^10° выше
температуры насыщения.
2. Задаемся конечной температурой воды t" 203° (т. е. на 7,5° ниже предель-
ной).
Этой температуре соответствует энтальпия воды (при 120 ата) Г, г= 207,7 ккал /кг.
3. Удельный расход греющего пара находим из уравнения теплового баланса,
пренебрегая тепловыми потерями аппарата, т. е. принимая У}пот 1, а также п и-
нимая, что переохлаждение конденсата отсутствует:
207,7 167,95
79<3 о — 201,0
0,0669,
где 11 — энтальпия конденсата греющего дара (по таблицам насыщенного пара
при 16 ата).
4. Коэффициент теплоотдачи к воде при 200° по формуле (76)
аг = 0,023^ (
de \
й'2724\°.8
)
-0.4 = 0 023 °^_ ( 4000-°'026 У8о 930.4 __
в ’ 0,026 \ 9.81 • 13,9- 10-е ) °-93 -
= 24 850 ккал/м2 час °C.
Термическое же сопротивление, приведенное к наружной поверхности трубок
Rt = — . А - —L-. 3“.0,495-10-4 м\ас ^С/ккал.
а2 de 24 8о0 26
5. Термическое сопротивление стенки,
трубок.
отнесенное к наружной поверхности
Rc
0,003
40 ’
32
-™= 0,827.10 -4.
6. Определяем коэффициент теплоотдачи от пекопдспсирующегося пара.
Весовую скорость пара находим по формуле (215)
1
|Г--- .'jd.i'l- О
400-0,0669
1,‘ЛВ (1,1- J.3I2-’ I)
1 97,5 кг/м~гек\
= Ц = >>23; < 1,312.
Эквивалентный диаметр межтрубиого сечения по формуле (24)
с1э = (1,1 -1,3122 — 1) 0,032 0,02865 м.
Физические константы перегретого пара (при 16 ата и 440°)
А = 0,0548 ккал/м час °C; р = 2,61 * 10~5 6 кгеек/м--,
Рг- 0,87;
^[(1Э _ 197,5-0,02865-10G
“ 9,81-2,61
Использование перегрева пара
199
Коэффициент теплоотдачи от неконденсирующегося пара по формуле (76)
а, =0,023 2-Ке0.8рг0.1 =
0.023 7^°о5Д8г-221 ООО°'8О,870’4 = 785 ккад/м*час °C.
С\02ооо
Термическое сопротивление со стороны пара
7. Определение температуры перегретого пара tx и соответственной температуры
воды t.>, при которых начинается конденсация пара на поверхности трубок. Эту
задачу приходится решать подбором, задаваясь значением М = tH — t2. Примем
kt~ 5е. По формуле (226)
12 74
z' = 200'43^50W+W5 = 248-63°c-
Следует проверить принятое значение t2= tH— М = 200,43 — 5 = 195,43°
и полученное решение Л = 248,63 °C.
Сущность проверки заключается в том, что уменьшение энтальпии пара от началь-
ного состояния (16 ата, 440°) до tx (16 ата, 248,63°) должно быть равно возрастанию
энтальпии воды от (120 ата, 195,43°) до конечного состояния Z" (120 ата, 203°).
Начальная энтальпия 1 кг пара (определена ранее) 798,2 ккал!кг.
Энтальпия пара при 16 ата, 248,63° (по таблице
перегретого пара) 696,06 ккал/кг
Изменен ие Ъ ii = 102,14 ккал!кг
На 1 кг нагреваемой воды
5/.-^- = 102,14-0,0669 = 6,84 ккал.
Конечная энтальпия 1 кг воды (определена выше) 207,7 ккал
Энтальпия I кг воды при 120 ата, 195,43° 199,65 ккал
Изменение biz ~ 8,05 ккал
Следовательно, количество тепла для нагревания 1 кг воды (8,05 ккал) больше,
чем отдается паром (6,84 ккал): поэтому ладо задаться меныпим значением Д t, т. е.
Cuviec высоким значением темпера гуры воды t.,\ ири этом получится меньшее значе-
ние t\.
Нутом подбора найдено
«р 196,3°; AZ 200,43 — 196,3 = 4,13°;
12 74
/. = 200,43 + 4,13^ ,-0^ = 240,23°.
Начальная энтальпия пара 798,2
Энтальпия пара при 16 ата, 240,23° 691,53
Изменение энтальпии лара на 1 кг нагреваемой
G,
ВОДЫ ^41 -цу— 7,13
Конечная энтальпия 1 кг воды 207,7
Энтальпия 1 кг воды при 120 ата, 196,3° 200,58
Изменение энтальпии воды biz 7,12
Совпадение очень хорошее.
ккал/кг
ккал/кг
ккал
ккал
ккал
ккал
200
Пароводяные поверхностные подогреватели
8. Интересно определить ту температуру воды при которой пар конденси-
руется сразу при поступлении в пучок; при этом Zi должно равняться начальной тем-
пературе пара lx = t\ ~ 440°.
Из уравнения (226) находим
д, - (,, - _ (J4(.„2(XM3) 0.S25 + O.49S _ 24S.
Л.1
ИЛИ
/" - 6, — Д/ 200,43 — 24,8 = 175,63°.
Если принять расчетный недогрев воды (до температуры насыщения) Д/ = 24,8°
(очень большая величина), то не оказал бы влияния даже значительный в данном
случае перегрев пара.
9. Расчет зоны с неконденсирующимся паром. На этом участке:
температура воды от 196,3 до 203°
температура пара от 440 до 240,23°.
Средний температурный напор при противотоке по формуле (51)
(440 — 203) — (240,23 — 196,3)
9Ч1г 140 ' 2^~3
2,3 g '240,23 196,3
Коэффициент теплопередачи, отнесенный к наружной поверхности трубок,
1 1О4
k «Г+ЯГ+ «Г = ”12,74 + 0,825~ДЖ = 71 * ккал1м*час °С
Удельный тепловой поток
q kilt ~ 711 • 114.6 — 81 500 ккал/м2час.
Если расход воды IV’2 кг!час,
Ч
10. В нашу задачу не входит
денсацня пара. Для сопоставления подсчитаем средний температурный напор в этой
зоне
А/ 196,3 -165 _
ё 200,43—196,3
то поверхность нагрева
7
81500 -'W,10-^2y<
расчет зоны подогревателя, где происходит кон-
Коэффиниснт теплопередачи в этой зоне можно ориентировочно оценить порядка
5000—6000 ккал! и2 час СС. Следовательно, удельные тепловые потоки в обеих зонах
будут приблизительно одного и того же порядка, хотя в зоне перегретого пара коэф-
фициент теплопередачи значительно ниже, зато средний температурный напор много
выше.
ГЛАВА VI
КОНДЕНСАТОРЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
§ 34. ОСНОВНЫЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ПОЛОЖЕНИЯ О РАБОТЕ
ПОВЕРХНОСТНОГО КОНДЕНСАТОРА С ВОДЯНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ
ВАКУУМ
Основным показателем работы конденсатора является абсолютное
давление пара рк у входа в него. В подавляющем большинстве слу-
чаев выхлопной патрубок турбины непосредственно сопрягается
с горловиной конденсатора, и давление за турбиной р2 (противодав-
ление) равно давлению пара рк при входе в конденсатор.
В технической литературе и на практике широко используется
термин «разрежение» или «вакуум» V, т. е. разность между атмо-
сферным (барометрическим) давлением и абсолютным давлением
в конденсаторе:
рк = В — V мм рт. ст.
или
B — V
Р* = ~735£ ата
(227)
где В и V — показания барометра и вакуумметра в мм рт. ст.
На практике вакуум V часто выражают в процентах от барометри-
ческого давления, тогда
Рк = в (1 — X,) мм рт. ст.;
ИЛИ
В ( < V \
Рк ~ 735,6 (J 100 / ата'
(228)
Из этих формул видно, что для определения абсолютного давления
в конденсаторе рк необходимо помимо вакуума V приводить соответ-
ствующее барометрическое давление В, т. е. производить два изме-
рения. Исследования ВТИ показали, что эффективность работы
конденсационной установки практически не зависит от барометриче-
ского давления, и поэтому величина абсолютного давления в конден-
саторе рк нс только определяет условия работы турбины, но и доста-
точно полно характеризует качество работы конденсационного
устройства.
?0?
Конденсаторы паровых турбин
В современных паротурбинных установках конденсационное
устройство является необходимой составной частью электрической
станции и обусловливает не только экономичность, но даже и воз-
можность работы крупных современных машин. Основным направ-
лением технического прогресса в области паротурбостроения является
переход на работу с более глубоким вакуумом.
Для любой паровой турбины при постоянном расходе пара DK
и неизменных параметрах свежего пара (давлении и температуре)
можно установить зависимость
мощности N или изменения
мощности AN от противодавле-
ния р2, которое можно прини-
мать равным давлению пара
поступающего в конденсатор.
С л ед о в а те л ь и о, з а в и с и м ость
A7V = f (рД дает приращение
мощности А А’, достигаемое без
увеличения расхода пара в ре-
зультате изменения давления
в конденсаторе. Эти зависимо-
сти представлены на (риг. 84.
На оси абсцисс отложено да вле-
Фиг. 84. Изменение мощности турбины
в зависимости от давления в конденса-
торе (типовая энергетическая характери-
стика турбин ЛЛ13 типа АТ-25-1 и
АП-25-1).
пие пара при поступлении в
конденсатор, а на осн орди-
нат -- изменение (умспьпшпие)
мощности турбины А А кет.
Каждая линия соответствует
определенному расходу пара.
На фигуре отчетливо видно, что при любом расходе пара с увеличе-
нием противодавления мощность уменьшается. В пределах погра-
ничных кривых I—I и II—II линии одинаковых расходов пара
практически прямые с одинаковым наклоном. Поэтому независимо
от расхода пара любое изменение противодавления обусловливает
одно и то же изменение мощности. В данном случае изменение про-
тиводавления на +0,01 ата вызывает изменение мощности на
на +250 кет или на +1 % от номинальной мощности турбины.
Для других типов турбин также установлено, что ухудшение вакуума
на 1% вызывает при неизменном расходе пара снижение мощности
турбины приблизительно на 1% от номинального значения. При неиз-
менной нагрузке турбины ухудшению вакуума на 1% (повышению
давления на 0,01 ата) соответствует увеличение расхода топлива
в среднем на 1—2%. Из изложенного вытекает целесообразность
углубления вакуума.
До каких пор целесообразно углублять вакуум? Есть два основных
фактора, определяющих оптимальный вакуум. Первый за вше нт
только от паровой турбины, второй — от конденсационного устрой-
ства и от турбины. На фиг. 8'1 видно, что ниже пограничной линии
Основные теоретические положения о работе
1—1 угол наклона кривых постепенно уменьшается вплоть до нуля.
Это означает, что на данном участке понижение противодавления
все меньше оказывает влияние на увеличение мощности, а при под-
ходе к горизонтальным участкам дальнейшее понижение противодав-
ления не вызывает уже повышения мощности. То давление в конден-
саторе, при дальнейшем понижении которого мощность турбины
(при неизменном расходе пара) перестает возрастать, называют
предельным давлением в конденсаторе или предельным вакуумом.
На фиг. 84 видно, что различным
расходам пара соответствуют раз-
личные значения предельного да-
вления в конденсаторе. С умень-
шением расхода пара оно падает.
Величина предельного давления
обу сл о вл и I? а етс я к о нстр у к цие й
турбины, а именно, при опреде-
ленном расходе пара возможно-
стью обеспечить его расширение в
последней ступени лишь до огра-
ниченного противодавления. Вто-
рое условие, о г р а ни ч и в а ющее
у гл у б л сине в а к у ума, з ак л юч а етс я
в необходимости больших разме-
ров конденсатора, большей мощ-
ности насосов, и большего расхода
энергии па них. Па существующей
Фиг. 85. Универсальная зависимость
изменения мощности турбины от да-
вления в конденсаторе.
установке это требует увеличения расхода энергии на вспомога-
тельные механизмы, главным образом на циркуляционные насосы
для увеличения подачи охлаждающей воды, а при постройке но-
вого агрегата — больших капиталовложений. Для экономичной ра-
боты установки необходимо, чтобы прирост мощности турбины из-за
углубления вакуума был при неизменном расходе пара больше
увеличения расхода энергии на насосы. Вакуум, соответствующий
максимальной выработке энергии (при неизменном расходе пара),
является наивыгоднейшим и называется экономическим вакуумом.
Стационарные турбины обычно рассчитывают на работу с противо-
давлением 0,03—0,05 atna. В транспортных установках, учитывая
габаритные и весовые ограничения, приходится использовать кон-
денсаторы меньших размеров, что обусловливает меньшую величину
вакуума. В судовых установках давление отработавшего пара
обычно 0,06—6,1 atna. В энергопоездах (передвижных электростан-
циях) расчетное противодавление обычно около 0,1 ата.
А. С. Зильберман и Г. С. Смоляров (ЛМЗ) установили, что типовая
энергетическая характеристика турбины (фиг. 84) может быть заме-
нена одной универсальной кривой (фиг. 85), если на осях координат
откладывать не абсолютные значения давления рк и изменения мощ-
ности ДА7, а, их значения, отнесенные к часовому расходу пара DK
2(-1 Конденсаторы поровых: турбин
т. е. значения в ama! nt! час и 4г~ в tn! час (LN может отно-
ситься к изменению как внутренней мощности турбины так
и к электрической мощности турбогенератора ДЛ6>). В данном случае
предельное давление в конденсаторе соответствует значению относи-
тельного давления — 0,9-10“3 в ата/т/.час. Следовательно,
пои расходе пара DK = 34 mJ час предельное давление рк —
‘ 0.9 • 3-1-Ю-3 0,00306 ипш.
Для надежной и бесперебойной работы турбины очень важно
решить вопрос о максимально допустимом давлении в конденсаторе.
Некоторые турбины небольшой мощности допускают длительную
работу на выхлоп в атмосферу, другие же только на короткое время
и с ограниченной нагрузкой. Это обстоятельство весьма важно
для изолированных установок, не имеющих питания электроэнер-
гией со стороны, так как позволяет сразу после пуска турбины пустить
вспомогательные механизмы конденсационного устройства. В про-
тивном случае необходима установка вспомогательного источника
энергии для предварительного пуска конденсационной установки.
11а крупных и средних турбинах работа па низком вакууме, а тем
более на вых. ion в атмосферу обычно не допускается.
Основные величины, определяющие работу конденсатора
Давление в конденсаторе рк однозначно определяется температу-
рой насыщения tH, соответствующей этому давлению. Если бы имелся
«идеальный» конденсатор с бесконечно большим расходом охла-
ждающей воды и с бесконечно большой поверхностью охлаж-
дения (или бесконечно большим коэффициентом теплопередачи),
то пределом температуры насыщения конденсируемого пара iH
являлась бы температура охлаждающей воды па входе в конденса-
тор В действительном же конденсаторе с конечной поверхностью
охлаждения F и расходом воды W происходит нагрев охлаждающей
воды о/ -• — F и подогрев се до температуры конденсируемого
пара Lt•= tH — Г. Поэтому
t„ = Г + U + At °C. (229)
Определим численные значения величин, входящих в правую
часть этого выражения. Начальная температура охлаждающей воды
f зависит от географического расположения станции и времени года,
а также от системы водоснабжения, которая может быть проточной
(прямоточной) или оборотной (замкнутой) (см. § 47). При оборотном
водоснабжении (кроме прудового) начальная температура V выше,
чем при проточном. Крупные конденсационные турбины обычно
работают па проточном или прудовом водоснабжении, так как при
выборе площадок строительств,а учитываются условия водоснабже-
ния. Турбины с отбором пара (теплофикационные) и турбины малой
Основные теоретические положения о pauuie
мощности часто устанавливаются в городах и промышленных пред-
приятиях и работают с оборотным водоснабжением.
При определении расчетной температуры охлаждающей воды
на входе в конденсатор С учитывается среднегодовая температура
воды, а также пределы ее колебаний. Для расчета паровых турбин
установлены следующие значения температуры воды f = 10, 15 и 20°.
Для паротурбинных установок с проточным водоснабжением, уста-
навливаемых в северных и средних районах СССР, принимается
расчетная температура С 10°, в южных районах, а также при
оборотном водоснабжении V 15 и 20°. Для турбин с отбором пара
и турбин мощностью ниже 6000 кет принимается Г = 20°. Для тур-
бин энергопоездов, учитывая возможность работы в разных условиях,
обычно принимают Г = 30°.
Подогрев воды ot в конденсаторе можно определить из уравне-
ния теплового баланса. Если обозначить расходы. поступающего
в конденсатор пара и воды через DK и W и температуру конденсата
через С, то пренебрегая тепловыми потерями наружу (длОт = 1)
и принимая теплоемкость воды (пресной) с — 1, получим
и - /" V = f (230)
где — z'j - iK -- тепло конденсации пара в ккал!кг. Для конден-
сационных турбин, работающих с глубоким вакуумом, можно при-
нимать о/ > 525 ккал/кг, поэтому
(231)
DK Л
где пг = ~ — кратность охлаждения, т. е. количество воды, необ-
ходимое для конденсации 1 хгпара.
Кратность охлаждения т, определяющая расход воды, в основном
выбирается в зависимости от условий и системы водоснабжения.
При наличии неограниченных источников водоснабжения и благо-
приятных условий (близкое расстояние и малая высота подачи воды)
кратность охлаждения доходит до 100—120. Известны отдельные слу-
чаи, когда m 250. При наиболее часто встречающихся условиях
водоснабжения кратность охлаждения составляет 50—80, причем
меньшие значения относятся к оборотной, а большие — к проточной
системе водоснабжения. В некоторых случаях при недостаточном
количестве охлаждающей воды эта величина снижается до 30—35.
Недогрев воды по формуле (72) с учетом выражения (230)
будет
* = -Т- = - - г °C, (232)
Л-1 irU-i )
т. с. подогрев Az понижается с возрастанием коэффициента теплопере-
дачи /г, поверхности охлаждения Г ц с уменьшением расхода пара DK.
2' h'i
Кон денсаторы паровых
турбин
Поэтому все факторы, снижающие коэффициент теплопередачи, —
загрязнение трубок, присосы воздуха, ухудшение работы воздушного
насоса — приводят к увеличению иедогрева водыД /. При неизменном
коэффициенте теплопередачи k повышение расхода воды U7 обуслов-
ливает повышение иедогрева воды Д/, но из-за возрастания скорости
воды увеличивается и величина k. В итоге изменение скорости воды
Фиг. 86. Универсальный график основных зависимостей для конденсатора
в трубках в пределах 1—2 м/сек не оказывает существенного влия-
ния на величину иедогрева воды Д/.
Зависимость Д/ от DK и F лучше представить в виде зависимости
от dK = — удельной паровой нагрузки конденсатора, т. е. коли-
чества пара в кг, конденсируемого в час на 1 м2 поверхности охлажде-
ния. Это очень важный показатель работы конденсатора. Поскольку
1 = = mdK, то формулу (232) можно представить так:
Ъ1 _ ___Zi____
k~ = “ / /г
emdK — 1 m \emdK — 1
(233)
Из последнего выражения видно, что с увеличением удельной паровой
нагрузки dK возрастает и иедогрев воды Д/.
Из формул (229) и (233) имеем
tH = t' -I- St + Ы = t' + 8t
или окончательно, с учетом формул (230) и (231),
(234)
Эта очень важная зависимость представлена в виде расчетного
графика па фиг. 86 (его применение — см. стр. 244—246).
Таким образом, давление в конденсаторе обусловливается следую-
щими основными факторами: температурой охлаждающей воды f
на входе в конденсатор, кратностью охлаждения т, коэффициентом
теплопередачи/е, удельной паровой нагрузкой dK. Давление в кон-
денсаторе тем ниже, чем больше т и k и чем. меньше /' и dK. Существен-
ное влияние оказывают величина присосов воздуха и работа воздухо-
удал я ющпх насосов.
Присосы воздуха и их влияние на работу конденсатора
Незначительное количество воздуха попадает в конденсатор
с паром. Воздух попадает в конденсатор в основном через неплотности
самого конденсатора и всей вакуумной системы турбоустановки,
т. е. оборудования, арматуры и трубопроводов, находящихся под
вакуумом. Количество присасываемого воздуха зависит от размеров
и сложности установки, конструктивного оформления отдельных
узлов, качества арматуры, конструкции соединений, качества сборки
и условий эксплуатации, но не зависит от величины вакуума. Объяс-
няется это тем, что присос воздуха через неплотности является про-
цессом истечения атмосферного воздуха в разреженное пространство
конденсатора, а при отношении давлений ниже критического — для
воздуха 0,528 (при глубоком вакууме оно всегда меньше) расход
не зависит от отношения давлений в конденсаторе и атмосферного
давления. При уменьшении паровой нагрузки конденсатора в 2 раза
против номинальной присос воздуха по данным ряда исследований
возрастает в среднем на 30—40%. Объясняется это тем, что разреже-
ние распространяется на большее число ступеней турбины и на более
значительную часть регенеративного подогрева воды.
208
Конденсаторы паровых турбин
Теоретически подсчитать количество воздуха, поступающею
через различные неплотности в вакуумную систему проектируемой
установки, невозможно, поэтому приходится использовать эмпири-
ческие формулы. Присос воздуха при обычной плотности вакуумной
системы можч'о рассчи.ывз.ть по формуле
(ч ИЛЮПП J ) WHllC,
(235)
где Dк — расчетный (при поминальной нагрузке) расход пара,
поступающего в конденсатор, в кг!час\
De^— расход пара из вспомогательных механизмов в кг! час.
При’ хорошей или отличной плотности присос воздуха должен
быть в 2 или соответственно в 4 раза меньше.
Простейший и широко используемый в эксплуатационной прак-
тике метод определения воздушной плотности вакуумной системы
заключается в определении скорости падения вакуума при отключе-
нии воздухоудаляющего устройства и при определенной нагрузке
турбины. Для этой цели при нагрузке 80 -100% от номинальной,
отключив полностью отсос воздуха, записывают через каждые пол-
минуты значение вакуума в конденсаторе в течение 5—7 мин., следя
чтобы вакуум не падал ниже допустимой для данной турбины вели-
чины. Опыты показывают, что при стабильной нагрузке скорость
падения вакуума постоянная и поэтом}7 может быть использована
для оценки воздушной плотности. Гарантии заводов-изготовителей
на величину расходов пара и тепла для паровых турбин могут быть
выдержаны при наличии надлежащей воздушной плотности вакуум-
ном oic i(-mi.1, Тик, папрпмер, гаран 1 п/i JIAA'i на мощные (25 000
!00 (JOO кеш) конденсационные турбины высокого дацления могут
бы ’Ь выдержаны при наличии воздушной плотности вакуумной
системы, соответствующей падению вакуума не более, чем па
2 мм рт. ст. в минут}’ при отключенных эжекторах и нагрузке, соста-
вляющей 80% от номинальной.
Наиболее совершенным методом контроля воздушной плотности
является непосредственное измерение расхода воздуха, отсасываемого
эжектором. Выпускаемые с 1947 г. эжекторы ЛМЗ снабжены устрой-
ством для измерения расхода воздуха (фиг. 87). Измерительное
устройство состоит из следующих, основных узлов: набора из семи
переставных мерных шайб <3, которые закреплены на поворотном
диске 4\ ртутного манометра 2 со шкалой 0—60 мм, измеряющего
избыточное давление в выпускном патрубке эжектора, по которому
определяется расход, и углового ртутного термометра 1 для измере-
ния температуры паровоздушной смеси, выходящей из эжектора.
Г. А. М'уриным (ВТИ) разработан дроссельный воздухомер для
установки па эжекторах (фиг. 88). Измерение расхода воздуха произ-
водится тоже по перепаду давления при проходе смеси через калибро-
ванное отверстие. Предусмотрены два отверстия, причем любое из них
может перекрываться (в зависимости от расхода воздуха. Измерение
Основные теоретические положения о puuui
перепада осуществляется одностекольным манометром, заполненным
конденсатом, причем на шкале манометра нанесен непосредственно
расход воздуха (для каждого из отверстий) при температуре
смеси 55°.
Фиг. 87. Устройство для измерения
расхода воздуха, отсасываемого эжек-
тором:
1 -угловой ргхгный термометр: 2
Hbiii манометр; 3 — мерная
4 — поворотный диск.
Фиг. 88. Схема дроссельного
воздухомера ВТИ:
/ — накидной фланец с калибро-
ванными отверстиями; 2 — винто-
вой зажим; 3 - манометр; 4 —
кольцевой сосуд; 5 подвод кон-
денсата; 6 — контрольная стеклянная
трубка; 7 — противовес.
in ail ба;
Для оценки воздушной
духи широко применяется
ПЛОТНОСТИ
по измеренному расходу воз-
предложеиная ВТИ формула
Д ^вОЗЗ
/1 - ГЛ
I 1
100 000
(236)
где 0в0зд — измеренный расход отсасываемого эжектором сухого
воздуха в кг!час\
DHOsi — номинальный расход пара "в кг!час\
А — коэффициент для оценки воздушной плотности конден-
сатора, равный 1, 2 и 4 соответственно для отличной,
хорошей и удовлетворительной воздушной плотности.
Существенное снижение подсосов воздуха достигается переходом
на сварные конструкции оборудования и сварные соединения. Кон-
денсаторы делаются цельносварными; фланцевые соединения заме-
няются сварными, например, выхлопного патрубка турбины с гор-
ловиной конденсатора.
14
Берман
539
210
Конденсаторы паровых турбин
Значительный эффект достигается гидравлическим уплотнением
сальников арматуры (фиг. 89), работающей под разрежением, осо-
бенно ня трубопроводах диаметром 50 мм и выше. Сальниковая
набивка разбита на два слоя, между' которыми расположена фасон-
ная пустотелая и дырчатая втулка («фонарь»), куда под небольшим
избыточным давлением подводится конденсат. Краник 7 позволяет
контролировать наличие воды в подводящей линии.
Имеющийся воздух понижает коэффициент теплоотдачи от кон-
денсирующегося пара тем значительнее, чем выше содержание воздуха.
Фиг. 89, Водяное уплотнение вакуумной арматуры:
1 — грундбукса; 2 — шпиндель клапана или задвижки;
3 — сальниковая набивка: 4 — трубка подвода конденсата для
уплотнения; £ — фонарь; 6— набивка; 7 — контрольный краник.
Исследование двухходового конденсатора ЛМЗ (25-К-З) с поверх-
ностью охлаждения 1354 м2, проведенное ВТИ, показало, что коэф-
фициент теплоотдачи с паровой стороны понижается приблизительно
от 13 000 ла стороне входа до ООО 1500 ккал/м2 чис^С. на стороне
выхода из пучка. Последние значения много ниже, чем при конден-
сации чистого, даже неподвижного пара, и, следовательно, влияние
воздуха заметно па значительной части поверхности охлаждения
конденсатора, за исключением передних но ходу пара рядов трубного
пучка. Это приводит к уменьшению коэффициента теплопередачи
и местных тепловых нагрузок (фиг. 90 и 91).
Каждая из трех кривых на фиг. 91, а относится к разной средней
удельной паровой нагрузке dK конденсатора, т. е. соответствует
разному* количеству поступающего в конденсатор пара. Чем выше
паровая нагрузка, а следовательно, меньше относительное содержа-
ние воздуха, тем сравнительно равномернее распределение местных
тепловых нагрузок (кривая 3). Чем меньше количество поступающего
Основные теоретические положения о работе
211
5 ксндедгатоо дара ?. сортзетственно больше воздуха (кривая Г),
- /--- - - • тшшды мсжшг шег-т~а. л
фиг. 91, б. Кривая Д, соответствующая большему количеству прони-
кающего в конденсатор воздуха, идет круче кривой 5.
При увеличении количества проникающего в конденсатор воздуха
уменьшение коэффициента теплоотдачи с паровой стороны вызывает
уменьшение коэффициента теплопередачи к, увеличение недогрева
воды Д/ и увеличение давления' в конденсаторе рк (фиг. 92). Следует
обратить внимание на резкий
характер изменения киД/,
начиная с Ga03d ~~ 45 кг/час,
что соответствует переходу на
так называемый «перегрузоч-
ный» режим работы эжектора
(см. ниже и § 46). Это является
одним из примеров, подтвер-
ждающих излагаемую ниже
связь работы конденсатора и
воздушного насоса. Исследова-
ниями работы конденсационных
устройств отечественных тур -
боагрсгатов установлено, что
при работе эжекторов в преде-
лах рабочего участка их экс-
п л у ата ц ион и о й х а р а кте р ист и к и
на каждые 10 кг/час увеличе-
ния присоса воздуха повыше-
ние давления отработавшего
пара составляет в среднем
0,003—0,005 ата при двухсту-
пенчатом эжекторе и около
0,001 — 0,002 ата при трех-
ступенчатом эжекторе. Ухуд-
шение же вакуума приводит к
у вел пчсншо расхода пара на
турбину н пережогу топлива
(см. выше).
Увеличение присосов воз-
духа приводит к увеличению
Фиг. 90. Линии равных тепловых нагру-
зок в конденсаторе при 24°исД>
35 х'г/ле час (цифры у линий показы-
вают отношение местной тепловой на-
грузки к средней).
количества пара в отсасывае-
мой воздушным насосом смеси. При большем присосе воздуха
вследствие ухудшения условий теплообмена в конденсаторе конеч-
ная температура отсасываемой смеси будет выше, и в резуль-
тате количество отсасываемого воздушным насосом пара будет воз-
растать быстрее, чем присос воздуха (см. § 15). Это вызывает не
только увеличение потерь пара, но и возрастание расхода энергии
на воздушный насос.
14*
212
Конденсаторы паровых турбин
Фиг. 91. Распределение местных тепловых нагрузок походу паровоз-
душной смеси в конденсаторе:
а — в зависимости от паровой нагрузки и температуры охлаждающей воды;
о —в зависимости от количества прону кающего в конденсатор воздуха; }- dK —
Фиг 92. Общие характеристики конденсационного
устройства турбоагрегата В К 50-1 в зависимости
от расхода проникающего в систему воздуха.
Основные теоретические положения о работе
213
Взаимная связь работы конденсатора и эжектора
Между давлением в горловине конденсатора рк, паровым сопро-
тивлением Др и давлением всасывания рэ воздушного насоса сущест-
ствует очевидная зависимость.
Рк = Рэ + ДР ата- (237)
Давление всасывания, т. е. давление отсасываемой из конденса-
тора паровоздушной смеси, равно сумме парциальных давлений
насыщенного пара и воздуха. Давление воздуха пропорционально
его расходу, поэтому
где рп — давление насыщенного водяного пара при температуре
отсасываемой паровоздушной смеси в ата;
G803d — расход сухого воздуха в смеси в кг/час\
а — коэффициент, который для пароструйного эжектора
при работе без перегрузки с постоянными параметрами
пара практически является постоянной величиной,
зависящей от индивидуальных качеств эжектора.
Поэтому рабочий участок характеристик эжектора, представляю-
щий зависимость давления всасывания р3 от расхода G6O3<5, выражен
семейством прямых парал-
лельных линий, точки пе-
ресечения которых с осью
абсцисс дают значения р.;,
соответств у ющи е р аз н ы м
температурам (фиг. 93).
Правые крутые участки
линий — это область пере-
грузочного режима. Каж-
дый эжектор, в зависимо-
сти от основных геометри-
ческих размеров, степени
сжатия в первой ступени
и совершенства конструк-
Фиг. ' 93. Характеристика пароструйного
эжектора.
ции, имеет индивидуаль-
ную характеристику, отличающуюся длиной и углом наклона
рабочих участков.
На основе выражений (237) и (238), а также учитывая, что давле-
ния в конденсаторе рк и всасывания рэ однозначно связаны с темпе-
ратурой насыщения tH поступающего в конденсатор пара и темпера-
турой 1СЧ отсасываемой смеси, и используя для большей нагляд-
ности характеристику эжектора, можно показать тесную зависи-
мость рабочего процесса в конденсаторе с работой эжектора.
Если на один и тот же конденсатор, работающий при любых,
но неизменных условиях .поставить эжектор с другой характери-
21'1
Конденсаторы пароаых турбин
стикой, то изменится давление всасывания, что, в свою очередь, со-
гласно выражению (237), приведет к изменению давления отработав-
шего пара р^в конденсаторе, т. е. изменится режим работы всей паро-
турбинной установки. Этот пример можно дальше конкретизировать:
в результате изменения давления рк изменится и температура tH пара,
поступающего в конденсатор, а соответственно и условия тепло-
обмена в конденсаторе, распределение тепловых нагрузок и т. д.
Изменение давления вызовет также изменение удельного объема
пара, а следовательно и изменение скоростей потока, в результате
чего изменяются не только условия теплообмена, но и паровое сопро-
тивление Др конденсатора, что, в свою очередь, окажет влияние
на давление всасывания рэ.
Можно также показать, что любое изменение режима работы
конденсатора: изменение паровой нагрузки, температуры или рас-
хода охлаждающей воды, засорение трубок и особенно изменение
присоса воздуха 6еоэд — отражается на работе эжектора и на давле-
нии отработавшего пара рк.
Влияние изменения присосов воздуха Ga03d на давление всасы-
вания р3 совершенно очевидно из характеристики эжектора и из выра-
жения (238); изменение же давления всасывания изменяет и да вл о
нио отработавшего пара рк но формуле (237).
Изменение темпера туры или расхода охлаждающей воды (сле-
довательно, и изменение коэффициента теплоотдачи со стороны
воды), а также засорение трубок вызывает изменение температуры
отсасываемой паровоздушной смеси, а следовательно, и парциаль-
ного давления пара рп в ней, а по выражениям (237), (238) обусло-
вливает изменение как рэ, так и рк.
Очевидно также, что изменение паровой нагрузки конденсатора
вызывает не только изменение общей тепловой нагрузки конден-
сатора, но и процессов теплообмена, скоростей потоков, что в итоге
изменяет температуру tCJA отсасываемой паровоздушной смеси,
а следовательно, обусловливает и изменение давлений р3 и рк.
Во всех приведенных выше случаях изменение давления отрабо-
тавшего пара рк меняет условия теплообмена в конденсаторе, так
как при этом меняется температура поступающего пара и его удель-
ный объем, следовательно, меняются температурные напоры и ско-
рости потока, распределение и величина коэффициентов теплоотдачи
со стороны пара и коэффициентов теплопередачи; в итоге меняется
температура отсасываемой смеси, вследствие чего меняется и давле-
ние всасывания рэ, пока не достигается новое установившееся
состояние системы. В результате значения коэффициента теплопе-
редачи k и среднего температурного напора в конденсаторе опре-
деляются совместным влиянием работы конденсатора и эжектора.
Особо следует остановиться на влиянии количества засасывае-
мого воздуха Gp^f) на давление всасывания р9 и давление отрабо-
тавшего пара р1{. Из выражения (238) влияние засасываемого воздуха,
т. с. члена и зависит нс только от величины нои от волн-
Сопряжение конденсатора с турбиной
215
чины а, которая представляет тангенс угла наклона рабочего участка
характеристики эжектора, причем величина а зависит от индиви-
дуальных свойств эжектора (его объемной производительности,
s ic п- - -..--г-г.у ттисосах воздуха член мал по орав-
'.ггу. .. давление.л пара рп ъ смеси,
и в этом случае давление всасывания рэ и давление отработавшего
пара рк мало зависят от индивидуальных качеств эжектора; с увеличе-
нием же количества проникающего в конденсатор воздуха GB03d
зависимость давления отработавшего пара от характеристики эжек-
тора становится более заметной. Эжектор не может устранить вред-
ных последствий засоса воздуха, поскольку этот воздух до его
отсоса должен пройти через весь конденсатор.
Из всего изложенного вытекает целесообразность более глубокого
охлаждения отсасываемой паровоздушной смеси, так как при этом
при всех прочих равных условиях понижается давление всасыва-
ния р3, а следовательно, и давление отработавшего пара рк\ умень-
шается объемный и весовой расход отсасываемой смеси и тем самым
снижается необходимая мощность эжектора, т. е. расход энергии
на него. Для возможно большего понижения температуры отсасы-
ваемой смеси следует в зону охлаждения (воздухоохладитель) пода-
вать воду с наиболее низкой температурой. Благодаря непрерывному
отсосу смеси эжектором в конденсаторе создается непрерывное дви-
жение конденсирующегося пара вместе с воздухом к месту отсоса.
§ 35. СОПРЯЖЕНИИ КОНДЕНСАТОРА С ТУРБИНОЙ И ТРЕБОВАНИЯ
К КОНСТРУКЦИИ ПОВЕРХНОСТНОГО КОНДЕНСАТОРА
Конденсатор состоит из корпуса и трубного пучка с решетками
(трубными досками). Трубки — самая ответственная и дорогая
часть конденсатора. Стоимость полного комплекта трубок составляет
около 10% общей стоимости турбины с конденсатором.
Сопряжение с турбиной. Поверхностный конден-
сатор почти всегда устанавливают непосредственно под турбиной,
в так называемом «подвальном» этаже (фиг. 94). Там же устанавли-
вают и другие вспомогательные механизмы (насосы, подогреватели)
за исключением эжекторов, которые для удобства эксплуатации
выносят на площадку турбогенератора. Конденсатор располагается
между стойками фундамента турбоагрегата, причем их оси обычно
перпендикулярны. С одной стороны конденсатора должно быть
предусмотрено свободное место для вытаскивания трубок. Турбина
крепится к фундаментной плите так, что определенная точка корпуса
(мертвая точка) оказывается неподвижной. Она обычно расположена
на вертикальной оси выхлопного патрубка.
Благодаря этому при тепловых деформациях турбины и конден-
сатора возникает только вертикальная сила, которая компенсируется
одним из слечующпх способов:
1) конденсатор жестко устанавливается на фундаменте, а прием’
ный патрубок сопрягается с выхлопным патрубком турбины при
216
Конденсаторы паровых турдцн
помощи телескопического сальникового или волнистого линзового
компенсатора (фиг. 95, а и 6);
2) патрубки конденсатора и турбины жестко соединяются и кон-
денсатор устанавливается на пружинных опорах фиг, 95. в.
Сальниковый компенсатор (фиг. 95, а) представляет собой обыч-
ный сальник с мягкой набивкой, уплотненный наливаемым сверх}7
Фиг. 94. (Схема установки поверхностного конденсатора:
/ - - выпускной ПИЗрубок турби»г* ; 1 ВОЛВПС1 i.ll'l KOMHClil BTQp; 3 ПрПсМПЫЙ |JJ i ])v6oK
КО,ЧД':Н1 .fjop;j дли пира; 7 . yu;i для отвоцл лара к атмосферному клапану; 5 трубки:
л’ — водянки камера (задняя;; / — патрубок для отсоса воздуха; 3 — спускные краны для
воды; 9, 11 — опоры; 10 — сборник конденсата; 12 — конденсатный насос; 13 — сливная
труба охлаждающей воды; 14 — отводящий канал; 15 — циркуляционный насос; 16 — под-
водящий канал охлаждающей воды; 17 — всасывающая труба охлаждающей воды; 18 — пат-
рубок к вспомогательному пароструйному эжектору (для подсоса воды перед пуском насоса);
19 — задвижка на напорной линии охлаждающей воды; 20 — напорная линия конденсата;
21 — пароструйный двухступенчатый эжектор; 22 — подвод пара к эжектору; 23 — под-
вод отсасываемого воздуха (паровоздушной смеси) к эжектору; 24 — водяная камера (перед-
няя); 25 — кран для выпуска роздуха из водяного пространства конденсатора; 26 — тур-
бина.
конденсатом. Если достоинство — возможность свободного взаим-
ного перемещения патрубков турбины и конденсатора. Это особенно
важно для установок малой мощности, пуск которых часто осуще-
ствляется с выпуском пара в атмосферу («на выхлоп»), так как при
этом температура патрубков может доходить до 100° и даже несколько
выше. Существенный недостаток — это необходимость постоянного
надзора за наличием конденсата в сальнике во избежание засоса
воздуха. Волнистые линзовые компенсаторы не имеют такого недо-
статка (фиг. 95, б). Они обычно медные (иногда резиновые). Компен-
сатор менее подвижен, чем сальниковый, но не требует постоянного
надзора. Известны случаи замены сальникового компенсатора вол-
нистым. Волнистый компенсатор целесообразно устанавливать таким
образом, чтобы при нормальном вакууме в конденсаторе он был
Фиг, 95. Различные способы
крепления конденсатора
с турбиной:
а — сальниковое; б —волнистым
компенсатором; в — жесткое с
установкой конденсатора на пру-
жинных опорах: 1 — приемный
патрубок конденсатора; 2 — на-
бивка сальника; 3 — выхлопной
патрубок турбины; 4 — грувд-
букса: 5 — конденсат; 6 — лапы
конденсатора; 7 — корпус конден-
сатора; 8 — установочные шайбы;
9 — отжимающие болты; 10 — цемент-
ная заливка.
Сопряжение конденсатора с турбиной
218
Конденсаторы паровых турбин
несколько растянут. Тогда при повышении температуры в конден-
саторе растягивающие напряжения в компенсаторе уменьшаются,
и в дальнейшем компенсатор начнет сжиматься.
При работе конденсатора, вследствие давления рк в нем, мень-
шего чем давление атмосферы р(!П1, возникает подъемная
с и л а вакуума, стремящаяся приподнять конденсатор.
р S(pam рк) кг,
где S площадь сечения, выхлопного патрубка турбины в см2;
pGm - - давление барометрическое в ата;
рк — давление в конденсаторе в ата.
Если вес конденсатора, заполненного водой, меньше подъемной
силы вакуума, то при сальниковом или линзовом соединении кон-
денсатор обязательно должен быть прикреплен болтами к фунда-
ментной плите. В современных конструкциях конденсатор соеди-
няется с выхлопным патрубком турбины при помощи сварки (при
чугунном патрубке — при помощи фланцев) на месте монтажа и уста-
навливается на пружинных опорах (фиг. 95, в), воспринимающих
его вес (без воды) и компенсирующих температурные расширения.
Установленный на пружинах конденсатор с поставленными на место
трубками путем равномерного завертывания отжимающих болтов
подводится к выхлопному патрубку турбины, производится сварка
стыка и после подгонки установочных шайб болты отпускаются.
Поэтому пружины воспринимают вес конденсатора, не заполненного
водой, а вес воды при работе конденсатора без подъемной силы
вакуума воспринимается цилиндром турбины. Вес охлаждающей
воды и конденсата для приближенных расчетов можно принимать
0,25—0,3 веса пустого конденсатора.
Преимущество установки конденсатора на пружинных опорах
заключается в том, что за ним не нужно наблюдать, а также в герме-
тичности сварного сопряжения конденсатора с турбиной.
В установках небольшой мощности при «бесподвальных» турбинах
конденсатор помещается па одном уровне с турбиной (фиг. 109).
При этом не требуется подвального этажа п упрощается обслужи-
вание. На ряде новых электростанций США установлены турбины
с конденсаторами бссподвалиного типа, смонтированными сбоку,
а часто и вне здания.
В передвижных паротурбинных электростанциях — энергопоез-
дах из-за габаритов турбовагона конденсатор располагается рядом
с турбиной, причем паропровод отработавшего пара идет поверх
турбины и снабжается компенсатором (обычно волнистым) для вос-
приятия горизонтальных термических деформаций.
Основные требования к конденсатору. Из требований, предъяв-
вляемых к конденсатору как теплообменному аппарату, для создания
глубокого вакуума важнейшими являются высокий коэффициент
теплопередачи и минимальное паровое сопротивление. Это дости-
гается устройством сквозных и тупиковых проходов для увеличения
Основные схемы и устройство поверхностных конденсаторов
219
периметра трубного пучка, доступного для поступающего пара,
более равномерного распределения пара между отдельными эле-
ментами пучка, возможно короткого пути пара в трубном пучке,
постепенного уменьшения проходного сечения для пара к месту
отсоса воздуха. Важно также организовать отвод смеси, богатой
воздухом, непосредственно к воздухоохладителю с тем. чтобы она
не г.ет г з т/жок падсм. Это лостягзетсч
гюм. .• - j'-' i.vTbb ьн\л;енних кат^алов, надлежащим расположе-
нием в паровом пространстве дренажных листов для отвода стекаю-
щего конденсата, что важно также для уменьшения парового сопро-
тивления. Весьма существенным требованием является высокая
воздушная плотность конденсатора и всей вакуумной системы,
устранение переохлаждения конденсата и подвод его в месте низкого
парциального давления воздуха (см. § 21), небольшое гидравлическое
сопротивление, а также низкая температура отсасываемой паровоз-
душной смеси.
Из эксплуатационных требований важнейшими являются: полу-
чение чистого конденсата с минимальным содержанием растворенных
газов. Важна «гидравлическая плотность» конденсатора, т. е. устра-
нение попадания охлаждающей воды в конденсат, а также легкость
очистки трубок и возможность чистки их без остановки турбины.
Из технологических и конструктивных требований важны: про-
стота и удобство монтажа; транспортабельность больших конденса-
торов; простота сопряжения с турбиной и компенсация возникающих
термических напряжений. В конденсаторах очень больших размеров
трудно выдержать все перечисленные требования, в частности,
конфигурацию трубного пучка. Это одна из причин установки для
очень крупных турбин двух (а иногда и большего числа) отдельных
конденсаторов вместо одного большого. Такое решение, принятое
в турбинах Л М3 мощностью 100 и 150 мгвт, объясняется и тем,
что поступающий в середину корпуса низкого давления турбины
пар раздваивается и двумя симметричными потоками проходит через
ступени низкого давления в два конденсатора. Новейшая тенден-
ция установка одного конденсатора на турбину любой мощности.
§ 36. ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ И УСТРОЙСТВО ПОВЕРХНОСТНЫХ КОНДЕНСАТОРОВ
Основные схемы поверхностных конденсаторов
Основным признаком классификации поверхностных конденса-
торов является направление потока пара, что, в свою очередь, обу-
словливает место отсоса воздуха (паровоздушной смеси), так как
для достаточно полной конденсации пара должно быть обеспечено
омывание всего трубного пучка, и лишь после этого воздух должен
быть удален из конденсатора. По направлению парового потока
в трубном пучке поверхностные конденсаторы можно разделить
на четыре типа, показанные на фиг. 96 (заштрихованные места запол-
нены трубками).
220
Конденсаторы паровых турбин
В конденсаторе с нисходящим потоком пара (фиг. 96, а)
пар поступает в трубный пучок сверху, отсос же воздуха произво-
дится в нижней части. Такая схема была очень распространенной
в первоначальных конструкциях, когда стремились разместить
в заданном объеме возможно большую поверхность теплообмена
Достоинством конденсаторов этого типа является их компактность,
Фиг. 96. Основные схемы поверхностных конденсаторов:
а — с нисходящим потоком пара; б — с восходящим потоком пара: в — с центральным пото-
ком пара; г — с боковым потоком пара.
существенными же недостатками — большое паровое сопротивление
и большое переохлаждение конденсата. Большое паровое сопро-
тивление конденсаторов обусловливается двумя причинами: большой
скоростью пара на входе в пучок (за счет малого проходного
сечения пучка со стороны входа пара) и большой длиной пути, про-
ходимого паром по пучку.
В конденсаторах с нисходящим потоком пара переохлаждение
конденсата значительное, так как стекающий с трубки на трубку
конденсат в нижней части конденсатора приходит в соприкосновение
со смесью, сильно обогащенной воздухом, имеющей более низкую
температуру, чем поступающий в конденсатор пар. Переохлаждение
конденсата в конденсаторах с нисходящим потоком пара доходит
до 10—15° и даже выше. Оно приводит к повышению содержания
кислорода в конденсате (см. § 21), а также обусловливает понижение
экономичности станции, особенно в установках малой мощности
без регенеративного подогрева питательной воды. В этом случае
из-за понижения температуры питательной воды перерасход топлива
составляет около 0,15% на каждый 1°С переохлаждения конден-
сата. При наличии регенеративного подогрева питательной воды
перерасход топлива из-за переохлаждения конденсата несколько
ниже. Абсолютно устранить или значительно уменьшить переохла-
ждение конденсата можно его подогревом с помощью части (или
Основные схемы и устройство поверхностных конденсаторов
221
всего) поступающего в конденсатор пара. Такие конденсаторы назы-
ваются регенеративными. Современные конструкции кон-
денсаторов, как правило, регенеративные, причем часто старые нере-
генеративные конденсаторы (фиг, 96, а) реконструируются на реге-
неративные. Принцип регенерации полнее всего осуществляется
в конденсаторах с восходящим потоком пара (фиг, 96, б).
В них весь поступающий в конденсатор пар непосредственно сопри-
касается с поверхностью конденсата в конденсатосборнике, а сте-
кающий с трубки на трубку конденсат подогревается паром, дви-
жущимся навстречу и имеющим в нижней части конденсатора ту
же температуру, что при поступлении. Благодаря этому полностью
устраняется переохлаждение конденсата, что является достоинством
этой конструкции. В других типах регенеративных конденсаторов
переохлаждение конденсата незначительное, обычно 0,5—1°, и не
превосходит 2- -3° С. Существенным недостатком конденсатора с вос-
ходящим потоком пара является значительное паровое сопроти-
вление, обусловленное не только теми же причинами, что в кон-
денсаторе с нисходящим потоком пара, но и наличием поворота на
180° всего количества пара, поэтому такие конденсаторы получили
весьма ограниченное распространение.
Нт t И 7 ”т \цт? '* . г “ е о а г ъ ~ ым 7 7’7 *:<• л
7.17 1. . 7 1 Г.п. 1. Г-С ?. СьрлЛ кр у 71, г.рт.чеч 7.ар-подводится ко
всей наружной поверхности пучка и движется радиально к центру -
к месту отсоса воздуха. При наличии достаточного сечения для пара
сбоку и снизу пучка стекающий конденсат, а также поверхность
конденсата в сборнике омываются частью пара, и этим обеспечи-
вается принцип регенерации. Паровое сопротивление таких конден-
саторов меньше, чем ранее описанных, из-за большей поверхности
пучка со стороны входа пара (примерно в 3 раза) и меньшей длины
пути пара в пучке (по радиусу, а не по диаметру). Достоинством этого
типа конденсаторов является также постепенное уменьшение проход-
ного сечения для пара в пучке от периферии к центру, что имеет
существенное значение для сохранения достаточной скорости паро-
воздушной смеси в последних рядах трубок и обеспечения приемле-
мых значений коэффициента теплоотдачи с паровой стороны. Вторым
достоинством этого типа конденсаторов является отсутствие контакта
между основным конденсатом и отсасываемой паровоздушной смесью,
что способствует хорошей дегазации конденсата. Конденсаторы
с центральным потоком пара до недавнего времени выпускались
у нас, в частности, для мощных турбин среднего давления 50
и 100 мгвт.
Четвертый тип конденсаторов, тоже регенеративных, с боковым
п о т о к о м пара показан на фиг, 96, г. В нем имеется сквозной
вертикальный проход для пара (сверху донизу), благодаря чему
обеспечивается непосредственный контакт конденсата в сборнике
с паром. Пар поступает в обе половины трубного пучка главным
образом из этого прохода и отчасти сверху, а воздух отсасывается
222
Конденсаторы паровых турбин
по бокам. В этих конденсаторах при достаточном сечении сквозного
прохода переохлаждение конденсата незначительное (обычно доли
градуса), а паровое сопротивление сравнительно невелико из-за доста-
точно развитой поверхности со стороны входа пара в пучки и сравни-
тельно короткого пути пара в них. Этот тип конденсаторов получил
наиболее широкое распространение с различными видоизменениями
Фиг. 97. Расположение
ходов воды в конденса-
торе по отношению
к потоку пара:
а — последовательное;
б — параллельное.
(см. § 42), предназначенными главным
образом для дальнейшего уменьшении па
рового сопротивления и обеспечения воз-
можности равномерного омывания трубок
паром.
Распределение потоков воды
в конденсаторе
Охлаждающая вода может поступать
по трубкам конденсатора в один, два или
несколько последовательных ходов, в зави-
симости от чего различают о д и о-, д в у х-
и м п о г о х о д о в i,i е к о и д е н с а т о р ы.
В болыпипстве случаев число ходов воды
два. Разделение воды па несколько ходов
производится при помощи перегородок в
водяных камерах. Эти перегородки бывают
горизонта./!иные, наклонные или же более
сложного очертания, что определяется в
основном конфигурацией трубного пучка.
Расположение отдельных ходов воды
двух и многоходового конденсатора по отно-
шению к потоку пара может быть последова-
тельным или параллельным (фиг. 97). Пред-
почтительнее второе решение, обычно при-
меняемое в современных конструкциях, так
как при этом можно обеспечить меньшее со-
противление для прохода пара.
Охлаждающая вода, кроме того, может идти в трубках одним
или двумя параллельными потоками, т. е. с раздельным (два потока)
или нераздельным потоком воды — однопоточные и двух-
поточные конденсаторы. Разделение воды на несколько после-
довательных ходов или же на два параллельных потока имеет раз-
личное назначение.
Назначение устройства нескольких последовательных ходов воды
заключается в основнохт в обеспечении надлежащей скорости воды
в трубках. Поэтому при конструировании конденсатора выбор
числа ходов воды обосновывается расчетом Устройство же раздель-
ных (параллельных) потоков воды вызвано эксплуатационными
соображениями. Чистка трубок конденсатора с нераздельным потоком
Основные схемы и устройство поверхностных конденсаторов
223
-воды возможна только при остановке турбины. При двухпоточных же
конденсаторах обе водяные камеры разделены вертикальными пере-
городками на две независимые части, что дает возможность, выклю-
чая по воде любую половину конденсатора, производить ее чистку,
просмотр и подвальцовку трубок (но не их смену) при работе тур-
бины на сниженной нагрузке. Ввиду существенных эксплуатационных
преимуществ, двухпоточные конденсаторы находят повсеместное
распространение, несмотря на некоторое усложнение и удорожание
конструкции.
Воздухоохладитель. Установлено (§ 15), что влияние воздуха
на температуру паровоздушной смеси проявляется очень резко лишь
в конце процесса конденсации и что целесообразно возможно
более глубокое охлаждение отсасываемой паровоздушной смеси.
В соответствии с этим всю поверхность охлаждения конденсатора
можно условно разделить на две зоны: зону интенсивной (массовой)
конденсации, т. е. зону конденсации основной части пара, и зону
охлаждения паровоздушной смеси.
Условия теплообмена со стороны пара в этих зонах существенно
отличны. В зоне интенсивной конденсации температура паровоздуш-
ной смеси практически неизменна, а коэффициент теплоотдачи с паро-
вой стороны имеет при входе пара в трубный пучок весьма высокое
значение и заметно понижается в направлении движения паро-
воздушной смеси из-за падения скорости и возрастания содержания
воздуха. Соответственно с этим меняются местные значения коэф-
фициента теплопередачи и удельных тепловых нагрузок. В зоне охла-
ждения паровоздушной смеси значительно понижается ее темпера-
тура, коэффициент теплоотдачи из-за повышения содержания воздуха
получается значительно ниже; он сильно зависит от скорости потока.
Поскольку температуры паровоздушной смеси з обеих зонах резко
отличны, а также разнятся условия теплообмена, то целесообразно
для каждой зоны иметь свою теплообменную поверхность, скон-
струированную с учетом особенностей теплообмена в данной зоне.
В соответствии с этим поверхность теплообмена в конденсаторе
обычно состоит из двух частей: собственно конденсатора, обеспечи-
вающего конденсацию основной части пара, и воздухоохладителя,
предназначенного для охлаждения паровоздушной смеси с целью
извлечения (конденсации) возможно большей части пара и умень-
шения объема отсасываемой смеси. При конструировании воздухо-
охладителя следует учитывать, что объемный расход смеси сравни-
тельно невелик, а коэффициент теплоотдачи из-за значительного
содержания воздуха сильно зависит от скорости.
По имеющимся сейчас данным, целесообразно поддерживать
скорость паровоздушной смеси в воздухоохладителе до 50 м/сек,
при этом обеспечивается хороший теплообмен, а паровое сопротивле-
ние возрастает в приемлемых пределах. Однако обеспечение такой
скорости не всегда удается из-за малого объемного расхода паро-
воздушной смеси.
224
Конденсаторы паровых турбин
Воздухоохладитель иногда делают наружным, т. с. в виде спе-
циального теплообменника, устанавливаемого между конденсатором
и эжектором. Такое решение усложняет установку и увеличивает
общее паровое сопротивление, поэтому оно редко применяется.
Обычно воздухоохладитель делают внутренним, т, е. его располагают
внутри конденсатора, причем специальной перегородкой в межтруб-
ном пространстве для воздухоохладителя выделяется часть трубок.
Расположение воздухоохладителя определяется местом отсоса
паровоздушной смеси, т. е. зависит от типа конденсатора. Учитывая
необходимость возможно более глубокого охлаждения отсасываемой
смеси, в двух* и многоходовых конденсаторах для воздухоохладителя
выделяют часть трубок первого хода для воды, так как в них
температура воды самая низкая Воздухоохладитель не следует рас-
полагать в непосредственной близости от сборника конденсата,
так как в этом случае поверхность конденсата будет соприкасаться
с паровоздушной смесью пониженной температуры и с повышенным
содержанием воздуха, что вызывает значительное переохлаждение
и газонасыщенность конденсата.
Из воздухоохладителя должен быть обеспечен сток образующегося
конденсата; поэтому поступление паровоздушной смеси в воздухо-
охладитель производится снизу. С остальных же сторон перегородка,
отделяющая воздухоохладитель, должна быть герметично присое-
динена к корпусу и к трубным дискам, так как в противном случае
будет непосредственное перетекание пара из собственно конденсатора
к месту отсоса смеси, минуя поверхность охлаждения конден-
сатора. Известны случаи ухудшения вакуума из-за нарушения гер-
метичности присоединения перегородки после длительной эксплуа-
тации конденсатора.
Под воздухоохладитель отводится 3—30?о всех трубок конден-
сатора (обычно 10—20%). Так, в конденсаторах ЛМЗ выпуска с 1950 г.
поверхность воздухоохладителя составляет 20 ?о от общей поверх-
ности конденсатора. Обоснованной методики расчета воздухоохла-
дителя и температуры отсасываемой из него паровоздушной смеси tC4
на сегодняшний день не существует.
По данным некоторых опытов,
- г ' + 4 + 0,1 arc
(239)
или приближенно tCM -- /' + 5° С.
В действительности температура отсасываемой смеси должна
зависеть от режима работы конденсатора, которая характеризуется
удельной паровой нагрузкой dK. При малой паровой нагрузке tCM
приближается к С и значительно возрастает с увеличением
Можно для ориентировочных расчетов пользоваться формулой,
предложенной Л. Д. Берманом:
tCM t' +</-т14 (240)
Трубный пучок конденсатора
225
§ 37. ТРУБНЫЙ ПУЧОК КОНДЕНСАТОРА
Трубки конденсатора всегда прямые из-за возможности загрязне-
ния их и необходимости чистки. По этим же соображениями целесооб-
разно делать трубки несколько большего диаметра, чем для других
теплообменных аппаратов. Для стационарных конденсаторов наибо-
лее часто применяются размеры трубок 19/17, 24/22, и 25/23, причем
чем длиннее трубки (больше конденсатор) и более загрязнена вода,
тем выбирают больший диаметр трубок. Для судовых конденсаторов,
исходя из условия компактности и учитывая отсутствие интенсивного
загрязнения, обычно принимают трубки размером 16/14 мм. Этот же
размер изредка принимают и для небольших стационарных конден-
саторов при очень чистой воде. Представляет интерес опыт ЛМЗ.
Вместо ранее применявшихся трубок диаметром 19/17 мм для облег-
чения механической чистки завод использует трубки размером
24/22 мм при длине 6 л/ в конденсаторах для турбин мощностью
25 мгепг и размером 25/23 мм при длине трубок 6,65 м для турбин
мощностью 50 и 100 мгепг.
Скорость воды в трубках выбирают для пресной воды в преде-
лах 1,5—2,5 м/сек, для очень загрязненной воды — не менее 2 м/сек,
для морской и иной агрессивной воды до 1,5 м/сек (см. § 4).
Длина трубок /, их общее число N, число трубок в одном ходе/?
и число ходов z связаны выведенными выше зависимостями (§32),
Применительно к конденсаторам путем введения кратности охла-
ждения ш и удельной паровой нагрузки dK в кг/м2 час формулы
целесообразно несколько изменить.
Общая длина пути воды в трубках конденсатора в соответствии
с формулой (221) будет
При выводе формулы учтено, что
йу2 Т)к И/2 mdK 1
где W2 — расход воды в кг/час.
Из безразмерного геометрического параметра (32), учитывая,
что в конденсаторах поверхность принимают по наружному диаметру,
находим другое выражение:
L = zI=~^-m, (242)
^SmdH v /
где — проходное сечение трубок одного хода.
Если длина трубок I не задана по условиям размещения конден-
сатора (например, в вагоне энергопоезда), то определив по фор-
муле (241) или (242) общую длину пути воды в конденсаторе L и зада-
ваясь числом ходов z, находят длину трубок /.
Е) iupM.uj
226
Конденсаторы паровых турбин
Выбор z и I должен, производиться с учетом еле чующих сообра-
жении. 11см меньше число ходов z (в пределе z 1), тем больше длина
грубо]- К л активный диаметр трубной доски меньше, так как в труб-
ной доске ири ходится размещать меньшее число трубок; конденсатор
получаете* меньшего диаметра и большей длины, что может вызывать
неравномерное распределение пара вдоль трубок (концы трубок
работают менее активно, чем средняя часть). С увеличением же числа
ходов длина конденсатора сокращается, а диаметр возрастает, т. е.
уменьшается соотношение г = -т~—. При этом возрастает сопроти-
М//р
вление конденсатора, так как увеличивается число местных сопро-
тивлений, а именно, на входе в трубки и выходе из них, а также
на повороты в водяных камерах. Кроме того, с увеличением диаметра
удорожается конструкция, а также увеличивается ее вес и высота
помещения. На практике установлены рациональные пределы гео-
/
метрического параметра г = т—, характеризующего отношение
Lonp
основных геометрических размеров конденсатора, а именно г
: 1,5 н- 2,5 Используя ранее выведенные формулы (35) и (36)
1' /п<1к
и учитывая, что — = - 1()(. , можно для конденсаторов полу-
чить выражения
г = 1.28 • 10 - 17 (243)
/м'.Д I *
и
~ __ . /_ j 4д. {()!'( \ _Ъ"’Р .. (244)
I [лш и )Л ЬНМ'С III Я 11 Hr ll.'l 11Ы1МЩ ЧИСЛЯ ХоДоН л окалышк'Г крат-
ность охлаждения m и поверхность конденсат ра Л. С увеличением
той и другой величины число ходов убывает. Влияние остальных
параметров в пределах применяемых значений сравнительно огра-
ниченное. Если принять некоторые средние значения конструктив-
ных и расчетных параметров, входящих в формулы (243) и (244).
а именно: ю -- 2 м/сек, d8 — 0,017 м, с1И = 0,019 л/, t = 0,028 м,
dK = 45 кг/м2 час; rimp = 0,65 и £ = 2, то получим
1360
2 Г-
m j /•'
На фиг. 98 представлена зависимость z от ш и Г по формуле (245).
Этим графиком можно пользоваться для выбора числа ходов.
Если произвести аналогичную подстановку тех же средних зна-
чений параметров в формулу (244). то получим
г (246)
^шр (</»)* *° V/•'
Трубный пучок конденсатора
ZZ/
По этой формуле при известных значениях tn и F можно выбрать
число ходов z так, чтобы отношение укладывалось в пределах
1,5- 2,5. Drnp
Современные конденсаторы большей частью двухходовые. При
ограниченном количестве охлаждающей воды (малая кратность охла-
ждения ni) и для конденсаторов турбин малой мощности число ходов
доходит до 3—4. Для конденсаторов турбин большой мощности при
саторе в зависимости от поверхности
охлаждения Г и кратности охлажде-
ния/?? (по приближенной зависимости).
Фиг. 99. Примерные диапазоны длины
конденсаторных трубок.
хода к одноходовым, хотя это сопряжено обычно с необходимостью
увеличения расхода охлаждающей воды. Так, для турбин ЛМЗ
мощностью 100 мгвт имеются как двухходовые, так и одноходовые
конденсаторы. В последнем случае расчетный расход охлаждающей
воды на 25% больше. На новых электростанциях США около 20%
конденсаторов одноходовые. Тенденция перехода к одноходовым
конденсаторам для очень мощных турбин объясняется стремлением
к уменьшению расхода электроэнергии на привод циркуляционных
насосов; расход энергии пропорционален произведению расхода
охлаждающей воды на напор. Из-за меньшего сопротивления одно-
ходовых конденсаторов в ряде случаев расход энергии может быть
меньше, несмотря на увеличение подачи воды.
Учитывая превалирующее влияние кратности охлаждения m
на число ходов (245), можно при предварительных расчетах исходить
из следующих приближенных соотношений:
Кратность охлаждения........... 80-120 40—80 40
Число ходов воды ................... 1 2 3—4
Длина трубок I при выбранном числе ходов z определяется
из выражения (241). В современных конденсаторах длина трубок
обычно лежит в пределах 4—7 м и в отдельных случаях доходит
до 8,5 лп Примерные диапазоны длины конденсаторных трубок (диа-
метром от 19/17 до 28/26 мм) в зависимости от паровой нагрузки
конденсатора DK и числа ходов z показаны на фиг. 99.
15*
228
Конденсаторы паровых турбин
Разбивка трубок производится по треугольнику. На отдельных
участках некоторых конструкций для снижения скорости пара при
входе в пучок применяется радиальная и реже квадратная разбивка.
Шаг разбивки принимается согласно ранее изложенным положениям
(§ 7). В практике проектирования отечественных конденсаторов
часто принимают / d„ + 6 мм. При радиальной разбивке для
увеличения j роходного сечения выбираются большие значения шага,
I именно: / 95 мм при трубках диаметром 19/17 и t - 37 мм при
трубках шамегром 21/22 им. 13 воздухоохладителе целесообразно
умеиыыит/э шаг для обеспечения надлежащей скорости и коэффи-
циента теплоотдачи от паровоздушной смеси, объемный расход
к о то рой ср а в 11 и тел ы ю пев ел и к.
Активный диаметр трубной доски определяется по формуле (21).
Значения коэффициента заполнения трубной доски щтр и коэф-
фициента использования трубной доски итр очевидно тем меньше,
чем больше перегородок в отдельных камерах, и уменьшаются с воз-
растанием числа ходов воды z. Они также должны быть меньше
в конденсаторах с раздельным потоком воды (из-за вертикальной
перегородки).
Некоторые рекомендации по выбору коэффициентов заполнения
и использования трубной доски приводятся в табл. 5.
Таблица 5
Коэффициент заполнения т11Пр и использования итр трубной доски
(т1тр — по активной, итр—по полной, площади трубной доски)
Показатели J Ч ИСЛО ХОДОВ Z
I 1 2 3 4
|.ля миенпт. ров: С Р’М,< H.I-'ЫМ ШГП> Kt М виды ОНГ» 0,72 0,63- -0,70 0,00 0,68
С Н<-ра 1Ле.-Л,1!ЫМ Ж/ГОК(.М 1’Л /11.1 1 0,70 0,80 0,68 0,75 0,56 0.72
итр для современных ста- ционарных 0,27—0,31 1 : 0.26—0,30 0,25—0,29 0,24—0,28
Количество трубок в каждом ходе обычно делают одинаковым;
скорости воды по отдельным ходам при этом получаются тоже оди-
наковыми. Иногда в многоходовых конденсаторах с последователь-
ным расположением ходов виды к потоку пара (фиг. 97, а) скорость
воды принимают наименьшую в первом ходе, а наибольшую —
в последнем, соответственно число трубок в первом ходе получается
наибольшее, а в последнем ходе наименьшее. Увеличение скорости
воды в последнем ходе существенно повышает коэффициент тепло-
передачи ввиду малого термического сопротивления со стороны
Распределение пара в межтрубном пространстве
229
о к а х конденсаторов
в отдельных случаях,
Фиг. 100. Движение
потоков воды, в модели
передней водяной камеры
двухходового конденса-
тора с боковым потоком
пара.
пара (первый ход по пару). В первом же ходе по воде (последнем
по пару) увеличение скорости воды не изменит существенно коэф-
фициента теплопередачи, так как основное термическое сопротивление
будет со стороны пара из-за значительного содержания воздуха. Кроме
того, первый ход по воде сильнее загрязнен и термическое сопроти-
вление отложений может быть тоже значительным.
С к о р о с т ь в в о д я п ы х п а т р у
принимают обычно до 2—2,5 м/сек и лишь
когда это необходимо из-за местных усло-
вий, до 3,5-—1 м/сек, что нежелательно не
тол ько из-за увел и че н и я сопротивления
конденсатора и сопряженного с этим увели-
чения расхода энергии на циркуляционные
насосы, но из-за возможности неравномер-
ного распределения воды между трубками.
На фиг. 100 показано движение потока в
водяной камере по опытам Ю. Д. Редько
в ЦКТИ. Во входной камере образуется
мощный вихрь. Наибольшие давления уста-
навливаются 15 восходящей ветви вихря,
примыкающей к перегородке между первым
и вторым ходами. Наибольшие скорости
воды будут при этом в трубках, расположен-
ных в этой части камеры. В местах наиболь-
ших давлений в камере скорости воды в
трубках могут превышать средние расчет-
ные скорости в несколько раз вследствие
понижения скоростей в тех группах трубок,
где давление в камере понижено. Повышен-
ные же скорости воды могут вызывать кор-
розию трубок. Эти опыты показали, что
распределение давлений в камере можно
значительно выравнпть установкой направляющих лопаток. Наи-
более рациональная форма лопаток может быть найдена исследо-
ванием на натурном образце или путем моделирования.
Гидродинамическое сопротивление конденсаторов подсчитывается
по ранее приведенным формулам (131) — (135), причем для типовых
конструкций конденсаторов можно пользоваться упрошенной фор-
мулой (135). Общее сопротивление большинства двухходовых кон-
денсаторов находится в пределах 3—6 м вод. ст., а одноходовых
3—3,5 м вод. ст.
§ 38. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРА В МЕЖТРУБНОМ ПРОСТРАНСТВЕ И ПАРОВОЕ
СОПРОТИВЛЕНИЕ КОНДЕНСАТОРА
При конструировании конденсаторов стремятся к устранению
застойных участков, в которых создается повышенная концентрация
воздуха в смеси, и к максимальному понижению парового сопроти-
230
Конденсаторы паровых, турбин
вления. так как оно обусловливает непосредственное ухудшение
вакуума. Величина дарового сопротивления должна быть тем меньше,
чем ниже давление пара, т. е. чем глубже вакуум. Поэтому современ-
ная тенденция углубления вакуума в конденсаторах паротурбинных
установок приводит к необходимости всемерного уменьшения паро-
вого сопротивления конденсаторов. В этой области в последнее
время имеются крупные достижения, и встречающиеся указания
о предельно допустимом сопротивлении конденсаторов до 6 мм рт. ст.
явно устарели. Паровое сопротивление современных даже самых
крупных конденсаторов не превышает 2—3 мм рт. ст., а в ряде
случаев бывает и меньше.
Значите.-!ыю понижается паровое сопротивление с уменьшением
скорогп пара при его п<н тунлсннн в трубный пучок, а также в сквоз-
ных и тупиковая паровых проходах конденсатора, и при уменьшении
чис. а а рядов трубок по потоку пара. Для уменьшения скорости пара
при поступивши в. трубный пучок уже давно стремятся к увеличе-
нию сечения входных паровых патрубков в той мере, как это допу-
скается сопряжением с выхлопным патрубком турбины, а также
к их плавному уширению как в поперечном, так и продольном сече-
ниях конденсатора. Те же соображения учитываются при выборе
основного геометрического параметра конденсатора ~— < 2,5.
L-Onp
Все эти широко применявшиеся методы явно недостаточны,
так как скорость парового потока при входе в трубный пучок (считая
по сечению между трубками) достигала в старых конструкциях
до 100—150 м/сек, что вызывало потерю давления пара при входе
в трубный пучок до 3—5 мм рт. ст. Применение квадратной (фиг. 114)
и радиальной разбивки трубок (фиг. 115) с целью уменьшения вход-
ного сопротивления не давало достаточного уменьшения парового
сопротивления. Исследование ряда конденсаторов старых конструк-
ций показывает, что сопротивление при входе в трубный пучок соста-
вляло значительную часть общего парового сопротивления и дохо-
дило до 50/6. Существенное понижение парового сопротивления кон-
денсатора достигается совокупностью мероприятий, широко исполь-
зуемых в современных конструкциях. Во-первых. устройство глу-
боких и достаточно широких проходов и тупиковых каналов для уве-
личения живого сечения пучка со стороны входа пара с тем, чтобы
расчетная входная скорость в пучке при номинальных условиях
работы по превышала 40 - -50 м/сек. Опа рассчитывается по очевидной
формуле
.У «.-Ли »
-7-т- м/сек,
3600/ Щ - nexdH)
(247)
где DK — весовой расход отработавшего пара в кг/час]
х —‘степень сухости (паросодержания) влажного пара;
v — удельный объем сухого насыщенного пара в м*/кг\
I — активная длина трубок в м\
Распределение пара в межтрубном пространстве 231
-----------.-------,-------------- ---------------------—------
и — длина свободной (доступной для поступления пара) части
периметра трубного пучка в м\
пЙХ — количество трубок первого ряда на свободной части
периметра в шт.;
dH — наружный диаметр трубок в л<.
Ширина этих тупиковых каналов выбирается такой, чтобы ско-
рость не превышала 60—70 м/сек,. Вторым мероприятием является
устройство внутренних каналов для отвода паровоздушной смеси,
благодаря чему уменьшается длина пути пара в пучке и устраняется
возможность перемешивания поступающего пара с более богатой
воздухом отсасываемой смесью. Третьим мероприятием для умень-
шения парового сопротивления является устройство сквозных про-
ходов для пара та коп ширины, чтобы его скорость не превы-
шала 70 м/сек. В результате разбивка трубок имеет вид зиг-
загообразны х лент с широкими скво: ними и входными тупиковыми
проходами и внутренними каналами для отсоса паровоздушной
смеси (фиг. 1 IS, 119). При этом получается хорошо развитая поверх-
ность со стороны хода пара, .малая входная скорость и короткий
путь пара в пучке, что существенно уменьшает паровое сопротивле-
ние конденсатора.
Выбор проходных сечений для пара при проектировании или
реконструкции конденсаторов можно производить по применяемой
в ВТИ методике проверки отдельных сечений по величине средней
расчетной ста гард в них, поскольку сложность гидродинами-
ческих условий в конденсаторе не позволяет установить расчетным
путем распределение поступающего в трубный пучок пара, а сле-
довательно, и распределение его скоростей.
Расчетные скорости пара в проходах определяются из пред-
положения, что доля общего расхода пара, приходящаяся на началь-
ное или какое-либо промежуточное сечение рассматриваемого про-
хода, приблизительно равна доле поверхности охлаждения основ-
ного трубного пучка (без учета воздухоохладителя), снабжаемой
паром через данное сечение.
Для одноходового и многоходового конденсаторов с последова-
тельным расположением ходов воды по отношению к направлению
парового потока (фиг. 97, <т) поверхность охлаждения во всех ходах
принимается но ее действительной величине. Для многоходового
конденсатора с параллельным расположением ходов воды (фиг. 97, б)
поверхность охлаждения первого хода принимается по ее действи-
тельной величине. а для других ходов,, учитывая повышение темпера-
туры воды от хода к ходу, вводятся поправочные коэффициенты а,
меньшие единицы (табл. 6).
Если, например, для четырех ходового конденсатора обозначить
соответственно число трубок основного трубного пучка в отдельных
ходах через А\, .'V2, Az3, А\, а число трубок в различных ходах,
составляющие поверхность, снабжаемую паром через рассматривае-
мое сечение прохода х — х, через nL9 n2f п3 и п4, то доля поступающего
232
Конденсаторы паровых турбин
Таблица 6
Величина поправочного коэффициента а в зависимости от числа ходов z
Показатель Число ХОДОВ Z
2 3 4
Поправочный коэффициент о- для второго хода 0,80 0,90 0,95
для третьего хода . • 0,75 0,85
для четвертого хода. — 0,70
в конденсатор пара, приходящаяся па это сечение, определяется
по выражению
Дг—X + СТ2^2 4~ О3П3 4~ /94Я1»
- Д, + <?2^2 + аа}¥, Н- а4у; ’
где а2, с3 и а1 — поправочные коэффициенты, взятые из табл. 6.
Когда поверхность, снабжаемая паром через рассматриваемое
сечение прохода, расположена не во всех ходах, а только, например,
во втором и четвертом ходах, то в числителе формулы сохраняются
только слагаемые, соответствующие этим ходам, знаменатель же
остается без изменения.
Для нспользовапня этого метода нужно предварительно наметить,
какие участки поверхности охлаждения снабжаются паром из тех
или иных проходов; понятно, такая разбивка несколько условная
и поэтому метод расчета имеет приближенный характер.
Из-за сложности гидродинамических условий в конденсаторе
и сложности очертания трубного пучка, особенно в новейших кон-
струкциях, пока не существует точного метода расчета парового
сопротивления конденсаторов, а применяемые методы расчета осно-
ваны главным образом на анализе и обобщении практических данных
и р ез у л ьта то в и сп ыта и и и к о и д е н с а то ров.
Подробные опытные н расчетные данные по паровому сопротивле-
нию конденсаторов с нисходящим и центральным потоком пара
имеются в книге В. П. Блюдова. Для современных же регенератив-
ных конденсаторов на основе опытных данных ВТИ предложена фор-
мула для определения парового сопротивления
/ D V’5
&р = с мм рт- ст” (249)
у ldH у К )
где и — удельный объем насыщенного пара при давлении рк в м2/кг\
DK- - количество 'конденсирующегося пара в кг!час\
/---длина трубок в м\
(1.;! - наружный диаметр трубки в мм.
Коэффицис-ьгг С можно принимать от 1,2- 10"‘‘ до 1,8-10 (мень-
шее зн .чение при хороню развитом входном сечении трубного пучка
л пеб< )..!i.ijjt)М числе рядов | рубок по ходу потока).
Коэффициент теплопередачи в поверхностном конденсаторе 'Ж5'3
§39. КОЭФФИЦИЕНТ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ В ПОВЕРХНОСТНОМ КОНДЕНСАТОРЕ
Коэффициент теплопередачи в конденсаторе зависит от многих
конструктивных и режимных факторов. За последние годы у нас
ведутся работы по созданию строгого метода теплового расчета кон-
денсаторов, учитывающих изменение условий теплообмена при
конденсации пара по ходу его движения и при изменении содержания
воздуха в ларе. Но при разработке такого метода расчета возникает
ряд трудностей. Помимо сложной конфигурации трубного пучка,
подсчет теплообмена затрудняется тем, что он зависит от скорости
протекания двух взаимосвязанных, но различных по своей физической
сущности процессов — теплообмена и массообмена. Кроме того,
условия теплообмена в значительной степени зависят от работы
эжектора. Поэтому в настоящее время при тепловом расчете конден-
саторов для определения среднего значения коэффициента тепло-
передачи используют эмпирические данные (графики или формулы),
базирующиеся на опытных данных для промышленных конденсато-
ров. Важно, чтобы в этих эмпирических зависимостях учитывались
главные факторы, определяющие условия теплообмена в конден-
саторах, и чтобы метод их использования был достаточно простым.
До последнего времени в практике, конструкторских бюро при
расчете конденсаторов и водоподогревателей был очень распростра-
нен расчетный график (см.фиг.82). В дополнение к приведенной оценке
этого расчетного графика (§ 32) необходимо указать, что полученная
зависимость коэффициента теплопередачи k от скорости и темпера-
туры воды не отображает значительного влияния (подтверждаемого
опытами) режима работы конденсатора на коэффициент теплоотдачи
со стороны пара а и на коэффициент теплопередачи k. Исследова-
ния ВТИ показали также, что влияние на коэффициент теплопере-
дачи температуры воды оказалось преуменьшенным, а влияние
скорости воды (при низких температурах) — преувеличенным. По-
этому от использования графика Метро—Виккерс для расчета
конденсаторов (и других теплообменников) следует отказаться.
На основе проведенных ВТИ и другими организациями испытаний
и анализа опытных данных с целью выявления зависимости среднего
по всему конденсатору коэффициента теплопередачи от различных
факторов в 1951 г. Л. Д. Берманом предложена для современных
конструкций конденсаторов следующая формула:
k = 3500рэ [ 1 - (35 - /')*] Ф2Ф5, (250)
в которой
JV = 0,12₽3 (1 +0,15/');
здесь (+ — коэффициент чистоты, учитывающий влияние загрязне-
ния поверхности охлаждения;
— скорость воды в трубках в м/сек;
dlf внутренний диаметр трубок в мм;
234
Конденсаторы паровых турбин
К — температура охлаждающей воды при входе в конден-
сатор в °C;
Ф2 — коэффициент, учитывающий число ходов в конденсаторе;
Фо - коэффициент, учитывающий влияние паровой нагрузки
конденсатора.
Формула (250) пригодна для конденсаторов с латунными труб-
ками при t' < 35° С, скорости охлаждающей воды 0,9 + 3 м/сек.
и хорошей воздушной плотности установки.
Коэффициент теплопередачи отнесен к наружной (паровой) поверх-
ности трубок; температурный напор подсчитывается без учета паро-
вого сопротивления, т. е. по формуле (53).
При расчете можно принимать коэффициент чистоты ₽5 0,80 —
0,85, понижая эту величину лишь при неблагоприятных условиях
работ конденсатора. В эксплуатационных условиях для можно
принимать следующие значения: = 0,80 -ь- 0,85 — при прямо-
точном водоснабжении и чистой воде; ₽3 = 0,75 -н 0,80 — при
оборотном водоснабжении и достаточной продувке системы или
химической обработке воды (см. § 48); р3 — 0,65 0,75 — при гряз-
ной воде и возможности образования минеральных или органических
отложений.
Коэффициент Ф2 определяется по выражению
гд<? г - - число ходов воды.
Это выражение ввиду ограниченности опытных данных является
приближенным при г 2; Ф7 = 1.
Можно принимать коэффициент Ф§ = 1 при изменении удельной
паровой нагрузки dK от номинальной величины
cL до Д. ch •
^ном hep *цом гРу
где
8гр 0,9 — 0,012/'.
При нагрузке dK < dKsp коэффициент Ф§ можно принимать
фй = 3(2-3),
где
Для вновь проектируемого конденсатора Ф8 = 1, так как расчет
конденсатора обычно ведется для номинальной паровой нагрузки.
При использовании мельхиоровых трубок (медноникелевый сплав)
полученное по формуле (250) значение k умножается на 0,9.
Значения коэффициента теплопередачи по формуле (250) для
двухходового конденсатора при р<? ~ 0,80 и номинальной паровой
Коэффициент теплопередачи в поверхностном конденсаторе
235
нагрузке приведены на фиг. 101. При числе ходов z =/-2 и частичных
нагрузках конденсатора, меньших чем dKsp) найденные по фиг. 101
значения k следует умножить на коэффициенты Ф2 и Ф§.
Ряд крупных зарубежных фирм для расчета коэффициента
конденсаторов пользуется расчетным графи-
ком (фиг. 102). Коэффициент теплопере-
дачи представлен как функция скоро-
сти воды ну и наружного диаметра тру-
бок dH. Две верхние кривые дают
поправки (множители) на температуру воды
на входе tf и удельную паровую нагрузку
dK -d-. Полученное значение k следует
еще умножить на коэффициент чистоты ₽3,
который для практически чистых трубок
теплопередачи
3000
2800
2600
2W
2200
2000
1800
1600
3200
и 00 -г
0,5 0,7 0,9 1,1 1,3
Фиг. ]()!. Изменение коэффи-
циента теплопередачи k конден-
сатора в зависимости от В -=
I ,ко
• - —- - и температуры охла-
к .
ккал/^ас'с
9000[
0,7
0/
3000-
2000
Vd&
ждающей воды t' при г = 2
(номинальный режим).
10_ 15 20 25 30
О 5 10 15 20 25 30 351'°C
—„.лйФчяЗ
------
------
— ,_ -_ —ан
ПоПР.
10
1J5
2J) ы^/сек
Фиг. 102. Расчетный график Американского
института теплообмена для определения
коэффициента теплопередачи конденсаторов.
равен 0,85. Если по условиям эксплуатации возможно быстрое
загрязнение трубок, то коэффициент чистоты должен иметь
меньшее значение. Рекомендуется также вводить поправочный коэф-
фициент, учитывающий влияние материала и толщины стенки тру-
бок (табл. 7). Эту таблицу, очевидно, можно использовать и при
расчете других пароводяных теплообменников (близкие значения k).
При составлении данного расчетного графика (фиг. 102) влияние
каждого фактора (иу, f, ₽3 и др ) на значение k рассматривалось
раздельно и не учитывалась их взаимосвязь. В действительности,
например, влияние w на /г зависит и от значений t' и ₽э, что учтено
в эмпирической формуле (250). Поэтому есть основание полагать,
что фиг. 102 недостаточно точно отражает закономерности измене-
ния k от режима работы конденсатора.
236
Конденсаторы паровых турбин
Таблица 7
Поправочный множитель, учитывающий влияние материала и толщины
стенки конденсаторных трубок
Л1 1 j< рил л Тол 1,2-1 вцпм стенки к 1.-17 ММ 1.65
Адмиралтейский с.чллн (латунь ЛО 70-1) Мышьяковистая медь Алюминиевая латунь и мюнц-металл Алюминиевая бронза и мельхиор МН 90-10 Мельхиор МН 70-30 । Нержавеющая сталь 1,0 1,0 0,96 0,90 0.83 0,58 0,98 0,98 0,94 0,87 0,80 0 56 0,96 0,96 0,91 0,84 0,76 0,54
§ 40. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПОВЕРХНОСТНОГО КОНДЕНСАТОРА
При проектировании конденсатора приходится рассчитывать ряд
вариантов (см. ниже пример) и на основании сопоставления полу-
ченных результатов выбирать оптимальный вариант.
Значительное упрощение и ускорение работы по выбору основных
размеров конденсатора может быть достигнуто при использовании
для расчетов вспомогательных расчетных таблиц или расчетных
графиков, разработанных в ВТИ. Особенно удобны для практиче-
ского применения графики, построенные в виде зависимости удель-
ной паровой нагрузки dK, кратности охлаждения tn и гидравличе-
ского сопротивления конденсатора Др от длины трубок Z и скорости
воды в трубках х*. Каждый расчетный график соответствует вполне
определенным значениям, встречающимся при проектировании кон-
дгпгаторов: давлению nap i dh, температуре поступающей в конден-
сатор воды Z', числу ходов х и диаметру трубок dHldQ\ графики под-
считаны для теплоты конденсации пара oi -- 525 ккал/кг, а коэффи-
циент гшломерсдачи подсчитан по формуле (250) при коэффициенте
чистоты 3 ? 0,8. Построение этих графиков основано па следующих
трех выражениях:
1) удельная паровая нагрузка, которая с учетом формулы (54)
равна
dK = Ф A k ~ =-----------Ц--------; (251)
к Е U7 kb . А/ + or . 1 7
ш 1п---—--- m ш------------------
Lt 604
так как
Lt j- zt ____2________1
Lt Ы сЪ1 ’
LtZt m(tH—t')
где с — теплоемкость воды в ккал/кг °C;
Тепловой расчет поверхностного конденсатора
237
2) длинг! трубок определяется по выражению (241);
3) гидродинамическое сопротивление конденсатора определяется
по формуле (135).
Подсчеты графиков производились следующим образом:
I. Для различных температур
охлаждающей воды /' и скоростей
ее to. значения коэффициента теп-
лопередачи k определялись по
формуле (250).
2. Для тех же величин t' и
и» и различных значений кратно-
сти охлаждения m соответствую-
щие значения удельной паровой
нагрузки dK подсчитывались по
формуле (251) и длина трубок
I — по формуле (241).
3. По формуле (135) подсчи-
тывалось гидра зли.ческое сопро-
тивление конденсатора Др, соот-
ветствующее принятым значе-
ниям w и найденным значе-
ниям /.
Результаты подсчетов нано-
сились на графики в форме зави-
симостей dK, m и Др от длины тру-
бок I при различных скоростях
воды w и температурах ее на
входе/'. Один из графиков пока-
зав на фиг. 103 со значениями
для г 2; dtl.fd, 19/17; р,. ;
= 0,06 ama; С 20°. Приводим
пояснение для пользования графи-
ком. Если принять кратность
охлаждения m - 60 и скорость
воды - 1,8 jh/cw, то длина тру-
бок I ~ 4,05 м, удельная паро-
вая нагрузка dK = 51 кг/м2 час
и гидравлическое сопротивле-
ние Др = 3,2 м вод. ст.
Фиг. 103. Один из графиков ВТИ
для расчета конденсаторов (для г =
= 2. трубки 19/17; рк— 0,06 ата;
V = 20°).
Пример теплового расчета
Задание. Количество отработавшего пара из турбины DK = 20 000 кг/час. Абсо-
лютное давление в конденсаторе рк = 0,07 ата; сухость пара 0,95. В конденса-
тор отводится отработавший пар вспомогательных механизмов турбонасосов в коли-
честве De^v ~ 800 кг/час с энтальпией 1в м — 640 ккал/кг и сбрасываются дренажи
в количестве D(-)P = 900 кг/час и температурой 65° С.
Эти данные берутся из тепловой схемы установки.
Конденсаторы паровых турбин
Предварительные расчеты
По таблицам насыщенного пара находим температуру насыщения 1Н ~ 38,66е
и энтальпию
G — h + -- 38,61 4- 0,95-575,4 — 585 ккал/кг.
Температура охлаждающей воды (пресной) при входе в конденсатор t' = 20° С
(выбор ее см. § 34).
Кратность охлаждения в основном обусловливается системой и условиями водо-
снабжения: принято m 70 кг кг.
Переохлаждение конденсата принимается для регенеративных конденсаторов
0,5—1°, примем — 0,68°, следовательно, температура конденсата tK = 38°.
Диаметр трубок принят dH/de — 19/17 мм (выбор — см. § 9 и § 37).
Скорость воды в трубках принята w 1,8 м/сек.
Коэффициент чистоты (см. § 39) принят 0,75.
Коэффициент использования площади трубной доски для двухходового конден-
сатора принят (табл. 5) и}пр -• 0,28.
Вода пресная; теплоемкость с ~ J ккал/кг °C.
Расчет поверхности охлаждения
Количество отводимого охлаждающей водой тепла
Q лЛн. м ; ’ (М; ; м | ZJjp) 4
20000-585 !• 800-640 |-900-65--(20 000800-I-900) 38 - 11,45-10°.
Расход охлаждающей воды
W = mDK - 70-20 000 - 1,4-10° кг/час.
Q 11,45-10е о
Нагрев воды SZ = -= —ГТ~Тб°” ’
недогрев воды Д/ — tH — (К 4- б/) — 38,66 — (20 + 8,2) = 10,46°.
Средний температурный напор по формуле (53)
___________________ ______________________8,2 —14 1°
Д/Д-5/ ” 10 464-8 2_’ '
2-31«”%- 2’31g4ir-
Определяем коэффициент теплопередачи по формуле (250)
0,12-0,75 (1 + 0,15-20) - 0,36;
j —- 2380 ккал/м?час °C.
Д/
k -• 3500 - 0.75
0,123 (I
’ 1 з х
0,36 г
0,42 J 0,75
1000
(35 — 20)2
(можно использовать для подсчета k фиг. 101).
Поверхность охлаждения конденсатора
_ Q 11,45-10°
ш 2380-14,1
342 м*.
Удельная тепловая нагрузка
1)к 20000
б /< ' ? 342
Проходное сечение для воды в трубках
14-10°
178.3,6-10» = 0,216
Sm ’’ ЪЗ,6-10в
>\-1; %
G
Тепловой расчет поверхностного конденсатора
Общая длина пути воды по трубам по формуле (242)
342-0,0172
L ~ 4^0,216-0,019 ~ ° м'
Длина трубок (полезная) при
2^ 2
L _
Z
6 „
у =3 м.
Общее число трубок
.V - F
342
TzdHl 3,14-0,019-3 “ 1910 ШТ”
I =
в каждом ходе
N 1910
п = — — ——- = 9оэ шт.
z 2
Можно решать
но го выражения
по-другому. После того как найдено Sm, определяем из очевид-
0,216
0,785-0,0172 '
и
„ Srn
длина трубок
F
~(1Н2П
342
3,14.0,0Т9.2‘9,55 "Злс
I
Диаметр трубной доски (внутренний диаметр корпуса) по формуле (19)
N
&тр -
Проверяем отношение
= 0,019 ]/^-= 1.57 м.
limp t U,2o
_L_ __?£==! 91
Dmp 1,57 1,1
т. e. в рекомендуемых пределах.
Гидродинамическое сопротивление находим по формуле (135):
Др = 2 (0,109-3-1,81,750,135-1,81,5) — 2,48 м вод. ст.
Количество патрубков для подвода (отвода) воды (конденсатор с раздельными
потоками воды) С 2 шт. Скорость воды в патрубках принимаем wex = 2 м/сек.
Диаметр водяных патрубков по формуле (3)
, 1 19 1/” 1400'-0,00 Г nq_o
dfiX ~ 1,13 |/ —-— 1,13 I/ —6 - = 0,352 м & 350 мм
г ' б,О* £'£.
(где П7 в кг/сек).
Паровое сопротивление и воздушные патрубки
Присос воздуха (расчетный) определяется по формуле (235):
/ 20000 4- 2-800 (
\ 1О1Ю00
~ 4,86 кг/час.
(240)
Температура отсасываемой паровоздушной смеси по приближенной
формуле
fe.n --- /
н- — = 20 4- -~5 - = 34.8'
и о
240
Конденсаторы паровых турбин
Удельный объем пара в конденсаторе находим по паровым таблицам: давлению
р = 0,07 ата соответствует а = 20,91 м'л/кг.
Паровое сопротивление конденсатора находим по формуле (249):
, . г 1П , ( 20000 КадГ V'5 . 00
Др -•_= 1д.1CW------- — —— =1,23 мм рт. ст.
\ 3-19-р J91U /
Давление отсасываемой паровоздушной смеси
р^Рк —W" = °’07 - W = °’088 ата-
Парциальное давление пара в отсасываемой смеси рп находится по таблицам
насыщенного пара для tCM.
Температура tCM = 34,8 °C соответствует давлению рп ~~ 0,057 ата.
Объемный расход отсасываемой паровоздушной смеси ]/ск на основании урав-
нения Клапейрона — Менделеева находится по формуле
^ = 29<27.10-^^-±^ 299Г.И1..а.4,86._^П^__ t 400 ,,,„,отс.
Нрпнилип-м скорость паромоздушцои смеси -- 15 м/сек.
Суммарное сечение патрубков для vc отсоса.
§ 41. РАБОТА ПОВЕРХНОСТНОГО КОНДЕНСАТОРА ПРИ РЕЖИМАХ,
ОТЛИЧНЫХ ОТ РАСЧЕТНОГО
Тепловой расчет конденсатора производится при номинальной
паровой нагрузке DK/[0M, расчетной температуре воды на входов кон-
денсатор tf и расчетной кратности охлаждения //?, чему соответствует
расход воды W. В условиях эксплуатации паровая нагрузка турбины,
а соответственно и конденсатора, меняется; температура охлаждаю-
щей воды тоже меняется в течение года; в зимнее время часто сокра-
щают подачу охлаждающей воды для уменьшения расхода энергии
на циркуляционные насосы. Изменение DK, I' и IF, т. е. основных
факторов, определяющих работу конденсатора, приводит к изменению
температуры насыщения пара tH и соответственно давления в конден-
саторе рк. Поэтому важно знать функциональные зависимости
рк = Д (£)к, f, F) или [DK, IF), которые обычно
даются в виде графиков «характеристики конденсатора», опре-
деляемой опытным или расчетным путем при W -- const.
На фиг. 104 показана опытная характеристика конденсатора
25-К-3, которая дает зависимость рк от V н от удельной паровой
, /Д
нагрузки dK отнесенной к поверхности охлаждения но водя-
ной стороне Кв --- 1215 при IF ~ 4700 аг/час. Давление рк пони-
жается с уменьшением dK и /' [см.также формулу (234) 1.
Подогрев воды 8/по формуле (230) прямо-пропорционален DKi
Работа поверхностного конденсатора
241
поэтому при W — const он может характеризовать паровую на-
грузку конденсатора. Недогрев воды Д/ по выражению (232) (если
принять коэффициент теплопередачи Л, а следовательно, и — =
= const) пропорционален 8/, т. е. также
нагрузке Dк или же удельной паровой
понижением DK или dK коэффициент
теплопередачи k уменьшается, что прак-
тически бывает в конденсаторах из-за
увеличения присосов воздуха с умень-
шением нагрузки, то значения Д/
должны быть больше, чем при k =
= const. Опытные данные подтверж-
дают это положение. Поскольку со-
гласно формуле (233) при dK = const
и ni const существует однозначная
зависимость между подогревом воды Д/
и коэффициентом теплопередачи /е, а
величина Д/ может быть легко изме-
рена, то в эксплуатационной прак-
тике совершенство работы конденса-
тора оценивается обычно не значе-
нием /г, которое нужно подсчитывать,
а значением ДД Для оценки работы-
конденсатора обычно пользуются гра-
фической зависимостью Д/ . от dK
и f.
Для примера на фиг. 105 предста-
влена такая зависимость для конден-
пропорционален паровой
нагрузке dK. Если же с
саторов ряда турбин. Как видно из
графика, с уменьшением паровой на- Фиг* 104' ХаРактеристика кон-
грузки величина М вначале па- АТ-25-1 == 1215 W =
дает (это соответствует /г ~ const), а 4700 м3/час).
затем устанавливается неизменной (го-
ризонтальные участки кривых)': при
этом чем ниже температура охлаждающей воды t', тем раньше насту-
пает стабильное значение Д/. Такие типовые характеристики широко
используются в эксплуатации. Превышение измеренного значе-
ния Д/ по сравнению со значением по графику указывает
на ухудшенную теплопередачу вследствие больших присосов
воздуха или загрязнения поверхности теплообмена. Однако более
глубокий анализ показывает, что этот график, строго говоря, может
быть использован только для оценки работы конденсаторов, рас-
считанных; на большую удельную паровую нагрузку порядка 70—
80 кг!лгчас.
Л. Д. Берман показал, что допустимая область приме-
нения типового графика может быть расширена, если его
16 Берман 539
242
Конденсаторы паровых турбин
строить нс в абсолютных координатах Д/ — j (dK), а в относи-
тся иных
д/
7/..
ном
-f
(7<
г/,.
''ном
d-к „ i .
где --------относительный расход пара (от номинального) через
акном
хвостовую часть турбины.
Кроме того, для «типового» графика следует рассматривать кон-
денсаторы с хорошей воздушной плотностью, т. е. левые части
кривых должны быть не гори-
зонтальные, а с наклоном.
Фиг. 105. Зависимость подогрева воды А /
в копдснса гопе от '-дельной паровой
/<-. ‘
нагрузки .. и тс-ин’ратуры < хлаждак»
’ в
щей воды I' для конденсаторов к турби-
нам АК, АТ и АП-25-1.
Фиг. 106. Обобщенный график меду-
грева воды (температурного напора)
в конденсаторе.
Такой «обобщенный» график А/ показан па фиг. 106. Он более точный
для конденсаторов с номинальной (расчетной) нагрузкой, отличной
от принятой в типовом графике.
Методика построения графика
дг? = / (dK, t')
излагается при решении конкретной задачи.
Пример. Заданы исходные величины: F = 2500 лГ2; dQ = 17 мм\ z == 2; &кНОЛ1 =
= 100 т/час\ U7 = 6000 м3/час\ w ~ 2 м/сек,
П7 6000
Отсюда находим тном = ------— "ТпТГ ~ 60;
икнсм 1ии
100000
2500
= 40 кг/мгчас\
т 60
Изменение коэффициента теплопередачи k для номинальной паровой нагрузки
при разных значениях t находим по формуле (250) или расчетному графику на
Работа поверхностного конденсатора
243
фиг. 101. По формуле (233) определяем АЛ Все данные сводил! в табл. 8. Наносим
значения Д7 на фиг, 107 —точки А, В, С и D и соединяем их прямыми линиями
с началом координат. Для каждой температуры охлаждающей воды подсчитываем
значения разделяющей две области «граничной» паровой нагрузки DKep == sDKH0M
(s—коэффициент, зависящий от температуры /' и равный 0,8; 0,7; 0,6 и 0,5,
гу. t' - V?». Точхи отвечающие этим значениям на прямых
ОД ’.3 г SS : гэг--.?;f, у/Хгиачим а bt с,, d-
К примеру расчета Дк и tD
Показатели и промежуточные величины расчета Начальная температура воды Г в °C
о ; 10 20 | 30
k в ккал/я? час °C 1530 | 2170 2565 2760
/г 0,637 0,905 1 1 1,07- 1 1,15
mdK
k е * 1,890 2,472 2,915 3,158
Д/ в °C 9,8 5,9 4,6 4,1
S 0.8 I | 0,7 0,6 0,5
DK в щ/час гр 80 | 70 60 50
К примеру расчета характеристики конденсатора
Таблица 9
Нагрузка в % 1 1 Нагрев I воды в иС Начальная температура воды f в °C
0° 10° 1
А/ в °C ‘к в »С | Рк 1 в ата А/ в °C 'я в °C 1 р* в ата
25 50 75 100 2,2 4,4 6,6 8,75 1 5,2 6,4 7,7 9,8 7,4 10,8 14,3 18,65 0,0105 0,0132 '0,0166 0,0219 2,8 3,6 4,4 5,9 1 15.0 1 18,0 1 21 24,65 0,0174 0,0210 0,0253 0,0316
Нагрузка в % Нагрев воды в °C Начальная температура воды t' в °C
20° 30°
А/ в °C в °C рк в ата | д? в °C в °C Рк в ата
25 50 75 100 2,2 4,4 6,6 8,75 2,0 2,6 3,5 4,6 24,2 27,0 30,1 33,35 0,0308 0,0363 0,0435 , 0,0523 1,5 2,0 3,0 4,1 33,7 , 36,4 39,6 42,85 0,0542 0,0629 0,0746 0,0874
16’
244
Конденсаторы паровых турбин
Ломаная линия abed разделяет две области, из которых правая характеризуется
постоянным значением коэффициента Ь, вследствие чего линии Д/ совпадают с пря-
мыми ОА, ОВ, ОС и OD, а в левой части наблюдается понижение k, что вызывает
смещение линий Д/ кверху от указанных прямых. Для учета этого Л. Д. Берман
рекомендует нанести на оси ординат (фиг. 107) точки а', Ь', с' и d', ординаты которых
равны половине ординат точек и, Д с, d, и соединить прямыми линиями точки а и а',
b и Ь', с и с', d и d'. Эти прямые линии дают значение Д/ для паровой нагрузки от
лева от граничной линии abed.
Фиг. 107. Построение графика
Д/- j (DK. Г) (к числовому примеру).
Фиг. 108. Характеристика
конденсатора (к число-
вому примеру).
Пользуясь полученным графиком Д t = f (DK, Г) и ранее выведенными зависимо-
стями, можно рассчитать и построить характеристику конденсатора, т. е. зависимость
525
Рк -- / (Г)к, I ). Для каждой комбинации значений Г>к и f находим & t = и М
но графику Д/ / (/Д /') (фиг 10/). Затем находим температуру насыщения f,t
В J 6/ Д/ н по паровым таблицам соответственное давление в конденсаторе
Построение характеристики (при V7 = const) выполнено примени-
тельно к данным предыдущего примера, поэтому значения Д/ нахо-
ди.м ио (риг. 107. Все необходимые Величины сведены в табл. 9. Рас-
четная характеристика конденсатора показана на фиг. 108.
Изложенный метод представляется целесообразным, если построе-
ние характеристики конденсатора производится по опытным данным,
т. е. недогрев воды М определяется по измеренным температурам.
Для расчетного же построения характеристики автором предла-
гается более простой способ. Температуру tH можно подсчитать
по формуле (234) при известных значениях t', tn, dK и k, причем k
определяется по формуле (250) или же по графику на фиг. 101;
по найденному tH определяется по паровым таблицам значение рк.
Для упрощения расчетов можно использовать составленный автором
универсальный график фиг. 86 для определения tH и рк по значе-
ниям С, m и ~р. Способ использования этого графика показан
Работа поверхностного
конденсатора
245
Таблица 10
К примеру расчета характеристики конденсатора
(по униесрсальнсму графику фиг. 86)
Условие определения On редел я с мая величина Степень нагрузки в %
100 | 75 1 50 | 25
Кратность охлаждения т
60 1 80 | 1 "20 | 240
Удельная паровая нагрузка dK в час
40 30 20 10
/' = 0 6гр = 0,9 dK = 36 -го &ном — 1530 ‘Чр Ф6 = S (2 — 8) k в ккал! м2 час °C k 4 рк в ата 1 1 1530 38,3 0,022 0,833 0,970 1487 49,6 0,0165 0,556 0,802 1227 61,3 0,0136 | 0,278 0,479 ' 732 73,2 0,0115
Г = 10° С 'jzp ~ 0,78 dK = 31,2 ''гр kK0M - 2170 0 фг k в ккал/м2 час °C k dK рк в ата 1 1 2170 54,3 0,032 0,961 0,995 2160 72 0,026 0,641 0,870 1890 94,5 0,0215 0,321 0,539 1170 117 0,0177
Г .20 ’С огр =z 0,66 dK 26.4 •Ч> ^НО.Ч 2оС)О Ъ Фо /г в ккал/лР час °C _k~ рк в ата 1 1 2565 64,2 0,0525 1 1 2565 85,5 0,0435 0,758 0,941 2415 120,7 0,037 0,379 0,614 1575 157,5 0,0315
Г = 30° С огр = 0,54 4 =21,6 кгр кЦОм = 2760 г фо k в ккал!м2 час °C k р в ата 1 1 2760 69 0,088 1 1 2760 92 0,074 0,925 0,993 2740 137 0,0625 0,463 0,710 1960 196 0,0545
246
Конденсаторы паровых турбин
стрелками. Например, при m = 75; = 60 и f = 30° нахо-
дим t„ — V 12°, 35, следовательно, tH ^42°, 35, а рк = 0,0875 ата.
Использование этого графика (совместно с формулой (250) для пост-
роения характеристики конденсатора поясняется численным приме-
ром.
Пример. Примем исходные данные предыдущего примера. Расчеты сводим
в табл. 10. Последовательность расчета следующая.
Для каждой степени нагрузки находим кратность охлаждения т (обратно про-
порциональна нагрузке) и удельную паровую нагрузку dK (прямо пропорциональна
нагрузке). Затем для каждой начальной температуры воды t' находим:
= 0,9 =-0,12/';
dtr —~ ^Sod/c э
кгр р кном
где dKHCM — номинальная удельная паровая нагрузка в кг/м2 час.
Затем находим значение коэффициента теплопередачи kH0M при номинальной
нагрузке по формуле (250) или по фиг. 101.
После этого определяем значения
5 = ^; Ф6 = 8(2-8);
кгр
k
k—Q^HOM. И -3—.
|с
Затем по известным значениям tf, пг и -~т~
а-к
по фиг. 86 находим значение рк.
Сопоставление результатов подсчета по данному методу и по. предыдущему
построением графика Л t = f (DK, /') ] показывает весьма^удовлетворительное
совпадение < > к с и i ч а те л ы I ы х р ез у л ьта тс) в.
§ 42. КОНСТРУКЦИИ ПОВЕРХНОСТНЫХ КОНДЕНСАТОРОВ И РАЦИОНАЛЬНАЯ
КОМПОНОВКА ПУЧКА
Конденсаторы с нисходящим потоком пара. Этот тип конденсато-
ров наиболее ранней конструкции. Примером может служить конден-
сатор для бесподвальной турбины НЗЛ мощностью 4000 кет, пока-
занный на фиг. 109.
Чугунный корпус конденсатора одновременно является и нижней
частью выхлопного патрубка турбины. Из-за динамического напора
поступающего слева пара более интенсивно омывается правая часть
трубного пучка (паровой перекос), поэтому для обеспечения более
равномерного распределения пара воздухоохладитель расположен
внизу слева. Крышки и водяная камера чугунные. Данная конструк-
ция является устаревшей как по выполнению отдельных узлов,
так и по общей конфигурации трубного пучка с нисходящим потоком
пара, так'как ей присущи значительное паровое сопротивление
и сильное переохлаждение конденсата.
4
Фиг. 109. Конденсатор бесподвальной турбины НЗЛ 4000 кет:
1 — водяной, барабан; 2 — трубная доска передняя; 3 — патрубок выхлопной (атмосферной) линии: 4 — сечение выхлопного
патрубка турбины; 5 — выхлопной патрубок турбины (верхняя половина); 6 — промежуточные перегородки; 7 — распорная
труба; 8 — трубная доска задняя: 9 — продольные связи; 10 — крышка конденсатора задняя; 11 — воздухоотсасывающий па-
трубок; 12 — перегородка воздухоохладителя; 13 — корпус конденсатора; 14 — вырезы в перегородке 12: 15 — патрубок слива
конденсата; 16 — патрубок входящей охлаждающей воды; 17 — крышка конденсатора передняя; 18 — охлаждающие трубки;
19 — сливной патрубок охлаждающей воды; 20 — воздухоохладитель; 21 — вертикальная плоскость разъема выхлопного па-
трубка турбины.
Конструкции поверхностных конденсаторов
248
Конденсаторы паровых турбин
Конденсаторы с восходящим потоком пара. На фиг. 110 показана
конструкция конденсатора английской фирмы Парсонс. Конденсатор
двухходовый, регенеративный, причем весь поступающий в конден-
сатор пар соприкасается со стекающим конденсатом. Существенным
недостатком этого типа является высокое паровое сопротивление,
что вызвало ограниченное применение конденсатора. Для уменьшения
Фиг. 110. Конденсатор с восходящим потоком
пара:
1 — патрубки для отсоса воздуха; 2 — отражательные
листы.
парового сопротивле-
ния со стороны входа
пара нижняя половина
пучка (первый по воде
ход) выполнена с ра-
диальной разбивкой.
Конденсаторы с цен-
тральным потоком пара.
По п ер еч н ые р а зр езы
конденсаторов с цен-
тральным потоком пара,
до недавнего времени
изготовлявшихся на
наших заводах, схе-
матично показаны на
фиг. 111 —113. В перво-
начальной конструкции
(фиг. 111) паровоз-
душная смесь через про-
дольные каналы 4 по-
ступает в воздухоохла-
дитель 1 и отсасывается последовательно через горизонтальную 2
и вертикальную 3 трубы для воздуха — это создает значительное
паровое сопротивление, /[ля того чтобы богатая воздухом смесь,
поступающая снизу в воздухоохладитель, не соприкасалась с кон-
денсатом, стекающим в сборник из основного трубного пучка что
могло бы привести к увеличению содержания в конденсате воздуха,
удаление конденсата из конденсатора происходит через отдельные
гидравлические затворы 5 и 6 в сливную камеру 7.
На фиг. 112 показана более поздняя конструкция конденсатора
с центральным потоком пара и кольцевым потоком воды. Пере-
городка J отделяет камеры первого хода (по воде) от второго. Внутри
нее расположен первый ход воды, а снаружи — второй. Перифе-
рийные ряды трубок расположены по радиальной разбивке
с целью уменьшения сопротивления при входе пара в пучок. Спе-
циально выделенного воздухоохладителя трубного пучка не имеется,
а охлаждение отводимой по воздушной трубе смеси производится
в небольшом ребристом воздухоохладителе 2, расположенном в
водяной камере конденсатора. Водяные камеры разделены верти-
кальными перегородками 4, следовательно, конденсатор двухпро-
точный.
Фиг. 111. Поперечный разрез конденсатора с цен-
тральным потоком, пара:
1 — воздухоохладитель; 2, 3 — трубы для воздуха:
4 — продольные каналы; 5, 6 — гидравлические зат-
воры; 7 — сливная камера.
Фиг. 112. Поперечный разрез конденсатора с цен-
тральным потоком пара и кольцевым потоком воды
(разрез по водяной камере):
1 — перегородка, разделяющая камеры первого л вто-
рого ходов воды; 2 — воздухоохладитель; 3 — подводя-
щие патрубки охлаждающей воды; 4 — вертикальные
перегородки в водяных камерах; 5 — сливные патрубки
охлаждающей воды.
Конструкции поверхностных конденсаторов 24У
250
Конденсаторы, napoeeiv турбин
На фиг. 113 показан поперечный разрез одного из двух конден-
саторов с центральным потоком пара для турбины ЛМЗ мощностью
100 мгвт. В верхней части конденсатора встроен подогреватель
низкого давления. Паровые пространства обоих (правого и левого)
конденсаторов турбины соединены трубопроводом для выравнивания
Фиг. 113. Поперечный разрез конденсатора
(левого) с центральным потоком пара для тур-
бины среднего давления ЛМЗ мощностью
100 мгвт (схема):
J — встроенный регенеративный подогреватель низ-
кого давления; воздушный коллектор; 3 — пат-
рубок для слива конденсата; 4 — Вырезы в промежу-
точных перегородках; 5 — щитки для предотвраще-
ния прорыв* пара в воздушный коллектор.
давления в них.
Конденсаторы с цен-
тральным потоком пара,
как установлено нсследо-
ва н и я м и В Т И, обл ада ют
тем недостатком, что у
них, особенно при высо-
кой удельной паровой
нагрузке, наблюдается
значительная неравномер-
ность распределения пара
между верхней и нижней
половинами трубного
пучка. Это вызывается,
по-видимому,двумя обстоя-
тельствами: более благо-
приятными для верхней
половины пучка условия-
ми подхода пара; сопро-
тивлением движению пара,
создаваемым конденсатом,
стекающим не только с
трубки на трубку, но в
данной конструкции так-
же с трубок на располо-
ж с н н ы е сбоку с у ж и в а ю -
щиеся книзу сквозные про-
ходы, чем затрудняется
поступление пара в ниж-
нюю половину трубного
пучка.
Конденсаторы с боковым потоком пара. Копдесаторы с боковым
потоком пара получили наибольшее распространение. На ряде
конструкций (фиг. 114—119) можно проследить ход их развития.
На фиг. 114 показан схематично поперечный разрез по паровому
пространству конденсатора ЛМЗ, выпускавшегося ранее для турбин
в 25 тыс. кет.. Конденсатор двухходовой с раздельными потоками
воды. Наружные пучки трубок 1 образуют первый ход воды. По бокам
расположены воздухоотсасывающие коллекторы 7. Второй ход воды
по внутренним пучкам 3, а также по верхним трубкам 4, которые
расположены по квадратной разбивке (с целью уменьшения сопро-
тивления при входе пара в пучок).
Фиг. 114. Поперечный разрез по паровому про-
странству конденсатора с боковым потоком пара:
1 — пучок трубок первого хода; 2 — крайние ряды
Трубок, между которыми в водяной камере располо-
жена перегородка; 3 — пучок второго хода; 4 — верх-
ние трубки с квадратной разбивкой; 5 — патрубок
выпускной (атмосферной) линии; 6 — козырьки; 7 — воз-
духоотсасывающие коллекторы.
Фиг. 115. Поперечные разрезы конденсатора ЛМЗ с боко-
вым потоком пара типа 25-К-6 (вид с торца с отнятой труб-
ной доской):
1 — корпус конденсатора; 2 — водяные трубки; 3— промежуток для
прохода пара; 4 — промежуточные перегородки; 5 — воздухоотса-
сывающие коллекторы; 6 — опоры; 7 — отверстие для спуска
воды из водяных камер; 8 — трубки первого хода; 9 — трубки вто-
рого хода; 10 — воздушный ребристый холодильник.
Конструкции поверхностных конденсаторов 20 i
ъоноенсаторы, паровых iуро ин
На фиг. 115 показаны поперечные разрезы (левая часть — по труб-
ному пучку, правая — по водяной камере) более поздней конструк-
ции конденсатора ЛМЗ (типа 25-К-6) для турбины мощностью
в 25 мгвпг.
Существенное отличие от предыдущей конструкции заключается
в радиальной разбивке трубок со стороны входа пара, что несколько
Фиг. 116. Поперечный разрез
конденсатора ЛМЗ типа
50-КЦС-2:
1 -- воздухоохладитель: 2 — пучок
трубок в виде зигзагообразной
ленты.
уменьшает паровое сопротивление.
Как и в предыдущей конструкции, не
имеется выделенной поверхности тру-
бок для охлаждения паровоздушной
смеси, но воздухоотсасывающие па-
трубки при проходе через водяную
камеру снабжены ребристым холодиль-
ником. Более поздняя конструкция
конденсатора ЛМЗ типа 50-КЦС-2
с боковым потоком пара показана на
фиг. 116. Существенные отличия от пре-
д ы д у [ । (ей кон ст р у к ци и з а к л ю ч а юте я в
наличии небольшого воздухоохлади-
теля и выполнении второго по ходу
пара пучка (т. е. первого по воде) в
виде зигзагообразной ленты для умень-
шения парового сопротивления. Этот
конденсатор, как и другие более
позднего выпуска, цельносварной, что
упростило и удешевило конструкцию и
обеспечило лучшую воздушную плот-
ность. Устройство второго по ходу
пара пучка в виде зигзагообразной ленты незначительно
уменьшает общее паровое сопротивление, которое в основном опре-
деляется паровым- сопротивлением первого по ходу пара пучка.
К тому же при отсутствии развитого воздухоохладителя очень
малая скорость паровоздушной смеси в зигзагообразном пучке
является недостатком конструкции (ухудшение теплообмена с паро-
вой стороны).
Ранее отмечалась целесообразность устройства не только входных
тупиковых каналов для развития поверхности со стороны входа пара
в отдельные пучки, но и внутренних отводных каналов, для того
чтобы обогащенная смесь не смешивалась с поступающим в следую-
щий пучок паром. Эта задача может быть решена и иным путем —
ств т м ларо? здушной смеси непосредственно в воздухоохладитель
при помоги с? шпальных <ъоздушяык> труб. Такое решение было
применено в двухходовом конденсаторе с раздельными потоками
воды типа ДК-20-120 (фиг. 117). Верхний пучок сконструирован
по типу конденсатора с центральным потоком пара, проходящим
от периферии к центру, а воздушная смесь собирается в горизонталь-
ных трубах /, имеющих снизу отверстия, и через наклонные трубы 2
I у J V
отводится в среднюю часть воздухоохладителя 3. Рациональным
является сужение сечения воздухоохладителя к месту отсоса воздуха.
Расположение ходов воды по отношение к потоку пара в данной кон-
струкции параллельное — это целесообразнее, чем последовательное
Фиг. 117. Поперечный разрез судового конденсатора:
1 и 2 — трхтбы для отвода паровоздушной смеси в воздухоохла-
дители 3: 3 — воздухоохладители.
в предыдущих конструкциях. Недостаток конструкции — малое
сечение центрального прохода для пара и плохой доступ пара, а сле-
довательно, и низкая паровая нагрузка части нижнего пучка, распо-
ложенной над воздухоохладителем.
Большим достижением является конструкция конденсаторов,
выпускаемых ЛМЗ с 1950 г. (фиг. 118). Эта конструкция, выполняе-
мая цельносварной, в настоящее время стала у нас типовой. Значи-
тельное уменьшение парового сопротивления достигнуто в резуль-
254
Конденсаторы пароаых турбин
Конструкции поверхностных конденсаторов
Фиг. 118. Конденсатор ЛМЗ типа 25-КЦС-8 (для морской воды):
1 — крышки водяных камер; 2 — сливной трубопровод охлаждающей воды; 3—передняя водяная камера; 4 — труб-
ные доски; 5 — корпус конденсатора; 6 — лазы: 7 — листовая резина с парусиновой прокладкой; 8 — ребра жестко-
сти; 9 — косынки; 10, /J—распорные стержни; 12 — промежуточные перегородки; 13 — листы для отвода конденсата;
/4 — распорные трубы; 15 — короб атмосферного предохранительного клапана; 16 — выхлопной паропровод в атмо-
сферу; 17 — задняя водяная камера; 18 — патрубки для отсоса воздуха к эжектору; 19 — сборник конденсата;
.20 — опорные пружины; 21 — стаканы пружин; 22 — подъемные болты; 23 — опорные планки; 24 — фундаментные
плиты; 25 — напорный трубопровод охлаждающей воды; 26 — дверца; 27 — болт; 28 — прямоугольная резиновая
прокладка; 29 — прокладка из парусины на сурике; 30 — шпильки с буртиками для крепления 4; 31 — трубки латун-
ные; 32 — цинковые протекторные пластины; 33 — водяной затвор; 34— водоуказательный прибор; 35 — вертикальный
стояк присоединительных трубок к прибору 34', 36 — подмотка; 37 — перегородка передней водяной камеры.
го
О’»
СП
256
Конденсаторы паровых турбин
тате следующих мероприятий: трубки обоих пучков расположены
в виде зигзагообразных лент; пар проходит не последовательно через
два пучка трубок (как на фиг. 114—116), а параллельно, как через
нижний, так и через верхний пучок; рационально устроены дренаж-
Фиг. 1J9. Современная компоновка
поверхности охлаждения конден-
сатора.
ные перегородки, при помощи кото-
рых стекающий с верхнего пучка
конденсат отводится к поперечным
перегородкам конденсатора, благо-
кающим конденсатом сечения для
прохода пара. Целесообразным в
данной конструкции является также
выделение части трубного пучка в
качестве воздухоохладителя и уст-
ройство щитков с гидравлическим
затвором под нижними пучками,
что препятствует проходу пара по-
мимо пучков к воздухоохладителям.
На фиг. 119 показан один из
новых вариантов конденсаторов, раз-
работанных нашими заводами. Пучок
состоит из одной зигзагообразной
ленты с сильно развитой поверхно-
стью со стороны входа пара и глу-
бокими каналами для отвода паро-
воздушной смеси. Расширен цен-
тральный сквозной проход для пара,
изменено очертание воздухоохлади-
теля с целью увеличения скорости
паровоздушной смеси в нем. Благо-
даря компоновке трубного пучка в
виде зигзагообразных лент стало
возможным значительное увеличение поверхности охлаждения кон-
денсатора при небольшом паровом сопротивлении. В настоящее
время для турбин большой мощности имеются конденсаторы в
одном корпусе с поверхностью охлаждения до 12 000 м2 и расчет-
ным давлением рк = 0,03 ~ 0,035 сипа (при температуре охлаждаю-
щей воды t' " 10-4- 12°).
Рациональная компоновка трубного пучка. Некоторые рацио-
нальные компоновки трубных пучков разработаны при реконструк-
ции конденсаторов устаревших или несовершенных типов, в том числе
нерегенеративных. Модернизация этих конденсаторов с учетом совре-
менных требований может дать значительный технико-экономический
эффект, что подтверждается рядом успешно проведенных работ.
Основное эффект в результате реконструкции достигается углубле-
нием вакуума, а при модернизации нерегенеративных конденсато-
ров — устранением переохлаждения конденсата. Реконструкция
Конструкции поверхностных конденсаторов
257
может быть проведена и для дополнительного улучшения условий
эксплуатации, например, повышения качества конденсата путем
перехода с сальникового уплотнения трубок на их развальцовку,
сокращения продолжительности вынужденных остановок путем пере-
делки конденсатора на двухпоточный и т. д. Имеющийся у нас боль-
шой опыт по модернизации конденсаторов, выполненной преимуще-
ственно по рекомендациям ВТИ, показывает целесообразность рекон-
Фиг. 120. Реконструкция регене-
ративного конденсатора.
а — трубный пучок до реконструкции;
б — трубный пучок после реконструк-
ции.
Фиг. 121. Трубный пучок судо-
вого конденсатора (до рекон-
струкции).
струкции любого нерегенеративного конденсатора, а в ряде случаев
и регенеративных. Снижение удельного расхода топлива на выработку
электроэнергии в результате реконструкции конденсатора может
составлять, в зависимости от типа реконструируемого конденсатора
и других местных условий, примерно от 0,5 до 2,5%. Получаемая
экономия за короткий срок (обычно менее одного года) окупает
затраты на реконструкцию.
На фиг. 120 показан сильно нагруженный регенеративный кон-
денсатор после реконструкции, трубный пучок которого имел ряд
глубоких проходов, деливших пучок, на узкие «языки» с плохим
отводом из них паровоздушной смеси. Основная идея реконструкции
заключается в том, чтобы при неизменной поверхности охлаждения
обеспечивался организованный отвод паровоздушной смеси через
внутренние каналы непосредственно в воздухоохладители, поверх-
ность которых была несколько увеличена. Это было осуществлено
при помощи установки новых трубок, перекрывших некоторые про-
ходы, удаления части существующих трубок и перестановки перего-
родки, отделяющей воздухоохладитель от основного пучка.
На фиг. 121 показай трубный! пучок судового конденсатора (для
него характерно эллиптическое очертание корпуса соответственно
очертанию корабля), а на фиг. 122—варианты его реконструкции.
Первоначальная конструкция имеет ряд существенных недостатков:
17 Бермал
539
258
Конденсаторы паровых турбин
Фиг. J22. Рациональные формы трубного
пучка судового конденсатор!-
ft — Первый вариант; б — второй вариант.
дл инн ы й и уть дв и жения
пара, а следовательно,
высокое паровое сопроти-
вление; малое сечение в
верхней части централь-
ного сквозного прохода
и поэтому ухудшение под-
вода пара по периметру
нижней части трубного
пучка; недостаточное раз-
витие поверхности печка
со стороны 'хода пара;
наличие смешения пара,
поступающего в пучок из
нентралиного прохода, с
движущейся сверху обога-
щенной воздухом смесью.
В вариантах р с ко 11 стр у к -
ции (фиг. 122) предусмо-
трено значительное увели-
чением живого сечения
со стороны входа пара.
Это достигается увеличе-
нием периметра (фиг. 122,а)
или применением боль-
шего шага разбивки
(фиг. 122, б). 11амсчено
также устройство внут-
ренних каналов для отвода
паровоздушной смеси в
возду хоохл ади тел ь, пре-
дусмотрено увел и чение
скорости смеси в возду-
хоох чаднтеле за счет
меньшего шага трубок
(фиг. 122, а) и постепен-
ного уменьшения сечения
((риг. 1 22, б).
Аналогичная компо-
новка одного пучка двух-
х одо в о го к о и де н са тора,
предложенная ВТИ и
успешно осуществленная
на одной электростанции
при коренной переделке
конденсатора, показана
на фиг. 123. На фиг. 124
Фиг. 123. Компоновка поверхности охлаждения
двухходового конденсатора.
i
Фиг. 124. Рекон-
струкция кон-
денсатора с цен-
тральным пото-
ком пара:
1 и 5 —вновь уста-
новленные водо-
улавливающие пе-
регородки; 2 —
удаленные части
существующих
перегородок (по-
казаны штрихо-
вой линией); 3 и
6 — участки уда-
ленных трубок
(зачернены пол-
ностью); 4 — уча-
сток вновь уста-
новленных трубок
(зачернены напо-
ловину).
Конструкции поверхностных конденсаторов
Ю
Сп
КО
2 60
Конденсаторы паровых Турбин
показан выполненный на трех одинаковых агрегатах проект
реконструкции регенеративного конденсатора с центральным
потоком пара (см. фиг. 111). Основным мероприятием при
проведении реконструкции является установка посередине труб-
ного пучка горизонтальных корытообразных перегородок 1 и 5.
улавливающих весь конденсат, стекающий с верхней части пучка,
и дренирующих его в сторону трубных досок и промежуточных пере-
городок. Кроме того, был изменен метод отвода паровоздушной
смеси к эжектору: вместо отвода его вверх (фиг. 111) отвод сделан
через заднюю водяную камеру, что позволило на участке 4 поста-
вить дополнительные трубки. Были также расширены боковые про-
ходы для пара в нижней части конденсатора путем удаления части
трубок на участке 6. В результате этих мероприятий заметно умень-
шилась неравномерность распределения пара между верхней и ниж-
ней половинами трубного пучка, что привело к углублению вакуума
в среднем на 1 % и к устранению некоторого переохлаждения кон-
денсата, наблюдавшегося в зимнее время при высоких нагрузках
агрегата.
В случае' удаления чагти трубок при реконструкции конденсатора
Необходимо считаться с увеличением скоросги воды в трубках и с воз-
растанием сопротивления конденсатора. Поэтому необходимо про-
верять, чтобы скорость воды ие превышала пределов (см. § 4), обу-
словленных условиями предотвращения коррозии трубок. Нужно
также произвести проверку гидродинамического сопротивления.
§ 43. ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ
В настоящее время применяется двусторонняя развальцовка кон-
денсаторных трубок, поэтому интересно определить максималь-
ные термические напряжения в трубках при разных режимах работы
конденсатора. Результаты расчетов для одноходового конденсатора,
выполненных П. К. Гришуком по упрощенной формуле (9) и в пред-
положении, что нагрев воды 3/ 8°, показаны на фиг. 125. Наи-
большие термические напряжения возникают в трубках, расположен-
ных в зоне охлаждения паровоздушной смеси. При работе с глубо-
ким вакуумом напряжения относительно невелики, но резко возра-
стают как при ухудшении вакуума, так и при понижении темпера-
туры охлаждающей воды.
В многоходовых конденсаторах термические напряжения могут
быть па 10- 20% больше, чем в одноходовых. «Монтажная» темпера-
тура не оказывает существенного влияния на величину термиче-
ских напряжений.
На фиг. 126 показал полученный расчетным путем характер изме-
нения продольной силы в трубках 24/22 мм. При пизкон темпера туре
охлаждающей воды все трубки растянуты, сильнее всего со стороны
отсоса Паровоздушной смеси. При высокой температуре охлаждаю-
щей воды трубки со стороны поступления пара сжаты, а со стороны
Элементы конструкции
261
отсоса смеси растянуты, но максимальные продольные силы в этом
случае меньше, чем при низкой температуре воды. В большей части
трубок возникают небольшие напряжения и только в незначительной
части трубок, расположенных на периферии трубной доски и у анкер-
ных связей (если они имеются), напряжения повышенные.
Результаты экспериментальных исследований ЛМЗ и др. с одиноч-
Фиг. 125. Термические напря-
жения в трубках одноходового
конденсатора в зависимости
от давления отработавшего
пара и температуры охла-
ждающей воды (температура
металла во время вальцева-
ния 20°):
/ — трубки воздухоохладителя
на выходе паровоздушной смеси;
2— трубки на стороне входа пара.
ной трубкой показывают, что пре-
вышение предела текучести про-
Фиг. 126. Изменение продоль-
ном силы в трубках одноходо-
вого конденсатора по ходу
движения пара в трубном
пучке (температура металла
во время вальцевания 20°):
1 — температура охлаждающей
воды Г — 1° С. давление в кон-
денсаторе р — 0.03 ата, коэф-
фициент теплоотдачи с водяной
стороны а->— 4600 ккал!м* час °C;
2 — Г = 26°; рк = 0,075;
az = 6700.
исходит, если температура корпуса превышает температуру трубки
на 60°. В условиях же нормальной эксплуатации не должно быть
такого явления. Экспериментально установлено, что вырывающее
усилие, т. е. усилие, позволяющее вырвать трубку из уплотнения,
всегда намного превышает максимальные усилия, которые могут
возникнуть в самых неблагоприятных случаях. Поэтому способ кре-
пления трубок развальцовкой вполне надежен и получил повсе-
местное применение. В практике почти не наблюдается случаев
повреждения развальцованных трубок из-за термических напряже-
ний. Но нередко может быть «сезонное» понижение гидравлической
плотности конденсатора вследствие расстройства вальцовочных сое-
динений. Эта «сезонность» объясняется значительным влиянием тем-
262
Конденсаторы паровых турбин
пературы охлаждающей воды на воинлп гермачесле \ i
в трубках (фиг. 126). Наличие напряжений в трубках увеличивает
скорость коррозии, что подтверждается как опытом работы устано-
вок, так и большим эксперпме1Г1альпым материалом. Значительное
уменьшение термических напряжений в трубках может быть достиг-
нуто установкой компенсатора на корпусе конденсатора или эластич-
ным соединением трубной доски с корпусом. Эти методы не нашли
распространения в наших конструкциях, хотя встречаются в некото-
рых зарубежных. Применение их представляет особый интерес для
конденсаторов при работе на морской воде или воде, обладающей
агрессивными свойствами, а также в установках сверхвысокого
давления в связи с повышенными требованиями к водяной плотности
конденсаторов.
При конструировании конденсатора обязательна проверка трубок
на вибрацию. Этот вопрос излагается в курсах теории колебаний.
Кроме того, необходима проверка на прогиб- При стреле прогиба
больше 2—2,5 мм необходима постановка промежуточных перего-
родок (опор). Проверка труб на прочность от внутреннего давления
и изгиба нс нужна.
Трубные доски
Трубный пучок конденсатора помимо трубок состоит из трубных
досок (решеток), промежуточных перегородок (промежуточных труб-
ных досок), а иногда имеет продольные связи между трубными
досками.
Толщина трубных досок определяется расчетом на прочность
и составляет обычно 20 30 мм. Для установок со сверхвысокими
и гверхкри! iJ'iecKUMi! параметрами пара желательна толщина 30 мм
для обеспечения плотного н прочного вальцовочного сопряжения
с трубками.
В прежних конструкциях конденсаторов трубные доски крепи-
лись болтами к фланцам корпуса конденсатора и водяных камер,
болты (все или часть их) имеют буртики со стороны водяной камеры,
что позволяет снимать ее без отсоединения трубной доски от корпуса
конденсатора. Такая конструкция применяется и в настоящее время
при работе на агрессивной воде (фиг. 118, узел И). В современных
цельносварных конструкциях конденсаторов трубная доска ввари-
вается в корпус. Промежуточные перегородки делают сейчас всегда
из стали, раньше встречались и чугунные. Толщина их обычно
меньше, чем трубных досок, и составляет 10—20 мм. Разбивка отвер-
стий для трубок та же, что в основных досках, но смещена вверх для
обеспечения взаимного плотного контакта. При трех-четыре,х пере-
городках смещение крайних перегородок около 3 мм, а средних —
5 зьч.. Большее смещение излишне и затрудняет установку трубок.
Основное назначение смещения перегородок — обеспечить их надеж-
ный контакт с трубками. Известны случаи сильной вибрации трубок,
Элементы конструкции
263
городок. Прогни грхоок в некоторой мере спосооегвуст стеканию
конденсата вдоль трубок к трубным доскам, т. е. некоторому умень-
шению парового сопротивления. Крепление перегородок к корпусу
раньше производилось болтами или заклепками к ушкам, приварен-
ным к корпусу, или отлитым заодно при чугунных корпусах. В настоя-
щее время в цельносварных конструкциях промежуточные перегородки
привариваются изнутри к корпусу. В
мых для оановки трубок, в промежу-
тки н-’ ’ г<- ’’- - ”• лс.х а:-от бсjл ь шие вы-
резы для облегчения движения пара к
концам конденсатора (см. фиг. ИЗ—116).
В паровом пространстве конденсатора
обычно помещаются различные продоль-
ные щитки (перегородки): для отделения
воздухоохладителя, для дренажа конден-
сата и 'г. п. Простая конструкция креп-
ления их к основным и промежуточным
трубным доскам показана на фиг. 118. Так
как давления в водяных камерах и в па-
ровом пространстве различны, трубные
доски стремятся прогнуться в сторону
парового пространства. Чтобы воспрепят-
ствовать этому, при сальниковом уплотне-
нии трубок между трубными досками
уста и ав л 11 в ал и с ь п р о д ол ь и ы е распорные
или анкерные связи (трубы) (см. фиг. 109).
При применяемой сейчас развальцовке
обоих концов трубок опп выполняют одновременно и функции про-
дольных связей, которые поэтому в новых конструкциях почти
не псполь дуются для скрепления трубных досок.
Гидравлическое уплотнение вальцовочных соединений является
одним из методов длительного сохранения их высокой плотности.
Каждая трубная доска (фиг. 127) состоит из двух листов с полой
камерой между ними. Трубки развальцованы в обоих листах. Камера
гидравлического уплотнения заполнена из напорного бачка конден-
сатом, давление которого несколько превышает давление охла-
ждающей воды. Это устраняет возможность попадания воды в паро-
вое пространство конденсатора. Недостатком конструкции, помимо
некоторого усложнения, является недоступность для осмотра валь-
цовочных соединений внутреннего листа, причем серьезное наруше-
ние плотности соединений может потребовать подвальцовки всех
или большого количества трубок.
В настоящее время усиленно работают над другим методом пред-
отвращения присоса охлаждающей воды из-за растройства вальцо-
вочных соединений. Таким методом является нанесение уплотняющих
покрытий из резины или соединений цинка (наносится металлизацией)
местах, нс используе-
Фиг. 127. Гидравлическое
уплотнение развальцованных
конденсаторных трубок:
1 — водяная камера; 2 — труб-
ные доски; 3 — паровое прост-
ранство конденсатора.
264
Конденсаторы паровых турбин
Корпус и водяные камеры
Корпус конденсатора выполняется в настоящее время сварным
из стальных листов. В старых конструкциях встречаются клепаные
корпусы, а иногда и чугунные (см. фиг. 109). Корпус конденсатора
подвергается наружному сжатию из-за разности атмосферного давле-
ния и разрежения в конденсаторе. Для предотвращения деформации
и уменьшения толщины листов он снабжается наружными ребрами
жесткости в виде различных профилей (уголков, швеллеров, тавров
и т. и.), привариваемых к корпусу. В верхней части корпуса, сопри-
касающейся с выхлопным патрубком турбины и состоящей обычно
из ii.’kickiix листов (см. фиг. I 18). ребра жесткости привариваются
и с внутренней стороны корпуса, а к ним для повышения жесткости
корпуса привариваются продольные и поперечные распорные
стержни. Толщина стенки корпуса обычно 8—12 мм. В крупных
цельносварных конденсаторах ЛМЗ для турбин мощностью 25 мгвт
при диаметре трубной доски Dmp - 2,9 м толщина стенок 10 мм,
а для турбин мощностью 50 и 100 мгвт (JDmp — 3,7 лг) — 12 мм.
Водяные камеры в старых конструкциях составляли отдельный
элемент, который присоединялся болтами к корпусу и трубным
доскам. Устройство водяных камер в виде отдельных (съемных)
элементов часто применяется и в настоящее время при работе на агрес-
сивной воде (см. фиг. 118).
Водяные камеры следует конструировать так, чтобы воздух,
выделяющийся при нагреве воды, не скоплялся вверху камер;
верх сливного патрубка должен быть выше верхнего ряда трубок.
За последние годы у пас повсеместно (за редкими исключениями,
и то лишь при агрессивной воде) перешли к цельносварным кон-
струкциям конденсаторов. При этом обе водяные камеры имеют тот же
профиль, что и корпус, т. е. являются как бы его частью. Помимо
повышения герметичности, достигается значительное уменьшение
веса. Вес довоенных конденсаторов ЛМЗ для турбин 25 мгвт со-
ставлял 45 пг, для турбин 50 мгвт — 81 т, а новых конденсаторов
при той же поверхности охлаждения соответственно 32 и 53 т, т. е.
уменьшение веса составляет 30 -35%.
При конструировании и изготовлении больших конденсаторов
нужно обеспечить их транспортабельность по железной дороге.
Конденсаторы для турбин до 25 мгвт включительно (поверхность
охлаждения 1750- 2000 м~) отправляются с завода-изготовителя
на место монтажа в собранном виде. Конденсаторы для турбин мощ-
ностью 50 мгвт и выше не удается вписать в железнодорожные
габариты и для перевозки конденсаторы разбираются на несколько
крупных блоков: верхняя часть с плоскостью стыка над трубным
пучком и две нижние половинки.
Крышки водяных камер по условиям эксплуатации (смена трубок,
подвальцовка, чистка) делаются съемными, при этом должно быть
обеспечено герметическое соединение как с фланцами водяных камер,
Элементы конструкции
265
так и с перегородками в них (для избежания перетекания воды из
из одной половины камеры в другую, минуя трубный пучок). Чтобы
крышки, подвергающиеся давлению воды, не получились тяжелыми,
их закрепляют при помощи связей (шпилек), проходящих через
водяные камеры и приваренных одним концом к трубной доске.
В конденсаторах с раздельными потоками воды крышки состоят
из двух половин, причем
стык находится на верти-
кальной перегородке водя-
ных камер. Конструктив-
ное оформление этих узлов
показано па фиг. 1 18.
Атмосферный клапан
Антом а т и чески й атм о -
сферпый клапан предпа-
з на чается дл я п р едо хра-
нения конденсатора от
повышения в нем давления
выше атмосферного в слу-
чае какой-либо неисправ-
ности конденсационной
установки, например,
срыва подачи охлаждаю-
щей воды вследствие вы-
ключения эл е к т р омото ров
циркуляционных насосов.
Кроме того, в турбинах
малой мощности и неко-
торых специальных та юй
клапан дает возможность
Фиг. 128. Автоматический атмосферный клапан:
1 — шток: 2 — шпиндель; 3 — маховик: 4 — трубка
для отвода воды из-под поршня в конденсатор;
5 — бронзовая рубашка; 6 — поршень; 7 — стакан
нижней крышки; 8 — нижнее бронзовое седло:
— желобок для уплотнения седел: 10 — верхнее
седло из баббита; 11 — тарелка; 12 — трубка под-
вода воды для уплотнения.
конденсаторе прижата к седлу собствен-
работы на выхлоп, т. е. с
вы и у с к ом от р а б о та в ш с го
пара турбины непосредст-
вен по в атмосферу, минуя
труби ы и и у ч о к коп де пса-
тора. В атмосферном кла-
пане (фиг. 128) тарелка 11
при наличии разрежения в
пым весом и разностью атмосферного давления над ней и разреже-
ния в конденсаторе под ней. При повышении давления в конденсаторе
сверх атмосферного клапан открывается и выпускает пар в атмо-
сферу. Во избежание ударов и повреждений седел при опускании
тарелки предусмотрена ’ паровая, подушка, образуемая паровым
поршнем 6 на нижнем конце штока и стаканом 7 нижней крышки.
Собирающийся на дне стакана конденсат отводится в конденсатор.
Разрез по ДД
А
а)
5)
фиг. 129. Автоматический
клапан -ди а фр агма:
а — общий вид; б — деталь
установки уплотнительной про-
кладки; / — ручка; 2 — седло
клапана; 3 — тарелка; 4 и
5 - - прижимные кольца: 6 —
ушки; 7 — рычаги; 8 — валики;
9 — протекторные цинковые
пластины; 10 и 13 — картонные
прокладки; 11 — колпачковая
гайка; [2 — пароннтовая про-
кладка; 14 и /5 — трубопро-
воды для заливки
лллгана обеспечивается подводом в кольцевой желобок 9
воды для уплотнения. Маховик 3 служит для открывания клапана
вручную при работе на выхлоп, для срыва вакуума, а также для
проверки, нет ли заеданий в клапане.
Для мощных турбин атмосферный клапан представлял бы гро-
моздкую и тяжелую конструкцию. К тому же его работа свелась
бы к единственной в данном случае функции предохранительного
клапана. Как показывает практика, в нормальных усло-
виях эксплуатации предохранительному клапану очень редко при-
ходится срабатывать. Поэтому применяется атмосферный предохра-
нительный клапан-диафрагма, состоящий из тарелки с разрывной
прокладкой из паронита толщиной 0,5 мм (фиг. 129).
При незначительном увеличении давления в конденсаторе выше
атмосферного паронитовая прокладка разрывается, тарелка припод-
нимается в сторону и отработавший пар удаляется в атмосферу.
Клапан располагается в специальном коробе 15 (см. фиг. 118), вварен-
ном в верхнюю часть конденсатора и имеющем лаз для ревизии кла-
пана. Непосредственно к коробу примыкает выпускной паропро-
вод. Для уплотнения тарелка сверху заливается конденсатом, кото-
рый подводится в короб, предусмотрен также слив конденсата из ко-
роба во избежание его переполнения. В турбинах ЛМЗ более поздних
выпусков предохранительный клапан-диафрагма встроен в крышку
цилиндра турбины. Поскольку на современных мощных турбинах
нельзя работать при значительном ухудшении вакуума,
не говоря уже о его срыве, сейчас все большее распространение полу-
чают вакуум-реле, автоматически останавливающие турбину при
достижении предельно допустимого давления отработавшего пара.
§ 44. ДРУГИЕ СИСТЕМЫ КОНДЕНСАТОРОВ
Воздушные и испарительные конденсаторы
В стационарных паротурбинных установках применяются в настоя-
щее время почти исключительно описанные поверхностные конден-
саторы с водяным охлаждением. В передвижных паротурбинных
установках, а также при поршневых паровых машинах используются
воздушные и испарительные конденсаторы, а также конденсаторы
смешения.
В воздушных конденсаторах охлаждающей средой, поглощаю-
щей тепло от конденсирующего пара, является атмосферный воздух.
Принципиальная схема паросиловой установки с воздушным
конденсатором следующая. Из парового двигателя (турбины или
порш не во й машины) отработавший пар поступает в воздушный
конденсатор , который, очевидно, может быть только поверхностным
теплообменным аппаратом. Тепло конденсирующегося пара отби-
рается воздухом, который подается к конденсатору вентилятором.
Принципиально возможна подача воздуха и -без вентилятора при
268
Конденсаторы паровых турбин
помощи естественной тяги нагреваю-
щегося в конденсаторе воздуха. Кон-
денсат используется для питания кот-
лов. На железнодорожном транспорте
находятся в эксплуатации паровозы
серии СОК с воздушным конденсато-
ром. расположенным на тендере. Кон-
денежшч пара в них без вакуум пая,
т. е. при давлении, близком к атмо-
сферному (несколько выше). По лите-
ратурным данным, за границей было
построено в безводных районах не-
сколько стационарных установок не-
большой мощности — 2—2,5 тыс. кет
с воздушными конденсаторами. В СССР
эксплуатируются несколько энерго-
поездов типа В-5000, изготовленных
американской фирмой Вестингауз, па-
ровые турбины которых мощностью
5 тыс. кет снабжены воздушными
конденсаторами.
Существенная особенность тепло-
обмена в воздушных конденсаторах
заключается в большой разнице значе-
ний коэффициентов теплоотдачи со сто-
роны пара и воздуха. Среднее значе-
ние первого из них, как и в конден-
саторах с водяным охлаждением, по-
рядка. 6000 ккал/м2 час °C, а значение
второго обычно не превышает 60—
80 ккал/м2 час °C. Поэтому для увели-
чения теплоотдающей поверхности со
стороны воздуха всегда применяется
оребрение, причем коэффициент ореб-
рения доходит в некоторых конструк-
циях до 10—20.
Конденсационная установка энерго-
поезда В-5000 размещена на двух же-
лезнодорожных платформах (фиг. 130).
На каждой платформе установлено по
восьми секций конденсаторов (по четыре
с каждой стороны). Между двумя
рядами секций вдоль платформы имеется
коридор, из которого четыре осевых
вентилятора отсасывают нагретый в
конденсаторах воздух и выбрасывают
его в атмосферу. Производительность
llpy&ue системы конденсаторов
269
каждого вентилятора 170 000 м3/час при напоре 63,5 льи'вод. ст.
Суммарная мощность электродвигателей привода вентиляторов
в обоих вагонах 442 квпг или 8,8% номинальной мощности
электропоезда. Это значительно выше расхода энергии на по-
дачу воды циркуляционным насосом в обычных конденсаторах с во-
дяным охлаждением. Схема сек-
ции воздушного конденсатора та-
кого энергопоезда показана на
фиг. 131. Секция состоит из
десяти рядов оцинкованных с
обеих сторон стальных ребристых
трубок J, расположенных в шах-
матном порядке и развальцован-
ных в трубных досках 2. Отра-
ботавший пар поступает из тур-
бины в короб 3, поднимается по
трубкам I, а образующийся кон-
денсат стекает обратно в короб 3,
откуда удаляется в сборник кон-
денсата, не показанный на фиг. 131.
К верхней трубной лоске примы-
-л: - ' < 7. лритлч
верь а я из ни.-. имеет пере, op одни Д',
делящие внутреннюю камеру,
образуемую этой крышкой, на
отдельные отсеки. В крышке 6
имеются регулировочные сопла 8,
подбором сечения которых должно
достигаться равномерное распре-
Фиг. 131. Схема секции воздушного
конденсатора энергопоезда В-5000:
/ — трубки; 2 ~ трубные доски; 3— паро^
вой короб (сборник конденсата): 4 — ка-
мера отсоса: 5 — клапан: 6 и 7— крышки;
8 — регулировочные сопла; 9 — перего-
родки.
деление конденсирующегося пара
но трубкам. Четыре правых от-
сека (восемь рядов трубок) соеди-
нены со стороны пара параллельно,
а левый отсек присоединен к ним
последовательно, причем он дол1-
жен выполнять функции воздухо-
охладителя. Образующийся в нем конденсат стекает в камеру 4 отсоса,
а на линии отсоса паровоздушной смеси, идущей к эжектору,
расположен игольчатый клапан 5, регулировкой которого должно
достигаться равномерное распределение нагрузки на отдельные сек-
ции конденсатора.
В процессе эксплуатации описанных конденсаторов выявился
существенный недостаток конструкции: разрушение отдельных
трубок, вследствие замерзания в них конденсата уже при тем-
пературе наружного воздуха ниже —10°, что объясняется не-
равномерным распределением конденсируемого пара между труб-
ками.
270
Конденсаторы паровых турбин
Для устранения этого недостатка И. К. Гришук предложил
изменение конструкции, которое может несколько улучшить работу,
но не устранит других существенных недостатков воздушного кон-
денсатора: малый коэффициент теплопередачи, равный 55—
70 ккал/м1 час °C (по оребренной поверхности) и соответственно
низкая удельная паровая нагрузка порядка 4 /<?Лч2 час\ вынужден-
ный вынос конденсатора наружу и длинные трубопроводы повышают
Фиг. 132. Схема испарительного конденсатора:
I — конденсатор: 2 — сборный бассейн: 3 циркуляционный насос.
металлоемкость и громоздкость, что приводит к повышенному паро-
вому сопротивлению и невозможности практически обеспечить высо-
кую воздушную плотность. Значительные присосы воздуха и высокое
паровое сопротивление не дают возможности работать на глубоком
вакууме. Имеются предложения применять воздушные конденсаторы
р. стационарных паротурбинных' установках, в частности, в северных
районах, однако из-за отмеченных недостатков это представляется
мало перспективным. Достаточно длительный опыт эксплуатации
воздушных конденсаторов подтвердил отсутствие сколько-нибудь
заметной коррозий сталиных трубок с двусторонней оцинковкой.
Методика теплового расчета воздушных конденсаторов детально
изложена в работах Л. И. Шефтеля и II. К. Гришука. В работе
последнего приводятся также данные и расчетные формулы коэф-
фициента теплопередачи и гидродинамического сопротивления по воз-
душной стороне конденсаторов энергопоезда В-5000.
В испарительных конденсаторах охлаждающим рабочим телом,
поглощающим тепло конденсируемого пара, являются одновременно
вода и воздух. Эти конденсаторы (схема показана на фиг. 132) со-
стоят из трубного пучка или змеевиковых труб (иногда ребристых),
внутри которых проходит конденсируемый нар. Наружная поверх-
ность труб омывается струйками воды, а также потоком воздуха,
циркуляция которого создается естественной, а иногда искусствен-
ной тягой. Некоторая часть охлаждающей воды испаряется, а боль-
Другие системы конденсаторов 271
шая часть стекает в сборный бассейн, откуда насосом непрерывно
подается для орошения конденсатора. Тепло конденсируемого пара
идет на нагрев воздуха (около 30%) и на испарение воды (около 70%).
Удельная паровая нагрузка поверхности охлаждения составляет 5—
6 кг/м2 час. При вертикальных латунных трубах (Применялись
и медцые) и искусственной циркуляции воздуха удельная паровая
нагрузка доходит до 39 кг/м2 час, но это достигается при помощи
большого расхода энергии на вентиляторы и насосы (до 10% от
обшей выработки энергии).
В современных паротурбинных установках испарительные кон-
денсаторы не применяются по ряду причин: необходимость распо-
ложения вне здания, а следовательно, длинные паропроводы отра-
ботавшего пара и значительная потеря давления в них, большие
размеры из-за низкого коэффициента теплопередачи, значительные
присосы воздуха (поэтому невозможность создания глубокого ва-
куума) из-за большого количества фланцевых и всякого рода соеди-
нений в самом конденсаторе; зависимость работы от атмосферных
условий и в связи с этим трудность поддержания устойчивого режима.
Смешивающие конденсаторы
В смешивающих конденсаторах конденсация пара осуществляется
непосредственным смешением его с охлаждающей водой. По принципу
действия их можно разделить на два разных типа. В первом из них,
наиболее распространенном, который обычно и называют смеши-
вающим конденсатором, конденсация пара осуществляется непо-
средственным соприкосновением с охлаждающей водой, разбивае-
мой на отдельные мелкие струйки или капли. Во втором, эжектор-
ном или струйном, конденсаторе, конденсация пара происходит
на поверхности одной или нескольких мощных струй охлаждающей
воды, движущихся с большой скоростью.В свою очередь, смешиваю-
щие конденсаторы в зависимости от взаимного направления конден-
сируемого пара и охлаждающей воды могут быть прямоточными и про-
тивоточными (фиг. 133).
11еобходимо удалять растворенный в охлаждающей воде воздух,
который выделяется в условиях нагрева и вакуума. Удаление воз-
духа нужно производить в том месте, где уже сконденсирована ос-
новная масса пара, т. е. в противоточных конденсаторах — вверху,
а в прямоточных — из нижней части.
Для интенсификации процесса конденсации, обусловливаемого
теплообменом между паром и охлаждающей водой, необходимо уве-
личивать площадь их взаимного соприкосновения. Это достигается
или подачей воды в конденсатор через небольшие сопла (фиг. 133, а),
причем вода распыливается из-за разности давлений в водяной камере
и рабочем пространстве конденсатора, или же последовательным
стеканием воды струйками с одного дырчатого противня (тарелки)
на другой (фиг. 133, б). Тот и другой методы применимы как для
№
Конденсаторы паровых турбин
прямоточных (чаще применяется первый), так и противоточных кон-
денсаторов (чаще применяется второй). Дырчатые тарелки могут
быть в виде сегментов, согласно фиг. 134 (проще по конструкции),
или в виде дисков и колец (фиг. 133, б).
Основным преимуществом смешивающих конденсаторов, по срав-
нению с поверхностными той же производительности, является про-
Фиг. 133. Схемы смешивающих конденсаторов:
а — прямоточный: б — противоточный.
стота и компактность устройства и поэтому значительно более низ-
кая стоимость. Кроме того, благодаря непосредственному контакту
конденсируемого пара с охлаждающей водой температур)- последней
па выходе можно довести в противоточных конденсаторах (объясне-
ние дано ниже) почти до гемпсратуры пара, т. с. свести к минимуму
недогрев воды. Поэтому кратность охлаждения и количество
охлаждающей воды при той же температуре пара (том же абсолют-
ном его давлении в конденсаторе) могут быть значительно меньше.
В эксплуатации смешивающие конденсаторы более удобны, почти
не требуют ухода и контроля, могут работать на загрязненной и аг-
рессивной воде. Основное преимущество поверхностных конденса-
торов для паротурбинных установок заключается в сохранении
конденсата.
Расход энергии на откачку воды из поверхностного конденсатора
меньше, чем из смешивающего, так как приходится откачивать из-под
вакуума один только конденсат, а в смешивающих — еще и охлаж-
дающую воду, количество которой в 25—35 раз больше. Эта эконо-
мия в расходе энергии снижается из-за большего расхода на подачу
охлаждающей воды в поверхност-
ный конденсатор. В смешивающих
конденсаторах она меньше, а в
некоторых случаях при так назы-
ваемых конденсаторах «низкого
уровня» (см. ниже) и совсем отпа-
дает. Расход энергии на отсос
воздуха в поверхностных конден-
саторах значительно ниже ввиду
большего количества воздуха, по-
падающего в смешивающие кон-
денсаторы. В поверхностные кон-
денсаторы воздух попадает в ос-
новном из-за присосов через не-
плотности, а в смешивающие —
помимо присосов, главным обра-
зом из охлаждающей воды, в
которой при 20° содержание ра-
створенного воздуха около 25 мг!л
(см. § 21). Количество воздуха,
подлежащее отсосу из смешиваю-
щего конденсатора, можно опре-
делить по эмпирической формуле
Geo3d = 0,001 (0,025IF +
-j- 0,80) кг!час, (252)
где W и D — расходы охлаждаю-
щей воды и пара в кг/час.
При сопоставлен ин прямоточ-
ных и противоточных смешиваю-
щих конденсаторов необходимо
учитывать обусловленное нали-
чием значительного содержания
воздуха в паре различие в рас-
п р еде л е н и и п а р ци а л ь н ы х давле-
ний пара рп и воздуха рв03& а также
температуры смеси iCsl и выте-
кающее из этого различие в не-
обходимой кратности охлажде-
ния т и производительности воз-
душного насоса. Если в конден-
сатор не попадал бы воздух, то
вследствие малого парового сопро-
тивления можно было бы считать
давление пара р, а следовательно
и его температуру, неизменными
18 Берман
539
k 5
Подвод
лара
Фиг. 134. Смешивающий кон-
денсатор барометрического типа:
1 — корпус барометрического кон-
денсатора; 2 — труба для подачи
охлаждающей воды; 3 — распреде-
лительный цилиндр для воды;
4 —труба для подачи воды на верх-
нюю тарелку; 5 — труба для вы-
равнивания давления; 6 -- труба
для отвода воздуха; 7 — ловушка
увлеченной воды; 8— труба отвода
выпавшей воды; 9 — барометриче-
ская труба.
274
Конденсаторы паровых турбин
по всей высоте конденсатора. В этом гипотетическом случае не было
бы никакой разницы в процессе теплообмена, т. е. в условиях
тепловой работы прямоточных и противоточных смешивающих кон-
денсаторов.
При наличии воздуха в смеси процесс будет совершенно иным.
Парциальное давление воздуха в смеси возрастает по мере конден-
сации пара и достигает
максимума на противопо-
ложном от входа пара
конце конденсатора: внизу
при прямотоке и вверху
при противотоке (фиг. 135).
Соответственно в этих
местах понизится парци-
альное давление пара рп
и температура паровоз-
душной смеси /сж, которая
из-за хорошего контакта
с водой окажется лишь
немногим выше темпера-
туры воды. Поэтому пре-
дельная температура охла-
ждающей воды на ши ходе
из конденсатора будет
определяйвся при проти-
вотоке температурой по-
ступающего пара (поэтому
п о л у ч а етс я мни им а л ь ны й
. , >- г. - подогрев воды порядка
Фиг. 1 За. Распределение температур и иарциаль- .. ооС г 1 л
них давлении в смешивающих конденсаторах: о— z ), а при прямотоке -
а — прямоточный конденсатор; б — противоточный. ТеМПерЭГ\рОЙ ОТСасЫВЗе-
моп паровоздушной смеси,
которая значительно ниже,
чем температура поступающего в конденсатор пара (недогрев
воды порядка 3—6°). Поэтому при одинаковых температурах посту-
пающего пара t„ (одинаковом давлении рк) и поступающей охлаждаю-
щей воды V температура ее па выходе Г в прямоточном конденсаторе
будет ниже, чем в противоточном. Следовательно, нагрев воды 8/ —
= Г — V в прямоточном конденсаторе ниже и соответственно (об-
ратно-пропорционально 3 0 должна возрасти кратность охлаждения:
для прямоточного конденсатора она обычно составляет 20—35
по сравнению с 15—25 для противоточного. Следующей существен-
ной особенностью является температура удаляемой из конденсатора
паровоздушной смеси tC4. В прямоточном конденсаторе при прочих
равных условиях она выше, так как близка (несколько выше) к тем-
пературе воды на выходе Г. В противоточном конденсаторе она
должна быть несколько выше температуры охлаждающей воды
Другие системы конденсаторов
275
на входе Г. Чем выше температура отсасываемой паровоздушной
смеси (при неизменном давлении), тем большее содержание в ней
несконденсированного пара (см. § 15), поэтому в прямоточном кон-
денсаторе объем удаляемой паровоздушной смеси больше, чем в про-
тивоточном, и соответственно больше размеры и расход энергии
на воздушный насос. Следовательно, противоточные конденсаторы
в тепловом отношении более совершенны, чем прямоточные в отно-
шении расхода охлаждающей воды и производительности воздуш-
ного насоса.
В смешивающих конденсаторах возможно обычно установить
только одни водяной насос — откачивающий или нагнетающий
(циркуляционный), в то время как для поверхностных конденса-
торов обязательно требуется установка двух водяных насосов:
циркуляционного и конденсатного. Если смешивающий конденсатор
расположен невысоко по отношению к уровню забора воды, то можно
использовать разрежение в конденсаторе для подсоса охлаждаю-
щей воды к разбрызгивающим соплам и тем самым обойтись без
циркуляционного насоса, ограничиваясь лишь одним откачивающим
насосом. Практически высота всасывания может доходить до 6 м
при температуре всасываемой воды 10—20°. Такими конденсаторами
«низкого» уровня обычно бывают прямоточные, так как из-за под-
вода пара сверху их удобно располагать ниже парового двигателя.
При расположении смешивающего конденсатора достаточно высоко
над уровнем выпуска воды, что наиболее удобно для противоточного
коичснсатора (пар подводится к нему снизу), вода может уходить
самотеком через сливную трубу с водяным затвором. Схема такого
конденсатора «высокого» уровня или барометрического показана
на фиг. 134. При этом необходима установка только циркуляцион-
ного насоса для подачи охлаждающей воды в конденсатор. Для
возможности удаления самотеком воды из конденсатора высота баро-
метрической (сливной) трубы над уровнем воды в водяном затворе
должна удовлетворять условию
н >рат + ^р — рк,
где ра^ •— максимальное барометрическое давление в м вод. ст.;
Др — сумма сопротивлений движению воды (при максимальном
расходе) в сливной трубе в м вод. ст.;
рк — абсолютное (минимальное) давление в конденсаторе в м
вод. ст.
Удаление воздуха (точнее, паровоздушной смеси) из конденсатора
осуществляется в противоточном конденсаторе из верхней части,
т. е. в месте входа охлаждающей воды (фиг. 135), и производится
воздушным насосом. В прямоточных конденсаторах воздух удаляется
из его нижней части с помощью отдельного воздушного насоса
(сухого) или с помощью мокровоздушного насоса, откачивающего
18*
276
Конденсаторы паровых турбин
воду с паровоздушной смесью. При работе с неглубоким вакуумом
(в поршневых паровых машинах) чаще применяется мокровоздуш-
ный насос. При работе с глубоким вакуумом, что характерно для
паровых турбин, удаление воды производилось откачивающим
насосом, а паровоздушной смеси — отдельным воздушным насосом
(обычно эжектором).
Выше отмечены серьезные теплотехнические преимущества проти-
воточных конденсаторов. Существенным же их недостатком является
сложность сопряжения с паровым двигателем из-за необходимости
подвода к ним пара снизу. Поэтому конденсатор не может быть непо-
средственно присоединен к выхлопному патрубку двигателя и появ-
ляется необходимость в длинном паропроводе отработавшего пара
большого сечения и длины, что вызывает большие потери давления и
увеличение присосов воздуха.
При расчете конденсатора основными размерами являются внут-
ренний диаметр и высота. Диаметр конденсатора определяется по его
максимальной производительности, т. е. по количеству пара, кон-
денсирующегося в единицу времени. Для того, чтобы избежать чрез-
мерного парового сопротивления и уноса паром капель воды, реко-
мендуется принимать среднюю скорость пара в сечении, не занятом
тарелками, до 35 л сек и в стесненном тарелками сечении внизу кон-
денсатора до 55 м.сек. Высота конденсатора определяется условиями
теплообмена пара с водой. При капельном разбрызгивании воды при
расчете обычно исходят из значений объемной напряженности рабо-
чего пространства конденсатора, которое принимается на основании
данных о работе аналогичных конструкций. Условия же теплооб-
мена пара с водой при истечении струй хорошо изучены как теорети-
чески, так и экспериментально (см. § 17). Это дает возможность рас-
четным путем найти нагрев воды на каждой тарелке, определить
их количество, а следовательно, и высоту конденсатора.
Температуру отсасываемой паровоздушной смеси принимают для
прямоточного конденсатора равной температуре нагретой воды, т. е.
tCM — Г, для противоточного конденсатора можно пользоваться
эмпирической формулой (239).
Эжекторные или струйные конденсаторы — одна из разновид-
ностей смешивающих конденсаторов. Они принадлежат к группе
струйных приборов, ширико используемых в технике, в частности,
в паротурбинных установках. В эжекторном конденсаторе (фиг. 136)
охлаждающая вода, подаваемая отдельным насосом, вытекает из
сопла с большой скоростью сплошной струей. Пар, соприкасаясь
с наружной поверхностью струи, конденсируется, а воздух и другие
неконденсирующиеся газы увлекаются с помощью трения о наруж-
ную поверхность струи. После этого общая струя нагретой воды
с увлекаемым сю воздухом поступает в расположенный ниже диффу-
зор, где энергия скорости превращается в напор, необходимый для
выбрасывания в атмосферу продуктов конденсации, т. с. смеси нагре-
той охлаждающей воды, конденсата и воздуха. Поскольку процесс
Другие системы конденсаторов
конденсации пара и увлечения воздуха в эжекторном конденсаторе
происходит по наружной поверхности струи, очевидно, что работа
эжекторного конденсатора будет тем эффективнее, .чем больше отно-
шение периметра струи к площади ее сечения и чем меньше диаметр
с)
Фиг. 136. Схемы эжекторных конденсаторов:
Выход охлаждающей Воды,
конденсата и воздуха
6)
а — однострунный; б ~ многоструйный.
струи. Поэтому был создан многоструйный эжекторный конденсатор
(фиг. 136, б).
Однако увеличение числа струй целесообразно только до
известного предела, так как с уменьшением диаметра сопел
возрастаЕот потери в них.
Достоинство эжекторного конденсатора — компактность, про-
стота устройства и универсальность работы: конденсация пара,
удаление охлаждающей воды, конденсата и воздуха производятся
этим аппаратом вследствие напора воды, создаваемого насосом.
Недостатком его, помимо потери конденсата, присущей всем смеши-
вающим конденсаторам, является больший недогрев воды порядка
8—11°, возникающий потому, что по оси струи вода за короткий срок
278
Конденсаторы паровых турбин
не успевает нагреться до температуры пара. Диалогичное явление
наблюдается в водоструйных водоподогревателях, исследованных
Н. М. Зингером. Следствием большого недогрева являются боль-
шая кратность охлаждения, т. е. больший расход охлаждающей воды,
чем в обычных смешивающих конденсаторах, худший вакуум из-за
значительного парового сопротивления при проходе через узкие
каналы; возможность нарушения работы при резком изменении пара-
метров процесса (давления и температуры воды, соотношения воды
и пара). По этим причинам эжекторные конденсаторы имеют сравни-
тельно ограниченное распространение, а в паротурбинных установ-
ках не применяются.
ГЛАВА VII
ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТРОЙСТВ
И КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ ОБ ЭКСПЛУАТАЦИИ
§ 45. ВОДЯНЫЕ НАСОСЫ КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТРОЙСТВ
Условия работы и расчетные зависимости
Основными насосами для воды конденсационной установки
являются циркуляционные и конденсатные. В современных турбо-
установках, особенно большой мощности (см. фиг. 2), имеется ряд
других насосов, которые по своим характеристикам подходят или
к конденсатным или к циркуляционным. Насосы паротурбинных
установок большей частью центробежные. В качестве циркуляцион-
ных иногда применяются осевые (пропеллерные) насосы.
О с и о в п ы м условием бесперебойно й р а-
б о т ы н а с о с. а я в л я с т с я устранение в о з м о ж-
н о с : z з а к и и и и я в в е м в, о д ы. Для этого абсолют-
на : :-л./.ло::е в /олжиэ быть выше давления
нас ыще и и я, с о от им ст ь у ю ще i о те мл ер ат у ре п ост у j1 а юше й воды. Н еоб-
ходимо различать два случая работы насосов. В первом, характер-
ном для циркуляционных насосов, откачка воды происходит из
открытого бака в открытый, вода находится в баках при атмосфер-
ном давлении и при температуре значительно ниже температуры
насыщения. В этом случае насос обычно устанавливается выше уровня
воды в баке. Во втором случае, характерном для конденсатных насо-
сов, откачка производится из закрытых баков с паровым простран-
ством при температуре воды, равной (или очень близкой) темпера-
туре насыщения при давлении в баке. Для устранения закипания
воды насос обязательно должен быть установлен ниже уровня
воды в баке, из которого производится откачка.
В отдельных местах проточной части насоса из-за отрыва струи
давление воды может оказаться ниже среднего давления в данном
сечении. Если оно будет ниже давления насыщения, то произойдет
вскипание воды. Такое местное парообразование в капельной жид-
кости называется кавитацией. Образующиеся пузырьки
пара, попадая в область более высокого давления, конденсируются.
Частицы жидкости, стремясь занять место конденсирующегося
пузырька, движутся к его центру с очень большими скоростями.
При завершении процесса конденсации частицы воды внезапно
280 Основы, элементы, конденсац. устройств и кратк.. сведен, об эксплуат.
останавливаются, в результате чего их кинетическая энергия
переходит в энергию давления, которое резко возрастает (до 1000 ат
и боа ее). Вози икают .местные гидравлические удары. Работа насоса
при кавитании сопровождается резким шумом, вибрацией, пониже-
нием к. н. д., напора и нрои люди тел ьиости. Кроме механического
разрушения металла, кавитация также вызывает его коррозию.
Возникновению кавитации способствует наличие в воде растворенного
воздуха, так как при понижении давления понижается раствори-
мость воздуха в воде и происходит выделение пузырьков воздуха,
которые тотчас насыщаются водяными парами. Явление кавитации
обусловливает необходимость уменьшения высоты всасывания или
увеличения высоты залива для повышения давления воды при входе
в насос и тем самым уменьшения возможности кавитации.
Допустимую высоту всасывания Нвс из от-
крытого бака можно найти из условия отсутствия закипания воды
в насосе (кавитации) при всасывании:
Р„т — 1СГ3 — (рСОп + ркав) >рн м вод. ст., (253)
где рат — атмосферное давление в м вод. ст.;
Нвс — геометрическая высота всасывания в м\
7 — удельный вес воды в /<гЛн3;
Рсоп — потери напора во всасывающем трубопроводе (на трение,
местные сопротивления и создание скоростного напора)
is м вод. ст.;
р,,,;/, ’ добавочное давление при входе в насос, необходимое для
предотвращения кипения воды (оно зависит от конструк-
ции входного патрубка и первого колеса насоса) в м вод. ст.;
рн — давление насыщения при температуре воды у входа в на-
сос в м вод. ст.
Гели принять р 10 м вод. ст. и у - 1000 кг/м3 (при 20° С),
то выражение (253) будет иметь вид
НвС < (10 — рн) — (рсоп + Ркав) м вод- ст. (254)
В технических характеристиках насосов обычно дается допусти-
мая вакуумметрическая высота всасывания Нвак — ркпв
Н вс вак. доп {-Рн “Ь Рсоп}- (255)
Геометрическая высота всасывания уменьшается с повышением
как сопротивления всасывающей линии, так и температуры воды,
поскольку при этом возрастает давление насыщения рИ. При темпе-
ратуре воды выше 70—80° требуется работа насоса под заливом.
М и п и м а л ь и у ю высоту залива (подпор а)
Нг из закрытого бака (например, конденсатора) можно аналогично
найти из условия отсутствия закипания воды в насосе
Рк + • 10-3 — (рс0, 4- ркад) > рн м вод. ст., (256)
где рк — давление (абсолютное) в баке в м вод. ст.
Водяные насосы конденсационных устройств 281
Если принято, что 7 = 1000 кг/м* м рк рн (в баке вода при
температуре кипения), то
нг >Рсоп + Ркав- (257)
Из этого выражения следует, что если пренебречь изменением
удельного веса воды от температуры, то при наличии в баке кипя-
щей воды необходимая высота залива зависит только от сопротивле-
ния всасывающего трубопровода рсоп и конструкции насоса, обу-
словливающей значение ркав, а не зависит от давления в баке и тем-
пературы воды в нем. Это очень важно при определении высоты залива
для конденсатного насоса и конструировании всасывающего трубо-
провода.
В технических характеристиках конденсатных насосов приводится
высота подпора Нпод. Очевидно, геометрическая высота залива
Нг>Наод + реоп. (258)
Для обеспечения бесперебойной работы насосов, находящихся
под разрежением, необходимо устранить попадание в них воздуха,
так как это может привести к «срыву» работы насосов или к появле-
нию кавитации. Радикальным решением вопроса является гидравли-
ческое уплотнение сальников, широко применяемое в конденсатных
и циркуляционных насосах. Кроме того, для удаления воздуха,
который проник бы в конденсатный насос, верхняя точка его кор-
пуса всегда присоединяется к паровому пространству конденсатора.
Корпусы циркуляционных насосов обычно присоединяются к ваку-
умной линии, идущей к вспомогательному эжектору. Благодаря
этому имеющийся в резерве насос всегда заполнен водой и нахо-
дится в готовности к пуску. Необходима надлежащая герметичность
всасывающих линий насосов.
П о л и ы и напор, который должен создать насос, перекачи-
вающий воду из одного закрытого бака в другой закрытый, склады-
вается из трех составляющих: геометрического (геодезического)
напора Нг, равного разности уровней слива И всасывания (его вели-
чина не зависит от расхода), разности давлений в месте слива рд
и всасывания /ж (эта величина тоже не зависит от расхода) и гидра-
влического сопротивления сети рСОп, т. е. потерь напора в трубо-
проводах, включая скоростные потери входа и выхода (пропорцио-
нально расходу в степени 1,8—2, см. § 18).
Если все эти величины выразить в м вод. ст., то получим
Н = Нг + (ра — рк) + рСОп м род. ст. (259)
При перекачке воды из одного открытого бака в другой откры-
тый средний член этого выражения отпадает и
Н = Нг + рСОп м вод. ст. (260)
282 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Мощность насоса определяется по формуле
N
н
(ЗЯ 7
3600-75т]к Л‘ С’>
(261)
где Q — производительность (подача) в м2/час;
Н — полный напор в м вод. ст.;
7 — удельный вес воды в кг/м*\
- к. п. д. насоса.
Если принять 7 1000 кг/м:1, то формула (261) будет иметь вид
N-~- 21^ J' (Ж2)
Мощность двигателя /Vd/{ с учетом возможных перегрузок обычно
принимается на 15—20% больше мощности насоса:
= (135^1,20)2^== (0,846 ч-0,882) АД кеш. (263)
I ,оО
Циркуляционные насосы
Циркуляционные насосы имеют высокую производительность
и сравнительно небольшой напор. Наиболее характерны для этого
типа центробежные одноступенчатые насосы с двухсторонним впу-
ском воды к рабочему колесу. При небольших напорах (до 15 м
вод. ст.) и небольшой высоте всасывания (до 3 м вод. ст.) применяют
также пропеллерные насосы. К их достоинствам относятся: высо-
кая производительность, экономичность, простая регулировка, по-
дачи и напора (рабочие лопатки могут поворачиваться как вручную,
так и автоматически), устойчивый к. п. д., компактность и малый
вес, меньшая чувствительность к загрязненной воде. Существенным
недостатком является малая высота всасывания (не более 3 м вод. ст.).
Пропеллерные циркуляционные насосы иногда применяются
в стационарных паротурбинных установках при одноходовых кон-
денсаторах. Они имеют перспективу более широкого применения
при уменьшении гидродинамического сопротивления конденсато-
ров и всей цирку;1 анионной системы. В судовых установках пропел-
мерные- насосы находят широкое распространение из-за меньших
габаритов и возможности их расположения в приемной циркуляцион-
ной трубе.
Центробежные циркуляционные насосы обычно выполняются
горизонтальными. При стесненных габаритах (например, в энерго-
поездах), а также при сильном углублении зданий береговой насос-
ной станции применяются вертикальные центробежные насосы.
Пропеллерные насосы часто делают вертикальными. Циркуляционные
насосы располагают или у конденсаторов или в центральной насос-
ной. В цервом случае, при так называемом индивидуальном водо-
снабжении, каждый конденсатор обслуживается своими двумя или
одним циркуляционным насосами. При централизованном водо-
Водяные насосы конденсационных устройств
283
снабжении подача воды ко всем конденсаторам осуществляется
из центральной насосной, обычно расположенной у источника водо:
снабжения. На фиг. 137 показана береговая насосная, снабженная
при сильно загрязненной воде вращающимися сетками со специаль-
ными промывочными устройствами. Последовательно установлены
вращающиеся проходная сетка 5 и сетка 1 с внутренним забором
очищенной воды через трубу 6, идущую к циркуляционным насосам.
Каждая из этих сеток представляет собранную из отдельных звеньев
бесконечную цепь, в верхней части которой загрязненная поверх-
ность непрерывно очищается щетками 3 и омывается струями воды.
В проходной сетке 1 фильтрующей стороной является только пе-
редняя, а задняя может способствовать вторичному загрязнению
воды осадками, оставшимися на сетке. Сетка 1 не имеет этого недо-
статка, поскольку забор воды производится из середины, к тому же
сетка может быть сделана более частой, так как ее фильтрующая
поверхность значительно больше, чем у проходной сетки.
При подаче охлаждающей воды к конденсаторам из централь-
ной насосной (фиг. 138) обычно устанавливают четыре циркуляци-
онных насоса, причем для обеспечения бесперебойного снабже-
ния водой к машинному залу подводятся две независимые напор-
ные магистрали (на фиг. 138 показана одна магистраль) с подво-
дами к каждому конденсатору. При этой схеме изменением числа
параллельно включенных работающих насосов можно в широких
пределах регулировать количество подаваемой к конденсаторам
охлаждающей воды.
При индивидуальном водоснабжении конденсаторов на каждый
из них чаще всего устанавливаются два циркуляционных насоса.
При установке двух насосов возможны следующие варианты. Произ-
водительность каждого насоса равна максимальному расходу воды
на конденсатор (один из насосов резервный). Это наиболее надеж-
ное решение, но оно обусловливает перерасход энергии из-за невоз-
можности сокращения подачи охлаждающей воды в зимнее время
и в периоды неполной нагрузки турбины. Чаще устанавливают два
насоса несколько больше половинной производительности. При макси-
мальной потребности I? воде работают параллельно оба насоса. Это
вполне надежно в эксплуатации и сокращает расход энергии на привод
насосов. Иногда ограничиваются установкой! только одного насоса
на максимально потребное количество воды. Такое решение менее
надежно в эксплуатации и вызывает перерасход энергии в период
малой потребности в воде. Обычно предусматривается возможность
подачи в конденсатор воды от других циркуляционных насосов.
На фиг. 139 показана принципиальная схема установки двух
циркуляционных насосов у конденсатора с раздельными потоками
воды. Каждый из насосов 1 питает отдельную циркуляционную
линию с задвижками 5 до конденсатора и с задвижками 4 и 8 после
конденсатора, которые позволяют отключать от воды любую поло-
вину конденсатора для чистки. Обе циркуляционные линии соеди-
284 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Фиг. 137. Вращающиеся сетки для забора охлаждаю-
щей воды:
1 — сетка в виде бесконечной цепи: 2 — приводной барабан;
3 — щетки для смыва загрязнения: 4 — электродвигатель;
5 — проходная сетка; 6 — водозаборная труба.
Фиг. 138. Схема подачи охлаждающей воды
к конденсаторам из центральной насосной.
Водяные насосы конденсационных устройств
285
йены перемычкой с задвижкой 7, что дает возможность подавать
воду в обе половины конденсатора из любого насоса. Из напорных
трубопроводов до задвижек предусмотрены ответвления охлаждаю-
щей воды к маслоохладителям 2 и воздухоохладителям 5, перед
которыми установлены фильтры 3 и 10. К этим охладителям пре-
дусмотрен резервный подвод более холодной воды из водопровода,
Н вспомогательному эжектору
циркуляционной системы
Си
насосов при индивидуальном
1 — циркуляционные насосы с электродвигателями; 2 — маслоохладители; 3, 10 фильтры;
4, 8 — задвижки на сливных линиях от конденсатора; 5 — задвижки на напорных линиях
к конденсатору; 6 - двухиотечный конденсатор; 7 — задвижка на перемычке между
напорными трубопроводами; 9 — воздухоохладители.
Для заполнения циркуляционной системы водой при пуске из верх-
них точек, вспомогательным эжектором отсасывается воздух по пока-
занным пунктиром воздушным трубам.
Расположение трубопроводов охлаждающей воды и обусловли-
ваемая этим величина полного напора циркуляционных насосов
в стационарных конденсационных установках зависит от системы
водоснабжения. При оборотном водоснабжении с градирнями
или брызгальными бассейнами трубопровод охлаждающей воды
является разомкнутым (фпг. 1-10, а). Циркуляционным насосом,
помимо гидродинамических сопротивлений системы, приходится
преодолевать геометрический напор, равный разности уровней в рас-
пределительных желобах водоохлаждающего устройства и резер-
вуаре охлажденной воды, а также скоростной напор для распылива-
28() О снов н. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
ния воды соплами. При прямоточном и прудовом водоснабжении
для уменьшения полного напора циркуляционных насосов исполь-
зуют принцип сифона: конец сливного трубопровода (фиг. 140, б)
опускается в сливной колодец, благодаря чему величина полного
воздух
Фиг. 140. Схемы водоснабжения:
а оборотное; и — с сифонным устройством;
1 - - охлаждаемый .ч ипаpar; 2 - - резервуар охлажден-
ной воды; 3 — водоохлаждающее устройство;
4 — трубка для добавочной воды; 5 — трубка для
сброса воды; 6 ~ циркуляционный насос; 7 — прием-
ный колодец; S - всасывающая труба; 9 - цирку-
ляционный насос; 10 - - напорный трубопровод;
II — конденсатор; 12 — сифонная труба; 13 — слив-
ной колодец.
напора насосов теорети-
чески уменьшаете я на вы-
сот}- 7/с, а фактически
на —0,96 Нс из-за выделе-
ния части растворенного
в воде воздуха (в сифоне —
разрежение) и уменьшения
поэтому ее удельного веса.
Т ео р ет и чес к и предельная
высота сифона —-10 л/., по
условиям надежности ра-
боты ее принимают обычно
до 8 м. Поскольку сифон-
ное устройство дает значи-
тельную экономию энергии
на циркуляционные насо-
сы, оно применяется всюду,
где это возможно. Для
обеспечения нормал ыюй
работы сифона скорость
воды в нем должна быть
больше скорости подъема
пузырьков воздуха и по-
этому ее принимают не
меньше 1 м/сек. Для уда-
ления воз д у х а, кото р ы й
может скапливаться
в верхней части сифонной
трубы, ее присоединяют
к вспомогательному эжек-
тору (фиг. 139).
Расход энергии на циркуляционные насосы в стационарных уста-
новках составляет 50—80% всего расхода по машинному залу,
а последний составляет 2—5% всей вырабатываемой электроэнергии.
В судовых установках, где напоры ниже, мощность циркуляционных:
насосов составляет 1,6—296 от мощности главных механизмов.
Для снижения расхода энергии на насосы скорость воды во всасы-
вающих трубах принимают обычно 1—1,5 м/сек (не выше 2 м/сек),
а в напорных — около 2 м/сек, но не выше 2,5 м/сек при отсутствии
сифона и до 3 м/сек при наличии сифона. При проектировании
следует обращать внимание на простоту устройства всего трубо-
провода и отсутствие резких изменений сечений и направления
потока.
Водяные насосы конденсационных устройств
2В7
Графическая зависимость между производительностью Q, напо-
ром //, мощностью Л7, к. л. д. тн допустимой вакуумметрической
высотой всасывания НВа1_:^о.» и числом оборотов в минуту п назы-
вается характеристикой насоса. Она получается в результате испы-
тания насоса на заводе-изготовителе. Основной или г л явной
Z а р a К 7 j И 'I И Z О Й 'ЛСГЛСГ.'Л '01 ВИСИМ'/ л ь О // при иосю
Фиг. 1-11. Характеристика циркуляционного насоса 24НДн
янном числе оборотов. В качестве примера на фиг. 141 дана харак-
теристика циркуляционного насоса 24НДн при п — 730 об/мин.,
и диаметрах колес 615 и 690 мм. Границы рекомендуемой области
применения насосов, в которой к. п. д. достаточно высок, отмечены
на характеристике вертикальными линиями. Они расположены
на нисходящей ветви главной характеристики, где, как известно
из курса гидравлических машин, режим работы насоса устойчивый.
Характеристика циркуляционного насоса на рабочем участке
должна быть круто ниспадающей кривой. При работе конденсатора
его трубки, а иногда трубопроводы и трубные доски загрязняются,
вследствие чего возрастает сопротивление циркуляционной системы
и соответственно на ту же величину ДЯ должен возрасти и напор,
создаваемый насосом. Из фиг. 142 видно, что чем круче основная
характеристика, тем меньше будет падение подачи воды AQ при
увеличении напора на ДЯ и тем меньше будет ухудшение вакуума
из-за загрязнения трубок.
Для определения подачи воды в конденсатор надо совместить
характеристику насоса с характеристикой циркуляционной системы
(сети), т. е зависимость сопротивления ее от расхода. Пересечение
характеристик насоса и циркуляционной системы (сети) даст вели-
288 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
следующим образом (фиг.
Фиг. 142. Зависимость изменения
подачи AQ насоса при изменении
напора Д//от крутизны характе-
ристики.
чину подачи Q и напора IJ (фиг. 143). По характеристике насоса
можно найти мощность N и к. п. д. д-
Характеристика параллельной работы двух насосов строится
143). По характеристикам 1 и 2 обоих
насосов строится общая характери-
стика <? двух параллельно работающих
насосов путем суммирования расходов
воды (абсцисс) при одинаковых напо-
рах. Пересечение характеристики 3 с
характеристикой циркуляционной си-
стемы даст суммарную подачу воды и
соответствующий ей напор, при котором
работают оба насоса. При параллельной
работе насосов их общая производи-
тельность меньше удвоенной произво-
дительности отдельно работающего
насоса. Обычно при работе одного
циркуляционного насоса подача воды
к конденсатору составляет около 60%
совместной работе двух насосов.
В современных паротурбинных установках для циркуляционных
подачи
от
Фиг. 143. Характеристики двух насосов при раздельной и параллельной
работе:
1 и 2 — характеристики насосов; 3 — характеристика параллельной работы
двух насосов; 4 — характеристика трубопровода (сети); 5 — геометрический
напор.
ный привод раньше был очень распространен. Его достоинства
независимость от электрической сети и возможность пуска турбины
при отсутствии тока, что важно для изолированных электростан-
ций; простота регулирования производительности насоса измене-
Водяные насосы конденсационных устройств
289
нием числа оборотов турбины. Недостатками являются значительно
меньшая экономичность (так как к. п. д. приводных турбин всегда
значительно ниже к. п. д. основных турбин) и необходимость уста-
новки редуктора между турбиной и насосом, потому что в противном
случае из-за малого числа оборотов к. п. д. турбины чрезвычайно
у.з.~ s =.ъзз'аз 1L.Z3?:’/гнасосов в качестве
оспОвногэ применяете?; электропривод, а в качестве резервного —
паровой привод. Имеется тенденция совершенно отказаться от паро-
вого привода насосов электростанций и перейти к электроприводу,
который имеет достаточно надежное питание при наличии двух элек-
трических источников — генератора станции и сети. В бесподваль-
ных турбинах иногда имеется механический привод циркуляцион-
ного насоса от вала турбины.
Регулирование циркуляционных насосов может требоваться при
изменении нагрузки турбины, температуры охлаждающей воды
и уровня воды в источнике водоснабжения. Регулирование задвиж-
ками на напорной линии очень просто, но неэкономично, так как
незначительное уменьшение расхода электроэнергии на насосы
перекрывается увеличением расхода пара на турбину из-за ухудше-
ния вакуума. Регулирование задвижками на всасывающей линии
экономичнее, но его избегают, так как возможно появление кави-
тации или срыва работы насосов. Регулирование изменением числа
оборотов насоса может осуществляться или специальными электро-
двигателями, или с помощью гидравлических и электромагнитных
муфт. Это обусловливает удорожание установки и увеличение рас-
хода энергии при нормальном режиме и, как показали исследования
ВТИ, экономически не оправдывается. Ступенчатое регулирование,
широко применяемое на наших электростанциях, осуществляется
как при помощи двухскоростпых электродвигателей, так и измене-
нием числа работающих насосов. Оно просто и экономично. Регули-
рование поворотом рабочих лопаток, осуществляемое в осевых насо-
сах, весьма экономично.
Конденсатные насосы
Конденсатные насосы откачивают воду из сильно разреженного
пространства при температуре, близкой к кипению, и поэтому они
должны работать под заливом. Поскольку конденсатор в стацио-
нарных установках расположен в подвале, то возможности заглубле-
ния конденсатного насоса довольно ограничены. Еще более ограни-
чена возможность заглубления конденсатного насоса в передвиж-
ных установках — судовых и энергопоездах.
Откачка кипящей воды при небольшой высоте залива является
основной особенностью работы конденсатного насоса. Он перекачи-
вает конденсат из конденсатора в деаэратор, а при отсутствии послед-
него непосредственно к питательному насосу. Полный напор конден-
сатного насоса, как известно по формуле (259), складывается из
геометрического напора,.разности давлений в месте слива и всасыва-
19 Берман 539
290 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк- сведен, об эксплуат
ния и гидравлического сопротивления сети. При наличии деаэра-
тора, что общепринято на современных электростанциях, геометри-
ческий напор значительный, поскольку конденсатор помещается
в «подвале», а деаэратор располагается высоко для обеспечения боль-
шой высоты залива для питательных насосов. Разность давлений
слива и всасывания зависит в основном от давления в деаэраторе.
Гидродинамическое сопротивление сети зависит от сложности теп-
ловой схемы. Полный напор конденсатного насоса составляет
не менее 20—25 м вод. ст., а обычно 40—70 м вод. ст. При наличии
деаэраторов повышенного давления напор доходит до 100—125 .и
вод. ст. Следовательно, второй особенностью конденсатных насосов
является наличие бол много полного напора.
Производительность конденсатных насосов сравнительно неве-
лика (в пределах 25—500 м3/час) и во много раз меньше, чем цирку-
ляционных. Это третья особенность насосов.
Из всех имеющихся типов насосов наиболее целесообразно исполь-
зовать центробежные, которые исключительно и применяются
в качестве конденсатных. В зависимости от потребного напора
их делают одно-, двух- и трехступенчатыми.
Поскольку высота залива конденсатных насосов довольно огра-
ничена, следует стремиться [формула (257)] к минимальным значе-
ниям сопротивления всасывающей линии, а также добавочного дав-
ления, обусловленного кавитацией. Последнее условие вызывает
повышенные требования к кавитационному совершенству проточной
части конденсатного насоса. Для достижения малого сопротивления
всасывающей линии необходимо иметь минимальную длину всасы-
вающего трубопровода, минимальное число поворотов в нем и боль-
шое сечение, чтобы скорость воды не превышала 1 м/сек, а желательно
даже 0,5—0,6 м/сек. Малая скорость воды нужна еще для того,
чтобы воздух не увлекался механически потоком воды в конден-
сатный насос, если он попадет во всасывающую трубу, и чтобы воз-
дух мог уходить обратно в конденсатор. При установке и конструи-
ровании насосов должны быть приняты меры для предотвращения
попадания атмосферного воздуха во всасывающую линию (ее делают
дельпосварной) или корпус насоса, а попавший воздух беспрепятст-
венно удалялся из насоса. Конденсатор обычно снабжается двумя
конденсатными насосами, рассчитанными каждый на полную про-
извол и те л ьиость (один насос резервный). При наличии у турбины
двух конденсаторов на оба конденсатора устанавливаются три кон-
конденсатных насоса, из которых один также резервный. При осо-
бенно стесненных габаритах (в энергопоездах) иногда ограничива-
ются установкой одного конденсатного насоса без резерва. Произ-
водительность конденсатного насоса определяется по формуле
Q = (1,1 1,2) 10-3Z\ /nW, (264)
где DK — максимальный пропуск пара из турбины в конденсатор
в кг!час.
Воздушные насосы конденсационных, устройств
291
неиз-
Коэффициентом 1,1 —1,2 учитывается дополнительное поступле-
ние в конденсатор пара из дренажей регенеративной системы и отра-
ботавшего пара вспомогательных механизмов.
Привод конденсатных насосов в стационарных установках, как
правило, осуществляется электродвигателем с постоянным числом
оборотов, поскольку напор в процессе эксплуатации почти
менен. В судовых установках
часто используется паровой
привод конденсатных насосов
с помощью небольшой тур-
бинки. Конденсатные
этом случае обычно
няются вертикальными (зани-
мают меньше места). Расход
электроэнергии на привод кон-
денсатных насосов значительно
меньше, чем на циркуляцион-
ные насосы, и составляет 6—
10% расхода на собственные
нужды машинного зала, или
около 0,5% от выработки элек-
троэнергии.
Основная характеристика
конденсатного насоса на рабо-
чем участке должна иметь вид
очень полого н и с п а-
ВЫПОЛ- п
120-
80
йО
О
Фиг. 144, Характеристика трех ступенча-
того конденсатного насоса типа 10КсД-5хЗ
Сумского насосного завода.
О ' 120 •' № ' ~360 ' О^/Сас
объясняется тем, что произ-
водительность конденсатного
насоса в процессе работы уста-
новки может в широких пределах меняться соответственно изме-
нению паровой нагрузки конденсатора; создаваемый же при этом
насосом напор должен лишь незначительно меняться, так как гидро-
динамическое сопротивление системы рсол? зависящее от расхода,
составляет обычно незначительную часть полного напора. На фиг. 144
приведена характеристика применяемого на мощных установках
высокого давления трехступенчатого конденсатного насоса типа
10КсД-5 X 3. В пределах рабочего участка характеристики (между
вертикальными линиями) зависимость Q от Н -— пологая линия,
к. п. д. л 60%), а высота подпора (залива) И п несколько меньше 1 м.
§ 46. ВОЗДУШНЫЕ НАСОСЫ КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТРОЙСТВ
Типы воздушных насосов
Назначение воздушных насосов заключается в непрерывном уда-
лении воздуха из конденсатора для поддержания в нем разрежения.
Они могут* быть разбиты на четыре основные группы: поршневые,
19*
292 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
центробежные (ротационные), водоструйные и пароструйные эжек-
торы. Первые два типа в настоящее время на паровых турбинах
не устанавливают и в данном курсе не освещаются.
Любой воздушный насос, независимо от его устройства и прин-
ципа действия, является компрессором, сжимающим паровоздуш-
ную смесь от давления в камере всасывания рэ до давления выхлопа
которое несколько превышает атмосферное давление. Степень
Фиг. МП. Схема одноступенчатого пароструйного эжектора:
1 — сопло; 2 ~ камера смешения; 3 — диффузор.
сжатия воздушных насосов довольно велика (отношение и со-
\ Рэ /
ставляет обычно 15—40. Исходными данными для выбора и расчета
воздушных насосов и оценки их работы являются расход отсасы-
ваемого воздуха Geo3dB кг/час, давление отсасываемой смеси рэ в ата
и ее температура tC4 в °C.
Водоструйные и пароструйные воздушные насосы (эжекторы)
относятся к обширной группе «струйных» приборов. Принцип их
действия один и тот же, разница только в рабочем теле. В первом
случае под давлением подается вода, а во втором — «рабочий»
или «свежий» пар. Рабочее тело (нар или вода) подастся в сопло
(фиг. 145), в котором происходит преобразование потенциальной
энергии давления в кинетическую энергию струи, причем давление
рабочего тела падает до давления «всасывания». Выходя из сопла
с большой скоростью, эжектирующая струя рабочего тела захва-
тывает с собой из камеры, окружающей сопло и сообщающейся
с конденсатором, эжектируемую паровоздушную смесь и производит
ее сжатие в диффузоре до атмосферного давления или несколько
выше.
В работе водоструйного и пароструйного эжекторов имеется
существенное отличие. В водоструйном аппарате происходит конден-
сация части пара, поскольку температура воды обычно ниже темпе-
ратуры отсасываемой смеси, причем содержание пара в выбрасы-
ваемой в атмосферу смеси соответствует атмосферному давлению
и температуре воды на выходе из эжектора и оно сравнительно
невелико. В результате конденсации пара, охлаждения воздуха
Воздушные насосы конденсационных устройств
293.
Паровоз - L
о"ушная смесь
из конденсат
тора
Фиг. 146. Схема двухступенчатого эжек-
тора:
1 — первая ступень: 2 — промежуточный хо-
лодильник; 3 — вторая ступень: 4 — внешний
холодильник; 5 — выпускной (воздушный)
патрубок.
и перехода потерь кинетической энергии при смешении в теплоту
(см. ниже) происходит нагрев воды. Но как видно и по эксперимен-
тальным данным и теоретическим расчетам, нагрев воды в водо-
струйном эжекторе настолько мал, что им можно пренебречь. Объяс-
няется это, в частности, тем, что весовой расход воды во много раз
больше, чем количество пара в отсасываемой смеси. Поэтому сжатие
в водоструйном аппарате можно считать изотермическим. Из термо-
динамики известно, что при изотермическом сжатии расход энергии
минимальный. В пароструйном
же эжекторе сжатие происхо-
дит по адиабате с повышением
температуры и большей затра-
той энергии, чем при изотерми-
ческом сжатии. Содержание
пара в сжимаемой смеси значи-
тельно возрастает за счет «рабо-
чего» пара. Эффективным мето-
дом повышения экономичности
пароструйного эжектора являет-
ся многоступенчатое сжатие с
промежуточным охлаждением
паровоздушной смеси. Такой
метод применяется в компрес-
сорах с большой степенью сжа-
тия воздуха и других некинден-
сирующихся газов для умеиь-
.7', С 7232 В ТЭ'Л GTР: ЭТОГО
процесс сжатия приближается к изотермическому. При проме-
жуточном охлаждении паровоздушной смеси, осуществляемом в холо-
дильниках многоступенчатого эжектора, получается значительно
больший эффект, так как благодаря конденсации значительной части
пара уменьшается не только удельный объем, но и значительно сни?
жается вес, а следовательно, и общий объем смеси, подлежащей
дальнейшему сжатию. При этом также удается сберечь конденсат
большей части пара, а также его тепло. По изложенным соображе-
ниям основные пароструйные эжекторы, предназначенные для постоян-
ной работы, делают двухступенчатыми (фиг. 146), а для крупных
установок — трехступенчатыми. Для охлаждения используется
«основной» конденсат. Холодильники эжектора всегда распола-
гаются первыми по ходу конденсата (см. фиг. 2), где он имеет
наинизшую температуру. Этим достигается увеличение количества
конденсируемого в холодильниках пара, лучшее сбережение кон-
денсата и тепла пара и уменьшение расхода рабочего пара на вторую
и следующие ступени.
Холодильники эжектора могут быть смесительного и поверхно-
стного типа. Первые — проще и компактнее, ио из-за насыщения
воздухом конденсата его приходится сбрасывать обратно в конден-
294 Основн. элементы конденсац. устройств и крат к. сведен, об эксплуат.
сатор для дегазации, вследствие чего теряется тепло подогрева.
Поэтому у нас и за границей применяются обычно поверхностные
холодильники пароструйных эжекторов.
Достоинства паро- и водоструйных эжекторов заключаются в ком-
пактности, простоте конструкции и обслуживания, надежности
в работе и возможности создать вакуум в короткое время (5—6 мин.).
Некоторым недостатком является то, что при уменьшении коли-
чества отсасываемого воздуха подача рабочего тела (пара, воды)
остается практически неизменной, из-за чего понижается к. п. д.
эжектора. Некоторое преимущество пароструйных эжекторов
заключается в отсутствии насоса для подачи воды, следовательно,
в несколько большей надежности в работе.
Отечественные турбинные установки и большинство зарубежных
снабжаются пароструйными эжекторами. В результате теорети-
ческих расчетов и промышленного опыта выявлена возможность
создания глубокого вакуума водоструйными эжекторами при напоре
воды всего 2- -3 м вод. ст. Даже при наличии у конденсатора паровых
эжекторов может быть целесообразной параллельная установка
низконапорного водоструйного эжектора для использования его
в периоды, когда имеется избыток охлаждающей воды, подаваемой
циркуляционными насосами (зимнее время, малая нагрузка стан-
ции). Это может уменьшить расход пара на собственные нужды
машинного зала, что подтверждается опытом эксплуатации одной
электростанции.
Расчет эжекторов
Расчет эжектора состоит в определении всех его размеров и необ-
ходимого расхода пара (или воды) заданных параметров. Наиболее
полная теория и расчетные формулы даны Е. Я. Соколовым. Не-
сколько упрощенный, цо достаточно точный метод, использованный
ниже, предложен С. Ф. Копьевым.
Основным положением при расчете любого струйного аппарата,
в том числе и эжектора, является закон сохранения
количества движения
G.w, -4- G2w2 - (Gt + G2) (265)
где G1 и G2 - расход эжектирующей и эжектируемой среды в кг/час\
^’1 и — скорости эжектирующей и эжектируемой среды при
входе в камеру смешения в м!сек,\
— скорость смеси в конце смешения (перед входом
в диффузор) в м1сек.
Введем понятие о «к о эфф и ц и е н те э ж е к ц и и », выра-
жающем соотношение весовых расходов эжектируемой и эжекти-
рующей сред.
Воздушные насосы конденсационных устройств
295
Тогда выражение (265) можно представить в следующем виде:
и»! -4- uw2 = (1 + и) и>3, (266)
откуда скорость смеси
СУ ! + UW.
" 1’+ и '
(267)
В уравнении (265) или (266) в скрытом виде имеются потери
на удар при смешении обоих потоков (кинетическая энергия, поте-
рянная при ударе, переходит в тепло), т. е. сумма кинетической
энергии эжектирующегося и эжектируемого потоков больше кине-
тической энергии смеси. Потеря кинетической энергии на 1 кгэжекти-
рующего тела будет
-Р £ЛЫ.»2 — (1 + и)
27т ’
Подставляя значение сс3 из уравнения (267), получим потерю
кинетической энергии
I — суД2 n
2£(1+^)
(268)
или в процентах от кинетической энергии эжектирующего тела
(269)
В реальных аппаратах также происходит потеря энергии на тре-
ние, поэтому выражение (266) примет вид
^xwL + uw2 = (1 + и) w3, (270)
где — коэффициент потери скорости рабочего тела при смешении.
Вторым расчетным уравнением является зависимость между
скоростью и напором при истечении из насадок:
си ]/2?Я + 2g (н + , (271)
где Lii'o .. начальная (или конечная) скорость в м/сек\
11 - напор в м вод. ст.
В эжекторах скоростные напоры обычно малы по сравнению
со статическими напорами И и поэтому ими можно пренебречь.
Учитывая это соображение, а также потерй в насадках, выра-
жение (271) преобразуем так:
w = V2gH\, (272)
где т] — к. п. д. преобразования напора в скорость в насадке.
296 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Применяются и другие коэффициенты, связанные соотношением
т] ф2 = 1 — е,
где ср — скоростной коэффициент при истечении из насадок;
£ — коэффициент потерь скоростного напора в насадке.
Принимаем для расчета схему распределения давлений и скоро-
стей, показанную на фиг. 147. Давление в камере смешения принято
Фиг. 147. Изменение давлений и скоростей в струйном аппарате
постоянным, хотя оно и несколько повышается (показано штрих-
пунктиром). Для создания скорости эжектируемой среды при входе
в камеру смешения давление в ней должно быть ниже давления
всасывания р2, т. е. давления эжектируемой среды перед аппара-
том. Это понижение давления в камере смешения характеризуется
коэффициентом В, определяющим скорость подсасываемого потока
пер ед см еше и и ем:
(273)
т. е. отношением напора, затрачиваемого на создание входной ско-
рости эжектируемой среды, к напору, создаваемому аппаратом.
Воздушные насосы конденсационных, устройств
297
На основании выражения (271) можем написать (обозначения
на фиг. 147)
“•'1 “ V^gH'iu = V2g(H + ₽й) тц; (274)
U’2 = V2g^hB2- (275)
.,^/в = ]/НВ>, (276)
f 43 1 43
где т)!, T|2 и т(3 — к. п. д. сопла, входа в камеру смешения и диффу-
зора.
Подставляя в формулу (270) значения wl9 и w3 из выражений
(274) — (276) и заменяя через У т}*, находим
/(77 = (1 -1- и) У - и (277)
Г 43
Г!гпгл/.теж.'ж/ преобразований
И - (i ~ Ь/ f. -Г >J , 2иГ1~Ц) |/ ,
h '41Лх'4з THTU И ' т13 ’ 4
В случае применения газов, паров или их смеси (паровоздушной
смеси) вместо напоров в метрах водяного столба следует подставлять
адиабатную работу расширения (или сжатия) 1 кг рабочего тела
в кем. Работа адиабатного процесса при использовании обозначений
на фиг. 147 выражается следующими формулами (давления приве-
дены в апга).
Работа расширения в сопле
Нусл " /г „ 1 1
(279)
Работа расширения во встречной насадке (конфузоре)
^гусл = p^v L1
(280)
Работа сжатия в диффузоре
Ьусл
(281)
где k — показатель адиабаты.
Для пара работа адиабатного расширения в тепловых единицах
определяется по диаграмме / — S.
293 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен об эксплуат.
Полученное значение следует умножить на механический эквива-
лент тепла = 427 кем/ккал и в этом случае
Н^сл = 427Яса (282)
или соответственно И^сл = 427/iad.
В случае водоструйного эжектора работа диффузора склады-
вается из работы hU3 на изотермическое сжатие газа и работы
по подъему воды на высоту h.
Следовательно,
Л GJim -1- G^
/1УСЛ + б2
или
h - uhli3 h
Работа изотермического сжатия газа выражается формулой
/г/г3 = RTL 1пу кгм/кг,
где Tj — температура воды в Сабс.
Для воздуха /? ,олг? __ 29,27 кгм/кг°С. Применяя десятичные
л о га р ифм ы, 11 ( mi у ч и м
Л.,., 29,27-2,3037', 1g Р:'
" ь 1>,
или
A„3 = 67.57\lg^, (284)
Pl
•
При использовании водоструйного эжектора воздушно-водяная
смесь из диффузора сбрасывается обычно в бак для воды. Для работы
эжектора большое значение имеет расположение бака. Высота подъема
воды h в формуле (283) должна учитывать геометрическую разность
уровней эжектора и бака. Если бак расположен ниже эжектора, то
соответственно уменьшается расчетное значение h и наоборот.
Выражение (278) дает зависимость между отношением напоров ,
коэффициентом эжекции и и коэффициентом р. С увеличением послед-
него возрастает скорость w7 подсасываемого потока, что снижает
потери на удар при смешении потоков [это вытекает из выраже-
ний (268) — (269)] и до определенного предела оправдывает затрату
энергии на создание этой скорости.
К. п. д. всего эжектора равен отношению используемой энер-
гии к затрачиваемой Gv (II — й), т. е.
Воздушные насосы конденсационных устройств
299
Из выражения (278) для разных значений и и ₽ можно найти —
а из выражения (285) — соответственное значение к. п. д. эжек-
тора т]9. Результаты этих расчетов в пределах и = 0,1 3,0 и ₽ =
= 0ч-1 приведены на фиг. 148. В этих расчетах приняты значения,
соответствующие хорошо выполненным
аппаратам, а именно 'Пх ~ 0,9
(обычно т1л = 0,95 -н 0,97; 0,95 ч-
-4-0.97г т.: = 0.9 (обычно тл=0,80-4-
и,92); т(3 = 0,8 обычно 0,70—0,85).
Из фиг. 148 можно сделать сле-
дующие выводы: оптимальные значе-
ния коэффициента р зависят от зна-
чений коэффициента и. Чем меньше и,
тем ниже должно быть [3. Кривые зна-
чений к. п. д. достаточно пологи
вблизи максимума, что позволяет при
практических расчетах выбирать опти-
мальные значения р, близкие к абсо-
лютному максимуму, не пользуясь
каждый раз математическими вычисле-
ниями минимума функциипо фор-
муле (285).
Фиг. 148. Зависимость к. п. д.
струйного эжектора от и и ₽.
Когда задан не коэффициент эжекции, а напоры, необходимо
сначала найти возможный Для данных условий коэффициент эжек-
ции и. Из выражения (277) находим
и
+ ₽ - V ₽T12Tjs
(286)
при ₽ 0 это выражение переходит в
w== У Т '’h'V’b— 1-
(287)
У водоструйного эжектора коэффициент эжекции и может быть
найден по формуле (287), если вместо h подставить значение 1гусл
из выражения (283):
(288>
300 Основы элементы конденсац. устройств и кратк.. сведен, об эксплуат.
Из этого выражения находим значение и
,, (h — кцзУ ^hu3H— (Л -Ь hli3)
2hu3
или
.. VОН (/ЛцГ|Х-Г|.з — А) — (Л - I- /?„3)
2Л„3
Последнее выражение можно упростить:
.. (/г + /г^и ' + —(Л + W-------
Поскольку дробное выражение под корнем весьма мало, то
7 „_,L\п пиз)]
или окончательно
,. __ HTnv[x^-~h
h + hU3
Для пароструйных эжекторов коэффициент эжекции порядка
0,1—0,3 и поэтому применение высоких скоростей подсасывания
паровоздушной смеси (т. с. большого значения р) не дает заметного
эффекта (см. фиг. 148). С. Ф. Кольев рекомендует для расчета пароструй-
ного эжектора принимать 3 ~ 0; тдлЛ- = 0,9; — 0,8, а среднее
значение показателя адиабаты /? -• 1.2 как для расширения пара
в сопле (происходи i наполовину в области перегретого, наполовину
в области влажного лара), так и для сжатия паровоздушной смеси
в диффузоре (влияние воздуха и протекание процессов вблизи линии
насыщения пара).
При этом из формулы (278) получим
Д = =1,39(1+ «)2 (291)
и соответственно
и = 0,85 I — 1.
1 had
(292)
Удельный объем смеси в горловине диффузора находим по обыч-
ному правилу смешения
GjC’j "Г G^2 _ ^2
”е'3 = 01 + Gs “ 1 +«
3:зд:.“очдгнсаиионных устройств
301
Сечение $г и диаметр dg горловины диффузора можно найти,
исходя из уравнения неразрывности
о Gv о
S =-----лг,
СУ
откуда определяем диаметр
<**>
В горловине диффузора имеем:
весовой расход
G., — Gv (u + 1) в кг/час,
удельный объем
г-’з
Ж HV2
1 + и
скорость на основании выводимых в термодинамике формул [см,
также формулы (276), (281), (282)1
w3 = 91,51/^
' 1i3
ИЛИ
/г—1
Подставляя эти величины в выражение (293) и учитывая размер-
ности d в лги, р в ата и G в кг!час, получим
j 87 —0,541 /- - = 2^ А мм. (294)
1 V I/ pl I /Pi,0’17-]]
> Г3 1Д Pi / J
Определим сечение сопла для рабочего пара. В пароструйных
ч Pl
эжекторах отношение давлении ~ всегда ниже критического,
поэтому необходимо использовать сопло Лаваля.
Выходной диаметр сопла dc может быть определен по обиден фор-
хмуле (293), если в эту формулу подставить весовой расход Gif удель-
1
ный объем в конце адиабатного расширения (—) (можно
302 Основн. элементы конденсац. устройств и крат к. сведен, об эксплуат.
определить значение удельного объема пара и по диаграмме 7 — S);
скорость пара wc = 91,5 VН~ад^ или
Подставляя эти выражения в формулу (293). получаем
УН ад
Исходя из выводимых в термодинамике выражений минималь-
ного сечения сопла, где достигается критическая скорость потока,
находим Sf. м
для перегретого пара 5 — Q • °е. м г у 2,09 1/ 2^. ' г'о
для сухого насыщенного пара
С м /----
1,99 ]/'V
Г и0
Находим минимальный диаметр сопла:
для перегретого пара
ммд
(296)
для сухого насыщенного пара
мм.
(297)
Воздушные насосы конденсационных устройств
зиз
Длину расширяющейся части сопла Лаваля рассчитывают
по формуле
4 = --с—мм, (298)
2tg^-
где а — угол раствора сопла, который обычно выбирают в пределах
а = 6 -н 10°.
Определим размеры диффузора. Удельный объем смеси vt в выход-
ном сечении диффузора находим из уравнения адиабаты
Скорость в выходном сечении диффузора обычно принимают
в — *5 .ч с<ч. Этим и определяется выходной
диаметр диффузора щ. Ооычнс с. щ -ь- 3» дг.
Аналогично предыдущему, можно выразить зависимости между
б/.| И lVrJ
dt • 18,7 l/£dl+l^ мм. (299)
Диаметр желательно выбрать равным внутреннему диаметру
трубы, к которой присоединяется диффузор. Длина диффузора опре-
деляется по формуле
= - (300)
2tgT
Длина камеры смешения обычно принимается (см. ниже)
1к = (3,0 н- 5,0) ds мм,
а расстояние от устья сопла до входа в камеру смешения
I = (1 3)dc мм.
Кольцевое сечение между входным участком камеры смешения
и соплом для прохода отсасываемой паровоздушной смеси опре-
деляется обычно или из скорости воздуха 15 м/сек, или из скорости
паровоздушной смеси 25—30 м/сек (результаты приблизительно оди-
наковы). Для создания таких небольших скоростей необходимый
напор p/z (см. фиг. 147) настолько незначителен, что его можно
не учитывать.
Диаметр dH начала камеры смешения можно найти исходя
из следующих соображений. Необходимое сечение равно
О 2^2
г>« = 3600-й>2 '
304 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Если принять, что толщина стенки у конца сопла сходит на нет
(наружный диаметр сопла равен dc ), то
-= ]/сРс + 0,353 • 1 О’ мм. (301)
При многоступенчатом пароструйном эжекторе степень сжатия
в каждой ступени принимается одинаковой. При двухступенчатом
эжекторе давление в конце диффузора первой ступени, приблизи-
тельно равное давлению в камере смешения второй ступени, опре-
деляется как среднее геометрическое между давлением отсасывае-
мой паровоздушной смеси р2 и давлением на выходе эжектора р3:
Р = V РгРл- (302)
Давление р3 принимается несколько выше атмосферного давле-
ния в пределах 1,02—0,10 ата (обычно 1,05 ата). При трехступен-
чатом эжекторе соответственные промежуточные давления соста-
вляют
}/ рК и у' PiPi- (303)
В водоструйных эжекторах коэффициент эжекции очень мал
и поэтому можно принимать р -- 0. Так как имеется водовоздушная
эмульсия в камере смешения и диффузоре, можно принять
0,85; 7|3 0,7.
По формуле (288) можно найти необходимый подпор воды
// 1 (// -г 1) (и/г,13 + h) . 1,67 (и + 1) (ц/г,„ + h), (304)
'll 'J V (1.-(
а коэффициент эжекции по формуле (290)
Принимая удельный объем воды v — 0,001 м?1кг, ₽ = 0, тц =
= 0,85 и 7)3 — 0,7, получим, аналогично предыдущим выводам,
формулы для определения размеров эжектора.
Диаметр сопла
dc — 0,31/ у-Д мм. (306)
с г VII
Диаметр горловины диффузора находим учитывая то, что удель-
ный объем смеси воздуха и воды (0,001 + а напор (Л + uh^-.
^=8,15
6’1 (0,001 + це3)
V h. + uhu3
ММ.
(307)
Воздушные Насосы конденсационных устройств
365
Расстояние выходного сечения сопла от входного сечения цилин-
дрической камеры смешения имеет исключительно важное значение
для работы эжектора. Используя основные положения теории сво-
бодной струи, разработанной Г. Н. Абрамовичем, Е. Я. Соколов
предложил приближенную методику определения этого расстояния.
Оно определяется из следующего условия: свободная струя при задан-
ном коэффициенте и должна точно
вписываться во входное сечение
длина свободной струи ьфиг. 149)
определяется по формуле
S = -2.’|L±£ dc, (308)
4,4а с v 7
где а — опытная константа, лежа-
щая в пределах 0,07—0,09. При
малых коэффициентах эжекции
(и ~ 0,2) рекомендуется прини-
мать меньшее значение опытной
константы, при больших коэффи-
циентах эжекции (и > 1,0) при-
нимают большее значение кон-
Фиг. 149. Схема свободной струи:
1 — рабочее сопло; 2 — цилиндрическая
часть камеры смешения.
станты.
Диаметр свободной струн d/( на расстоянии s от выходного сече-
ния сопла он])оделяется но формуле
dK - 1,6(1 + u)dc.
(309)
Если диаметр цилиндрического участка камеры смешения de^dK
(фиг. 119, и). то расстояние выходного сечения сопла от камеры
смешения должно приниматься I < ж В этом случае прл более близ-
кой установке сопла, т. е. при / < s, эффективность аппарата
не уменьшается. Наоборот, при I > s эффективность аппарата
уменьшается. Если диаметр камеры смешения dg <б dK (фиг. 149, б),
расстояние выходного сечения сопла от камеры смешения должно
приниматься равным. I = s -f- s0 (s0 — длина выходного участка
камеры смешения, на котором диаметр меняется от dK до ds).
Конструкции пароструйных эжекторов
В конденсационных установках, помимо основных эжекторов,
обычно имеется пусковой эжектор для создания первоначального
вакуума при подготовке турбины к пуску, а также вспомогательный
эжектор для отсоса воздуха из трубопроводов и насосов циркуля-
ционной системы (при их заполнении водой), из водяных бараба-
нов конденсаторов, маслоохладителей, воздухоохладителей (при их
пуске) и т. п. Пусковой и вспомогательный эжекторы (фиг. 150),
20 Берман 539
306 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Фиг. 150. Пусковой эжектор
ЛМЗ к турбинам мощностью 50
и 100 мгвт.
предназначаемые для кратковременной работы, всегда одноступен-
чатые и рассчитаны на создание разрежения до 500—600 мм рт. ст.
Эжекторы имеют простое устройство (нет холодильников), поэтому
при наличии пара они всегда готовы к работе. Пуск эжекторов
осуществляется открытием парового вентиля. Различные типы основ-
ных многоступенчатых эжекторов отличаются один от другого глав-
ным образом компоновкой их элементов и конструкцией холодиль-
ников. Пароструйные эжекторы различных видов показаны на
на фиг. 151, 152 и 153.
Проточная часть каждой ступени
эжектора может располагаться или
сна р ужи соответствующего холодиль-
ника (фиг. 152) или же помещаться'
в паровом пространстве холодильника
(фиг. 151 и 153). Холодильники отдель-
ных ступеней имеют отдельные кор-
пусы ((’риг. 151) или помещаются в
одном общем корпусе (фиг. 152 и 153)
с соответствующими перегородками в
паровом пространстве и в водяных
камерах. Существует определенная тен-
денция для обеспечения компактности
размещать многоступенчатый эжектор,
включая и сопловую группу, в одном
корпусе (фиг. 153 и 154), в котором
часто расположен и пусковой эжек-
тор. Благодаря этому в новейших
эжекторах ЛМЗ для турбоустановок
в 50 и 100 мгвш вес эжекторов умень-
шен в 4 раза, а занимаемая ими пло-
щадь — в 6 раз, по сравнению с ранее применявшимис51 конструк-
циями.
При конструировании холодильника эжектора за основу могут
быть приняты те же принципы, что и для регенеративных водо-
подогревателей низкого давления.
Дополнительно нужно учитывать наличие в смеси значительного
количества воздуха, сильно снижающего теплоотдачу со стороны
пара. Эффективным методом интенсификации, повышения коэффи-
циента । ецлоиередачи, а следова тел ыю, и создания компак тных
конструкций является обеспечение высокой скорости смеси. Это
рызцуаст увеличение парового сопротивления эжектора, следова-
тельно, понижение температуры смеси и 'температурного напора
и работу эжектора с большей степенью сжатия, что обусловливает
верхний предел скорости паровоздушной смеси. На фиг. 151 показан
общий вид ранее весьма распространенного двухступенчатого двух-
корпусногб эжектора с холодильниками из двойных трубок (ср.
с фиг. 69). В первой ступени охлаждающая вода поднимается по внут-
2
Фиг. 151. Двухступенчатый пароструйный эжектор
с двойными трубками:
I — патрубок для подвода воздуха из конденсатора;
2 — паровое сопло первой ступени; 3 — диффузор;
4 — труба для перепуска воздуха во вторую ступень;
5 — груба для выхода охлаждающего конденсата; 6 — пат-
рубок для перепуска охлаждающего конденсата во вто-
рую ступень; 7 — труба для подвода охлаждающего кон-
i денсата; fl—двойные трубки холодильника (трубки Фильда).
Вход пара
Разрез пи РП
вход пора
Фиг. 152. Двухсту-
пенчатый одпокор-
пусмый пароструй-
ный эжектор с пря-
мыми трубками:
/ — подвод в<>|духа
из Кондоне;) м»ра;
2 — паровое сопло
первой ("jyjH'if и;
5 — патрубок для
и хода воздуха но вто-
рую ступень; '/ па-
ровое сопло второй
ступени; 5 - диффу-
зор второй ступени;
6 — патрубок для
входа паровоздушной
смеси в первый холо-
дильник; 7 - диф-
фузор первой ступени;
8 — патрубок для
входа паровоздушной
смеси во второй холо-
дильник; У — патру-
бок для входа охла-
ждающей воды (кон-
денсата); Ю — патру-
бок для выходя охла-
ждающей’воды (кон-
денсата).
Воздушные насосы к<
I
--w
Фиг. 153. Трехступенчатый
пароструйный эжектор ЛМЗ;
/ — верхняя сварная коробка;
2 — внутренние перегородки;
3 — перепускное отверстие;
4 — верх;’ни вырез ш продоль-
ной переборке; 5 — воздушный
патрубок: 6 — стяжные болты;
7 — распорные трубки; 8 —
трубы; 9 — поперечные пере-
борки; 10 — сварной корпус;
11 — трубная доска: 12 — -вход-
ной патрубок охлаждающего
конденсата: 13 — водяная камера
холодильника I ступени эжек-
тора; 14 — нижний вырез в
продольной переборке; 15 — ниж-
няя сварная коробка: 16- пере-
пускная камера холодильников
I, II и III ступеней эжектора:
17 — отливная водяная камера
холодильников II и III сту-
пеней эжектора; 18 — отводя-
щий патрубок охлаждающего
конденсата; 19 — водяная ка-
мера холодильника III ступени
эжектора; 20 — отливная водя-
ная камера холодильника III
ступени; 21 — охлаждающие
трубки; 22 — выхлопной воз-
душный -патрубок; 23 — прибор
для измерения расхода воздуха;
24 — пароподводящий патрубок.
Узел Л — крепление диффузо-
ров.
Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. Сведен, об эксплуйТ.
Воздушные насосы конденсационных устройств
309
ренним трубкам и уходит, опускаясь, по кольцевой щели между
трубками. Во второй ступени движение воды обратное Применение
двойных трубок в данном случае нецелесообразно по, тем же сообра-
жениям, что и в «сальниковом» подогревателе (см. описание к фиг. 69).
Фиг. 154. Схема двухступенчатого изотермического эжектора:
J — сопло первой ступени; 2 — смесительный холодильник; 3 — сопло второй ступени;
4 — поверхностный холодильник второй ступени; 5 — диффузор второй ступени; 6 — поверх-
ностный холодильник первой ступени; 7 — диффузор первой ступени.
В более поздней конструкции двухступенчатого однокорпусного
эжектора ЛМЗ (фиг. 152) трубки прямые, развальцованные с одного
конца и с сальниковьпм уплотнением другого. Между трубными
досками имеются анкерные связи. Наличие сальников не только
усложняет конструкцию, но и обусловливает необходимость боль-
шого шага разбивки трубок, из-за чего нельзя обеспечить доста-
точно высоких скоростей пара в межтрубном пространстве, а сле-
довательно, и высоких коэффициентов теплоотдачи со стороны пара.
Более целесообразной является конструкция холодильников с Сооб-
разными трубками. Эти холодильники сейчас широко применяются
310 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
для двух- и трехступенчатых эжекторов. В качестве примера
на фиг. 153 показан трехступенчатый эжектор, применяемый' для
мощных турбин высокого давления ЛМЗ.
На фиг 154 схематично показано устройство двухступенчатого
«изотермического» эжектора для судовых установок. Главная осо-
бенность конструкции - охлаждение диффузоров снаружи водой
для понижения температуры сжимаемой паровоздушной смеси и приб-
ОтфсбйтаЬший пар
Фиг. 155. Схема установки
эжектора:
/ — конденсатор; 2 — конденсат-
ный насос; 3 — сифонная трубка
высотой Z; 4 — линия рециркуля-
ции: .5 — эжектор.
лижения процесса сжатия к изотерми-
ческому с целью уменьшения расхода
энергии на сжатие. Произведенные
автором расчеты этой конструкции по-
казывают сравнительно незначитель-
ную эффективность охлаждения смеси
в диффузорах вследствие малой ско-
рости охлаждающей воды. В холодиль-
никах обеих ступеней вода движется
в межтрубном пространстве, а паро-
воздушная смесь в вертикальных труб-
ках снизу вверх; коэффициент тепло-
передачи при этом сравнительно не-
высокий. После поверхностного холо-
дильника первой ступени предусмотрен
смесительный холодильник. Подача
воды в него производится при большой нагрузке эжектора с целью
более глубокого охлаждения смеси перед второй ступенью.
По охлаждающей воде (основному конденсату турбины) холо-
дильники отдельных ступеней обычно включаются последовательно,
начиная с первой ступени. В трехступенчатом эжекторе (фиг. 153)
охлаждающая вода, пройдя холодильник первой ступени, распре-
деляется затем параллельно между холодильннкамп второй п третьей
ступеней. Отвод конденсата (дренаж) из холодильников осущест-
вляется или раздельно от каждой ступени или же каскадно, начиная
с последней ступени и кончая первой, из которой конденсат через
сифонную трубку (фиг. 155), используемую в качестве водяного
затвора, направляется в конденсатор. При пуске турбины или ее
работе с низкой нагрузкой из-за малого количества основного кон-
денсата не обеспечивается надлежащее охлаждение паровоздушной
смеси и конденсация пара в холодильниках. В результате вес и объем
смеси, поступающей в следующие ступени эжектора, будет выше
расчетного, и работа эжектора нарушится («запаривание» эжектора).
Для избежания этого при установке эжекторов всегда предусматри-
вают линию с вентилем для рециркуляции конденсата (фиг. 155),
При малых паровых нагрузках конденсатора открыванием вентиля
направляют конденсат после его выхода из холодильника последней
ступени обратно в паровое пространство конденсатора, где он
охлаждается щ смешавшись с конденсатом вновь поступившего пара,
прокачивается конденсатным насосом через холодильники эжек-
Воздушные насосы конденсационных устройств
311
-тора. В современных установках управление вентилем обычно авто-
матизируется, причем импульс для открывания вентиля берется
от температуры конденсата на выходе из наружного холодильника
последней ступени эжектора.
Характеристика пароструйного эжектора
Давление всасывания эжектора т. е. создаваемое им разре-
жение, зависит от ряда факторов. В условиях нормальной эксплуа-
тации давление всасывания в основном определяется количеством
воздуха, засасываемого в ваку-
умную систему турбоустановки,
и г-:.::с
смеси. Поэтому для практических
целей наиболее удобна графиче-
ская зависимость давления всасы-
вания от расхода воздуха при
различных температурах смеси.
Характеристика пароструйного
эжектора (см. фиг. 93) состоит из
двух участков. соответствующейх
двум режимам его работы. Левая
пологая часть кривой — рабочий
участок, а правая, круто подни-
мающаяся, — участок режима
Фиг. 156. Зависимость между произво-
дительностью эжектора G и противо-
давлением рс при неизменном давлении
рабочей рр и эжектируемой рн сред;
давление всасывания рнз > рн2 > ZW
М N — до п р е д е л ь я ы й р еж им; /V К —
предельный режим.
перегрузки.
На рабочем участке повыше-
нию расхода воздуха соответствует
сравнительно небольшое возраста-
ние давления всасывания и соответственно этому небольшое возра-
стание абсолютного давления в конденсаторе. На перегрузочном же
участке небольшое возрастание расхода воздуха сопровождается
резким возрастанием давления (падением вакуума). Работа на этом
участке характеристики недопустима. Поэтому рабочей производи-
тельностью эжектора при данных условиях его работы называется
максимальный расход сухого воздуха Сеозд , отсасываемого в пре-
делах рабочего участка, т. е. до наступления перегрузки эжектора.
Наличие двух участков характеристики — рабочего и пере-
грузочного — зависит от противодавления данной ступени, т. е.
давления за ее диффузором. Для каждого давления всасывания при
прочих равных условиях существует вполне определенное для дан-
ного эжектора, так называемое предельное противодавление рС(пр>-
Пока действительное противодавление рс ниже предельного, рас-
ход эжектируемой среды G не зависит от величины противодавле-
ния (фиг. 156, линия /GV). При возрастании же действительного
противодавления сверх предельного (линия MN) производитель-
ность эжектора (расход эжектируемой среды) резко падает. Физи-
312 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
ческая сущность этого явления аналогична явлению, известному
из теории истечения, когда при противодавлении ниже критического
расход через сопло остается неизменным (в узком сечении сопла
устанавливается критическая скорость, равная скорости звука),
а при противодавлении выше критического — расход уменьшается.
Аналогично в эжекторе при предельном противодавлении скорость
Р
ата
участок
G6o3d^/wC
Фиг. 157. К построению характери-
стики двухступенчатого эжектора.
—Рабочий
Более детальное
показывает, что
зависит, помимо
потока эжектируемой среды в
одном из сечений камеры смеше-
ния или скорость смешанного по-
тока в горловине диффузора ста-
новится равной критической (зву-
ковой). Ступень эжектора при
этом достигает предельной, мак-
симально возможной производи-
тельности (при заданном давле-
нии всасывания), которая не
может возрасти при уменьшении
дей ств и тел ьно го пр оти вода влей и я.
Повышение производительности
ступени эжектора при предельном
режиме возможно только в резуль-
тате повышения давления всасы-
вания. Например (см. фиг. 156),
если давление всасывания рн3 >
> рн%, то соответственная пре-
дельная производительность тоже возрастает,
исследование, которое здесь не приводится,
и р е дел ы i о е п р оти в о да вл сине ступени э ж е кто р а
условий се работы, от геометрических размеров, главным образом
от соотношения сечений горловины диффузора и критического
(минимального) сечения сопла Sc v. Чем меньше отношение </—,
м
тем выше предельное противодавление ступени, т. е. ступень может
обеспечить большую степень сжатия, понятно, за счет понижения
к о э фф и ц и с и т а эжекции.
В многоступенчатом эжекторе последняя ступень работает с прак-
тически постоянным противодавлением, равным атмосферному давле-
нию; предыдущие же ступени работают с переменными противодавле-
ниями, соответственно равными давлениям всасывания следующих
за ним ступеней (сопротивления холодильников обычно неве-
лики).
На основании изложенного можно объяснить, почему характе-
ристика эжектора состоит из двух частей — рабочей и перегрузоч-
ной. Например, для двухступенчатого эжектора на фиг. 157 показано
в зависимости от расхода воздуха GBo3d изменение давления всасыва-
ния первой ступени , второй ступени р™ и предельного про"
Воздушные насосы конденсационных устройств
313
тиводавления первой ступени рс(пР)- Линия обычно более кру-
тая, чем pj{n и они пересекаются в точке А.
При малых расходах воздуха (левее точки Л) действительное
противодавление первой ступени, равное давлению всасывания вто-
рой ступени ph1 , меньше предельного противодавления первой сту-
пени; поэтому первая ступень работает с предельной производи-
тельностью. В этой области рабочего участка характеристики эжек-
тор работает устойчиво, так как давление всасывания и произво-
дительность первой ступени не зав_исят от давления всасывания вто-
рой ступени. В области, лежащей правее точки Л, при б8оза>Овозд
действительное противодавление первой ступени, равное давлению
всасывания второй ступени, выше предельного противодавления
" ъ", < _ ~ . •_. Л одд о у ж а ?*. z е т р : у о z :: р о z э > д z т ь и <хл и мо жег
быть достигнуто (сопоставить с предыдущей фиг. 156) лишь при зна-
чительном повышении давления всасывания первой ступени. Это
область допредельного режима работы первой ступени эжектора,
которой отвечает перегрузочный участок его характеристики.
Влияние промежуточных холодильников на работу эжектора
заключается в следующем. При ухудшении теплообмена в проме-
жуточном холодильнике, например, из-за повышения температуры
или уменьшения расхода охлаждающей воды, повышается темпера-
тура паровоздушной смеси, поступающей в следующую ступень,
а следовательно, возрастает вес и объем отсасываемой смеси, в ре-
зультате чего при том же расходе Geo3d «сухого» воздуха возрастает
давление всасывания второй ступени. Так как характеристика послед-
ней пересекает при этом кривую предельных противодавлений пер-
вой ступени при меньшем количестве отсасываемого сухого воздуха,
то перегрузка эжектора наступает при меньшей его производитель-
ности. До перегрузки эжектора его первая ступень продолжает сле-
довать своей характеристике независимо от работы промежуточного
холодильника. При ухудшении работы последнего заметно сужается
рабочий участок характеристики, и при умеренном присосе воздуха
в систему эжектор может оказаться перегруженным, обусловливая
значительное понижение вакуума в конденсаторе.
Следует различать заводскую характеристику (на сухом воздухе)
и эксплуатационную характеристику (на паровоздушной смеси)
пароструйного эжектора. На заводе-изготовителе испытание эжек-
тора производят обычно на отсос «сухого воздуха», точнее наруж-
ного воздуха с температурой порядка 15—20° и относительной влаж-
ностью 70% (т. с. с содержанием по весу водяных паров до 1%).
В эксплуатационных же условиях производится отсос паровоздуш-
ной смеси, причем чем выше температура смеси при одном и том же
давлении, тем больше вес и объем паровоздушной смеси на 1 кг
сухого воздуха. Опытами установлено, что при расходе отсасывае-
мого воздуха меньшем, чем рабочая производительность GXa, эжектор
314 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
работает с постоянной объемной производительностью V, а при изме-
нении температуры смеси tCjrl объемная производительность V ме-
няется приблизительно пропорционально ]/7ot + 273, т, е. для
обычных диапазонов tC4 очень мало (в пределах ±3%). Поэтому
с повышением температуры отсасываемой смеси неизменному дав-
лению всасывания должен соответствовать меньший расход отса-
сываемого сухого воздуха Geo3d, неизменному же расходу Ge03d
(большему объему отсасываемой смеси) должно соответствовать боль-
шее давление. Поэтому эксплуатационная характеристика эжектора,
выражающая зависимость давления всасывания от расхода сухого
воздуха Ge03d, при разных температурах отсасываемой паровоз-
душной смеси имеет вид, показанный на фиг. 93 (там же приведена
характеристика эжектора при отсосе сухого воздуха). Из фиг. 93
видно, что при прочих равных условиях, в том числе неизменном
присосе воздуха Geo3d, давление всасывания возрастает с повыше-
нием температуры отсасываемой смеси. Очевидна целесообразность
возможно бол (‘с глубокого охлаждения отсасываемой паровоздуш-
ной смеси в воздухоохладнтеле конденсатора.
При раОоте эжектора па паровоздушной смеси каждая характе-
ристика пересекает ось ординат в точке, соответствующей давлению
насыщенного водяного пара при температуре tCMf т. е. начальная
точка характеристики зависит исключительно от температуры смеси
и ни зависит пн or конструктивных, ни от режимных факторов.
Рабочие участки характеристик представляют практически прямые
параллельные линии. Поэтому характеристика эжектора при отсосе
паровоздушной смеси независимо от ее температуры выражается фор-
мулой [см. формулу (238)].
Рэ Р п С^вОзд*
где рп — давление насыщенного пара при температуре смеси в апга\
Geosd ’ расход сухого воздуха в смеси в кг!час\
а — угловой коэффициент (для рабочих участков характери-
стики определенного эжектора он практически неизменен)
в ата час!кг.
Поскольку давление всасывания р3 равно сумме парциальных
давлений пара рп и воздуха рв0зд, то aGB03d = рвозд. Из уравне-
ния Клапейрона — Менделеева имеем
_ GвоздРвоздТс м 1 П—4-
Рвозд р—— Ш ,
^ЛГГ I 7 ( At /J 29.2/ * / CM |Q I
(310)
где V — объемная производительность эжектора в
Воздушные насосы конденсационных, устройств
315
При параллельной работе двух эжекторов их общая объемная
производительность Vc равна сумме производительности обоих эжек-
торов Vi + Г2, а наклон их совмещенной характеристики (угловой
коэффициент ас) определяется формулой (310), в знаменателе которой
следует принимать V Vc = Vi + V2- Часто устанавливаются одно-
типные эжекторы с одинаковой характеристикой, поэтому Vi =
тл У г ai
4 V2 = и, следовательно, ас =
Завод-изготовитель обычно дает характеристику эжектора при
отсосе сухого (атмосферного) воздуха. В этом случае для расчета
производительности эжектора при отсосе паровоздушной смеси
и построения эксплуатационной характеристики можно исходить
из сформулированного положения о неизменности объемной произ-
водительности эжектора. На основании уравнения Клапейрона —
Менделеева применительно к сухому воздуху и паровоздушной
смеси (индекс «см») можем написать
Р'У СУ — & см^см? см-
Поскольку давления рэ и объемы равны (Увозд= то ве‘
совой расход отсасываемой паровоздушной смеси
z-» Рвозд Т возд so 1 1 \
исм “ ^возд~г> •
*\см 1 см
Газовая постоянная сухого воздуха R80Sa — 29,27, а газовая
постоянная паровоздушной смеси, как выводится в курсе термо-
динамики, равна
о ____ Рвозд _ 29,27
~ ~ ~ 9
1 _ 0,378 1 - 0,378
Реозд Рвозд
и, следовательно, принимая температуру наружного воздуха равной
20°, т. е. TBOsd 293° абс, получим
GCM = GXa (1 - 0,378 =
= GXd (1 — 0,378 У (312)
Объемная же производительность эжектора V = VCM, откуда
т/ GсчРсм'Рсм г'пр 293-29,27
1 ~ р “ Ue03d' р,Го* ’
11 л и
v = 0,858 м3/час. <3,3>
Рэ
31G Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Для построения характеристики эжектора по формуле (310)
находим значение углового коэффициента а, а по уравнению (238) —
да вле11 ие всасы вания р9.
В литературе предложена аналогичная приближснная формула
(314)
v = м^/час,
рэ — 0,0045
где Geo3d — расход воздуха в кг!час\
рэ— давление всасывания в ата.
Эти величины соответствуют точке перехода от рабочего участка
характеристики к перегрузочному при засасывании сухого воздуха.
Пример. По заводской характеристике пароструйного эжектора при давлении
всасывания р3 = 0,06 ата производительность эжектора G*^# = 30 кг/час. Опреде-
лить, какое количество воздуха, содержащегося в паровоздушной смеси с темпера-
турой tc* 30°,
Решен» е.
может быть удалено при том же давлении всасывания.
Из таблиц насыщенного водяного пара при tCM =30° находим
рп = 0,04325 ата.
Парциальное
давление воздуха
Рвозд — Рэ — Рп = 0,06 — 0,04325 = 0,01675 ата.
Количество отсасываемой паровоздушной смеси по формуле (312)
г зп 293 (1 п чтя °’04325
6™ = 30 збз 0 '
) = 21 кг/час.
Содержание воздуха в отсасываемой смеси с учетом формулы (111)
„ _ G003d 1 _____ 1_______________1=____________________q
('см I -|- J- | 0.622 1 + 0,622
е рвп:и) 0,016/5
Часовой расход отсасываемого сухого воздуха
Свозд - ?GCM - 0,384-21 - 8,1 кг/час.
Объемную производительность эжектора находим по формуле (313):
ЧП
V = 0,858 = 429 м*/час.
и,иь
Подсчет же по формуле (314) дает
v 0,85-30 ._п _
1 =1Ж^Ж5^ 459 л!/вдс
(расхождение ~7%).
Угловой коэффициент находим по формуле (310):
а = --9-^Q30j Ю-* = 0,00207 ата час/кг.
429
По формуле (238) получаем уравнение рэ = рп + 0,00207Ge03d, по которому
можно построить рабочие участки эксплуатационной характеристики эжектора;
значения рп в ата берутся по таблицам насыщенного пара при температуре смеси tc^
Охлажоение циркуляционной воды 317
Выбор расчетного давления рабочего пара. Основным соображе-
нием является обеспечение нормальной работы эжектора при любом
давлении пара, при котором по данным завода-изготовителя допу-
скается работа турбины. Для большинства эжекторов отечественных
турбостроительных заводов это давление принято 13 ата. Выбор
сравнительно невысокого давления вызывается стремлением избе-
жать слишком малого сечения сопел (в малых эжекторах) и чрезмер-
ного понижения коэффициента эжекции, что привело бы к пониже-
нию к. п. д. (см. фиг. 148). В настоящее время имеется тенденция
к понижению давления рабочего пара для эжекторов с использова-
нием для этой цели выпара деаэраторов давлением ~5—6 ата.
В стационарных агрегатах устанавливают два эжектора, причем
их общая рабочая производительность (по характеристике, снятой
на сухом воздухе), должна превышать в 5 раз (не менее) величину
присоса воздуха по формуле (235); это позволяет в нормальных
эксплуатационных условиях работать на одном из эжекторов. Целе-
сообразна применяемая в судовой практике установка двух эжекто-
ров. уст-. на а другой на 2\ максимального
присс-гь везцтха. Это обеспечивает большую гибкость в эксплуа-
тации и несколько снижает расход пара на эжектор.
Расход пара на эжекторы паротурбинной установки составляет
в среднем 0,5—0,8% от общего расхода пара турбиной, а в машинах
мощностью до 4000 кет достигает 1,0—2,0%.
§ 47. ОХЛАЖДЕНИЕ ЦИРКУЛЯЦИОННОЙ ВОДЫ
Способы охлаждения воды и их сопоставление
Для конденсационных установок требуется большое количество
охлаждающей воды. Система водоснабжения может быть проточной
(прямоточной) или оборотной (замкнутой) — см. фиг. 140. При про-
точном водоснабжении охлаждающая вода забирается из естествен-
ного водоема и используется в конденсаторе только один раз. При
оборотном водоснабжении нагретая в конденсаторе вода поступает
в искусственное сооружение, там охлаждается, после чего снова
подается в конденсатор, т. е. многократно используется. Проточное
водоснабжение применяется в тех случаях, когда электростанция
расположена вблизи моря, большого озера или реки, наименьший
дебит которой (в летнее время) превосходит в 2—3 раза потребность
в охлаждающей воде. Оно всегда применяется в судовых установках.
Оборотное или циркуляционное водоснабжение применяется при
отсутствии близко расположенного источника с достаточным дебитом
воды, необходимости подъема воды на большую высоту, значитель-
ных колебаниях уровня воды или неудовлетворительном качестве
природной воды. Выбор системы водоснабжения производится на
основе технико-экономических подсчетов.
318 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Для охлаждения циркуляционной воды на стационарных элек-
тростанциях применяются охлаждающие пруды, брызгальиые бас-
сейны, градирни различного типа.
Пруды для охлаждения воды. Простейшим и старейшим способом
охлаждения циркуляционной воды является охлаждение с помощью
естественного или искусственного пруда, в который сбрасывается
нагретая вода из конденсатора. Вода охлаждается путем конвектив-
ного теплообмена на поверхности пруда с атмосферным воздухом,
а также в результате поверхностного испарения. Пруды и озера
имеются на многих электростанциях различной мощности. Они
также предусматриваются на большинстве крупных строящихся
электростанций. Основной недостаток прудов для охлаждения
воды — большая площадь на 1 кет установленной мощности.
Брызгальиые бассейны — это естественные, а чаще искусствен-
ные бетонные бассейны, над которыми производится распыливание
воды. Охлаждаемая вода распределяется системой труб над бассей-
ном (фиг. 158) и под давлением 5—7 м вод. ст. (иногда до 8—
10 м вод. ст.) поступает в сопла для распиливания. Благодаря уве-
личению поверхности контакта воды с воздухом происходит интен-
сивное испарение некоторой части воды, вследствие чего охлаждается
основная масса воды, попадающей в бассейн. Охлаждение воды интен-
сифицируется при наличии ветра, но при этом происходит механи-
ческий унос воды. Основным недостатком брызгальных бассейнов
является значительная потеря охлаждающей воды (испаряемой и уно-
симой ветром) - - от 2 до 5%. Из-за большого уноса воды зимой воз-
мож ю обледенение ближайших к бассейну сооружений, а также
сильное тумапообразование. Для обеспечения надлежащей работы
брызгальных бассейнов большое значение имеет выбор типа сопел,
а также распределение воды, условия обдувания и другие факторы,
содействующие наиболее интенсивному охлаждению воды. Некоторые
наиболее распространенные конструкции сопел показаны на фиг. 159.
Важнейшими требованиями к ним является тонкое распыливание
воды при небольшом напоре, а также большая производительность
(фиг. 160) и простота изготовления. Основное эксплуатационное
требование — это незасоряемость сопел.
Градирни. Классификацию градирен целесообразно произво^
дить по способу подвода воздуха к поверхности цоды. По этому при-
знаку градирни делятся на три основных типа: открытые
градирни, в которых используются только естественные токи
воздуха — ветер и отчасти естественная конвекция; башенные
градир н и, в которых тяга воздуха создается высокой вытяжной
башней, и вентиляторные градирни — подача воздуха
создается отсасывающими или нагнетательными вентиляторами.
Башенные и вентиляторные градирни разделяются на капе л ь-
н ы е и. п л е и о ч н ы е.
Открытая градирня (фиг. 161) состоит в основном из оросителя-
решетника, водораспределителя, жалюзи и водосборного резервуара.
Охлаждение циркуляционной воды
319
/секция
Л секция
Фиг. 158. Разрез брызгального бассейна (размеры в л):
1 — стальные опорные конструкции; 2 — распределительная труба; 3 — сопло;
4 — сонлодержатель; 5 — роликовые опоры.
Фиг. 159. Наиболее распространенные сопла для брызгальных бассейнов:
а __ тангенциальное двухдюймовое; б — тангенциальное стаканообразное; в — танген-
циальное эвольвентное; г — одновинтовое МОТЭП; д — одновинтовое 11 -А;
е — щелевое Л-16.
320 Основн элементы конденсйц. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Ороситель представляет собой систему вертикальных стоек и боль-
шого числа горизонтальных деревянных планок, расположенных на-
крест и образующих нечто вроде «решетки».
В оросителе вода разбрызгивается (фиг. 162) и стекает с планки
на планку отдельными каплями и тонкими струйками, охлаждаясь
за счет нагрева окружающего воздуха и главным образом вследствие
Фиг. 160. Изменение производительности различных сопел
в зависимости от давления воды:
1 — эволъвентнос сопло; 2 — одновинтовое сопло И-Л; 3 — ста-
канообразное сопло; 4 — двухдюймовое сопло; 5 — сопло В-10;
6 — одновинтовое сопло МОТЭ11; 7 — щелевое сопло П-16.
испарения части воды. Непосредственно под оросителем расположен
сборный бак (бассейн), куда стекает охлажденная вода, которая
циркуляционным насосом подается в конденсатор. Открытые гра-
дирни довольно просты по устройству, сравнительно легки (их иногда
располагают на крышах). Основной их недостаток — зависимость
работы от наличия ветра. При ветре они работают хорошо. Другим
недостатком, как и в брызгал иных бассейнах, является большой
унос воды и туман, вредный для окружающих строений. По этим
причинам открытые градирни получили малое распространение.
Башенные (или закрытые) градирни отличаются от открытых
градирен наличием высокой «башни», выполняющей функцию вытяж-
ной трубы, и тем, что ороситель с боков закрыт щитами (фиг. 163).
В градирне небольшой производительности ороситель охватывается
башней (фиг. 163, а), в более крупных градирнях ороситель сопря-
гается-с башней при помощи шатра (фиг. 164, б), или же по высоте
оросителя вместо глухой обшивки устраиваются жалюзи, через кото-
рые поступает весь воздух (фиг. 163, в), или значительная часть
Охлаждение циркуляционной воды
-750
Фиг. 161. Открытая капельная градирня (поперечный разрез):
/ — розетки; 2 — сливные трубки; 3 — щит решетника.
•8260
21 Берман
539
322 Основн. элементы конденсац. устройств и крат к. сведен, об эксплуат.
воздуха, а отстальная его часть поступает в ороситель снизу
(фиг. 163, г). Наличие башни обеспечивает организованное движение
воздуха в градирне. Поступающий в ороситель воздух нагревается
и увлажняется при соприкосновении со стекающей навстречу водой,
становится легче и удаляется через
когда по климатическим условиям
или габаритным ограничениям
надлежащее охлаждение при есте-
ственном движении воздуха по
достигается, может быть соз-
дана принудительная циркуляция
вытяжную грубу. В том случае,
Фиг. 163. Схемы башенных капельных
градирен:
а и и'— противоточные градирни: в — по-
перечноточная градирня; г — ноперсчпо-
противоточпая градирня; 1 — воздухорас-
пределитель; 2 — оросительное устройство
(решетник): 3 — водораспределительное
устройство: 4 — вытяжная башня;
5 —- водосборный резервуар; 6 — трубка
отвода охлажденной воды.
Фиг. 162. Разбрызгивание воды с по-
мощью сливных трубок и розеток:
1 — желоб; 2 — сливная трубка;
3 — розетка; 4 — решетник.
с помощью установки вентилятора, но она редко используется
в стационарных паротурбинных установках, так как при этом затра-
чивается дополнительная, энергия и увеличивается унос воды.
В башенных градирнях капельного типа (наиболее распростра-
ненная конструкция) ороситель-решетник заполнен горизонтальными
брусками (фиг. 164) так же, как и в градирнях открытого типа.
В башенных градирнях пленочного типа (более новая конструкция,
которая за последние годы начинает находить широкое распростра-
нение) ороситель заполнен вертикальными щитами, размещенными
с небольшими зазорами (фиг. 165).
Вода, стекающая по вертикальным щитам в виде пленки, сопри-
касаясь с движущимся навстречу воздухом, нагревает и увлажняет
его, а сама при этом охлаждается. Пленочные градирни, при тех же
размерах оросителей, обладают более высокой производительностью,
чем капельные, но из-за большего расхода охлаждающего воздуха
требуют более высокой вытяжной трубы для создания необходимой
тяги. Башенные градирни, особенно пленочные, занимают сравни-
Охлаждение циркуляционной воды
323
Фиг. 161. Различные виды расположения брусков в решетнике башенной
капельной градирни.
Фиг. 165. Съемные деревянные щиты пленочного оросителя:
а — общий вид и разрез; б — разрез нижней части щита в увеличенном
масштабе.
21*
324 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк сведен, об эксплуат.
тельно небольшую площадь и поэтому они широко применяются
на электростанциях, сооружаемых в крупных городах и промышлен-
ных центрах. Потери воды (на испарение) около 2—3%, а при искус-
ственной тяге — до 4 -5%. Расход энергии на подачу и подъем
воды достигает до 2% общей выработки энергии.
Башенные градирни строятся обычно из дерева по типовым проек-
там. Металл не применяется из-за коррозии. Недостатком деревян-
ной градирни является небольшой срок службы порядка 10 12 лет
и огнеопасность, особенно во время перерывов в работе. Чтобы
устранить эти недостатки крупные градирни сейчас строят железо-
бетонными.
В рассмотренных установках происходит главным образом испа-
р тельное охлаждение циркуляционной воды вследствие испарения
некоторой ее части, и в меньшей мере, в результате нагрева воздуха.
Убыль воды в прудах и озерах пополняется естественным путем,
а в градирнях и брызгальных бассейнах — при помощи пасосной
установки из близлежащих источников. Вследствие непрерывного
испарения части воды жесткость воды в системе постепенно возра-
стает, что вызывает необходимость периодической смены воды или
химического смягчения ее. Производительность охлаждающего уст-
ройства выражается объемным расходом воды W в м3!час (гидравли-
ческая нагрузка). Характерным геометрическим размером является
площадь поперечного сечения Sop и м2 на том горизонтальном уровне,
где происходит встреча воды с воздухом. Интенсивность работы
охлаждающего устройства выражается удельной гпдравличсскоп
нагрузкой, т. с. отношением q - - в лгчм~ час или м/час, которое
ор
называют плотностью орошения или высотой дождя. Физический
смысл этого распространенного термина (заимствован из метеороло-
гии) выражает высоту слоя воды, падающей сверху вниз за один час.
Тепловая нагрузка охладителя Q — это количество отдаваемого
водой тепла в час. Удельная тепловая нагрузка <5 в ккал/м2 час.
^ор
Интенсивность работы охладителя может быть также выражена
удельной
мощности
удельный
m = 70 и
следующие (приближенные) зависимости:
W = 0,005 -70/V^ « 0,357Уэд ш!час\
Q = 5 • 525= 2625Л7ал = 7500157 ккал/час,
Sop __ ^^Sop __ 0'35 . Q _ __ 7500<7.
Nэл U,z у Spp Sop
Основные показатели охладителей циркуляционной воды (средние
данные) приведены в табл. 11.
площадью охладителя SOp, отнесенной к электрической
N^BKetn, т. е. выражением в м21квт. Если принять
расход пара = 5 кг/квт-ч, кратность охлаждения
тепло конденсации пара 3/ ---- 525 ккал/кг, то получим
Охлаждение циркуляционной воды.
325
Таблица 11
Основные показатели охладителей циркуляционной воды
Тли охладителя q в м*/мг час VSoP в ккал/,и* час SOp/"„ в м.г/квт.
Пруды 0,025-0,05 200—400 14-7
Брызгальиые бассейны 1—1,5 7 000—12 000 0,35—0,2
Открытые градирни Башенные капельные градирнц: 2—5 15 000—40 000 0,2—0,07
деревянные 2—5 15 000—40 000 0,2—0,07
железобетонные 3-7.5 25 000-60 000 0,1—0,05
Башенные пленочные градирни . . Вентиляторные градирни: 7—10 50 000—80 000 0,05-0,03
капельные 5—7 40 000— 50 000 0,07—0,05
пленочные 10-14 70 000—100 000 0,04—0,025
Из табл. 11 видно, что площадь, занимаемая охладителями, резко
сокращается при переходе от прудов
последних к градирням, особенно
пленочным.
Проведенное ОРГРЭСом обследо-
вание большого количества элек-
тростапцпй показывает, что при про-
точном и прудовом водоснабжении
значения вакуума близки между
собой и выше, чем при градирнях и
брызгальных бассейнах, так как тем-
пература воды в последних выше.
Охлаждение циркуляционной воды
в энергопоездах осуществляется
большей частью в градирнях, реже—
в поверхностных охладителях «радиа-
торах». Градирни из-за небольшой
высоты оросителей и невозможности
установки вытяжной трубы по усло-
виям габарита всегда имеют искус-
ственную тягу. На фиг. 166 схема-
тично показан разрез одной из четы-
рех секций градирни, устанавливае-
мой на специальной железнодорож-
ной платформе. Энергопоезда должны
иногда работать в районах с ограни-
ченными водными ресурсами или
низким качеством природной воды.
Восполнение потерь воды в гра-
к брызгальным бассейнам, а от
Фиг. 166. Схематический разрез
градирни энергопоезда с искус-
ственной тягой:
I — вентилятор: 2 — электродвига-
тель: 3 — водораспределительное уст-
ройство: 4— розетки: 5— оросительное
устройство: 6 — жалюзи для BnvcKa
воздуха: 7 — водосборный резервуар;
8 — трубопровод охлажденной воды.
дирне в этих случаях может быть затруднительным.
Для избежания потерь циркуляционную воду охлаждают в ради-
326 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
аторах. Радиатор представляет собой пучок труб с поперечными
ребрами. По трубам течет вода, а подаваемый вентилятором наруж-
ный воздух проходит между трубами. При охлаждении в радиаторах
(по сравнению с градирнями) отсутствуют потери воды, засорение
и увеличение жесткости за счет добавочной воды, поступающей для
восполнения потерь. В этом случае конденсатор трубины работает
практически без загрязнения. Р1едостатки радиаторов заключаются
в большой сложности конструкции и в худшем охлаждении воды
из-за низкого коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха.
Понятие о работе и расчете градирни и брызгального устройства
Пришит работы циркуляционного охладителя любой системы
заключается в том, что вода, нагретая в конденсаторе, возвращается
снова в конденсатор уже охлажденная до первоначальной темпера-
туры, т. е. вода охлаждается в охладителе на столько же градусов,
на сколько опа нагревается в конденсаторе. Поскольку нагрев воды
в конденсаторе зависит толы<о от его тепловой нагрузки и коли-
чества охлаждающей воды, понижение температуры воды в охлади-
теле 8^ зависит только от тех же условий работы конденсатора.
Зоной (поясом) охлаждения принято называть разность темпе-
ратур входящей в охладитель £ и выходящей из него воды Г.
Величина зоны охлаждения 8/ = f — Г определяется условиями
работы конденсационной установки, а не охладителя.
Из-за потерь воды в охладителе (испарение, механический унос),
которые должны восполняться равным количеством добавочной
воды с температурой tOl отличной от температуры воды на выходе
из охладителя Г, величина зоны охлаждения 8/ несколько отли-
чается от величины нагрева воды в конденсаторе ZtK. На основании
теплового баланса можно написать
(Г+IFO) +
где W — количество (расход) воды после охладителя,
t’K — температура воды перед конденсатором;
откуда имеем
U7
Принимая = Г, т. е. пренебрегая потерями тепла, а следова-
тельно, и понижением температуры воды в трубопроводе от конден-
сатора к охладителю, получим окончательно уточненную зависи-
мость между величиной зоны охлаждения 8^ и нагревом воды в кон-
денсаторе
с-
Охлаждение циркуляционной воды
327
ИЛИ
<315)
Последний член выражения (315) — поправка, обусловленная
потерями воды в охладителе. Эта поправка обычно не превышает 1°.
Предел охлаждения (теоретический) при испарительном охлаж-
дении воды определяется температурой точки росы т, которая зависит
исключительно от температуры наружного воздуха t2 и его отно-
сительной влажности <?. Температура воды на выходе из испаритель-
ного охладителя (например, градирни) может быть ниже температуры
нгт** " г .'-.г/ — иногда наблюдаются в эксплуата-
температуры воздуха. Для оценки качества работы охладителя
испол ьзустся выражен не
t\ — С
J, (316)
ч ~ т
т. е. отношение зоны охлаждения (действительного охлаждения) к пре-
дельно возможному охлаждению; оно является коэффициентом совер-
шенства или эффективности охлаждающего устройства. Совершен-
ство работы охладителя как теплообменного аппарата можно харак-
теризовать разностью температуры охлажденной воды Г и теоре-
тического предела охлаждения т, т. е. выражением Г — т. Эту
величину иногда называют высотой зоны охлаждения. По аналогии
с недогревом воды в водоподогревателях величину Г — т будем в даль-
нейшем называть «недоохлаждением» воды в охладителе. При поверх-
ностном охладителе (радиаторе) пределом охлаждения является
температура наружного воздуха (а не температура точки росы).
Размер активной поверхности охладителя оказывает влияние
только на температуры входящей и выходящей воды, а не на их раз-
ность, остающуюся постоянной, если условия работы конденсатора
не меняются. Чем меньше активная поверхность охладителя, тем
выше при той же зоне охлаждения температура входящей и выходя-
щей из конденсатора воды и тем меньше будет вакуум в конденсаторе.
Из уравнения теплопередачи (справедливого для любого тепло-
обменника) следует, что при одинаковой тепловой мощности Q вели-
чина поверхности F и средний температурный напор Д/ находятся
в обратной зависимости. Поэтому чем меньше поверхность охлади-
теля (при той же тепловой нагрузке), тем больше средняя разность
температур воды и воздуха. Следовательно, при неизменной темпе-
ратуре наружного воздуха должна быть выше средняя темпе-
ратура воды. Наглядное представление о зависимостях между вели-
чинами, характеризующими тепловую работу охладителя, дает гра-
фик на фиг. 167. Кривые на графике показывают зависимость тем-
пературы охлажденной воды Г от температуры точки росы т. Как
правило, чем выше предел охлаждения т (летние условия), тем ближе
328 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
к нему Г, т. е. меньше t\— т. Испарительное охлаждение воды
происходит в рассматриваемых охладителях в результате процессов
Предел охлаждения t°C
Фиг. 167. График «кривых
охлаждения* охладителя
циркуляционной воды:
А — зона охлаждения.
тепло- и массообмена при непосредствен-
ном соприкосновении охлаждаемой воды
с атмосферным воздухом. Поверхностное
испарение преобладает в охлаждении воды:
в течение большей части года на испаре-
ние воды приходится до 80—90% всего
отводимого тепла и только при низких
температурах наружного воздуха оно сни-
жается до 30—50%.
На основе теплового и материального
баланса можно для испарительных охла-
дителей составить три основных урав-
нения.
Количество тепла, отданного водой
(фиг. 168, а),
СЛ\ - (с, - с„) /; = g, (/; -t\y + Gut;
равно количеству тепла,
воздухом
воспринятому
Следовательно, уравнение теплового баланса
(317)
где Gu — вес испарившейся воды.
±7
&2
d'fA
Фиг, 168. Схема к выводу основных уравнений испарительного
. О/Хлаждения:
а — для вывода уравнений баланса: б — для вывода формулы средней
разности энтальпий.
Охлаждение циркуляционной воды
32 9
Уравнение теплообмена между водой и воздухом
Р = G,c2 (^ — t2). (318)
Это уравнение показывает, что тепло, отданное водой конвекцией
при средней по поверхности разности температур воды и воздуха
/1—Т2, равно количеству тепла на нагрев воздуха.
Аналогичное по форме уравнение массообмена
Зр(Р. -p,)F^G2(d"-d')f (319)
-среднее по поверхности значение разности парциальных
давлений пара в ата;
d" и d' — влагосодержание воздуха (конечное и начальное) в кг!кг.
Уравнение (319) показывает, что количество испарившейся воды
(левая часть уравнения) равно возрастанию влаги в воздухе.
Из уравнения теплового баланса (317) можно найти энтальпию
уходящего воздуха
здесь зона охлаждения
относительное количество воздуха
I
Так как G2 (iw—i') — Q (тепловая нагрузка охладителя), а коли-
чество испаренной воды
GU = G2 =
TO
<32°)
где Q? — количество тепла, затраченного на испарение воды;
г — теплота парообразования;
<23
—- доля тепла, затраченного на испарение воды.
Можно дать приближенную зависимость вида 7. — f (Г) для
15 < Г. < 47е:
Х = 1,002 — 0,0018/". (321)
330 Основн элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат
Наличие определенного соотношения между коэффициентами
тепло- и массоотдачи позволяет представить количество тепла, отда-
ваемого водой при испарительном, охлаждении, в виде простой зави-
симости от разности энтальпий воздуха
Q =
(322)
где Д/ — средняя разность энтальпий воздуха в ккал! кг]
—коэффициент массоотдачи, отнесенный к разности влаго-
содержаний, в кг/м2 час /кг/кг/.
ность охлаждения
F —
XiW
(323)
Средняя разность энтальпий Дг при противотоке определяется
выражением, аналогичным выражению (51) для среднего темпера-
турного напора:
(324)
hi" —
здесь ДС : — Г. — разность энтальпий па стороне входа воды
(фиг. 168, б);
№!' = Г — Q —разность энтальпий на выходе воды;
11 + i j — 2р
(325)
где б — энтальпия насыщенного воздуха при средней температуре
воды
Во всех этих выражениях принято, что воздух у поверхности воды
насыщен и имеет температуру воды.
Температур}' уходящего из охладителя воздуха можно’прибли-
женно определить исходя из допущения, что теплообмен происходит
при неизменной температуре воды, равной ее среднему значению
Охлаждение циркуляционной воды
331
7 л
h = —2—» и чт0 изменение состояния воздуха изображается
на диаграмме i — d прямой линией. Тогда
^2 ^2 _ *2 12
G “ 1% £*1 £2
откуда
. 1325)
£i — i2
По значениям энтальпии i" и температуры Г уходящего воздуха
можно по диаграмме i — d определить конечную относительную
влажность ср".
Значения коэффициента массоотдачи рр, аналогично коэффициенту
теплоотдачи а, определяются опытным путем, причем они находятся
в определенном и мало изменяющемся для практической области тем-
ператур количественном соотношении, а именно
~ = 0,33->0,35 ккал-ат! кг-град.
В случае стекания воды в охладителе в виде тонкой пленки
процессы тепло- и массоотдачи могут быть представлены степен-
ными критериальными зависимостями:
для теплоотдачи
Nu - CRert;
для массоотдачи
nud -аде"2,
где Nud = ~~ — диффузионный критерий Нуссельта;
Dp — коэффициент диффузии, отнесенный к градиенту
парциальных давлений;
CD и tn — коэффициенты, которые определяются опытным
путем.
Результаты выполненного Л. Д. Берманом обобщения опытных
данных представлены на графике фиг. 169 в виде диаграммы для
определения коэффициентов тепло- и массоотдачи с поверхности дви-
жущейся водяной пленки. Скорость воздуха w2 принимается отно-
сительно поверхности пленки, т. е. в случае противотока
сСГ2 ^803(5 4“
где шв0зд - - абсолютная скорость воздуха в м1сек\
wnA — скорость пленки в м/сек, которая может быть опре-
делена по фиг. 170; для предварительных оценок
можно принимать wnA = 0,2 -н 0,25 м/сек.
I
5)
169. Диаграмма для определения
Фиг.
коэффициентов теплоотдачи* и массо-
отдачи с поверхности движущейся
водяной пленки и графики для опре-
деления поправок:
а — диаграмма для определения коэффи-
циентов теплоотдачи и массоотдачн с по-
верхности движущейся водяной пленки;
Z) б — график для определения поправочного
коэффициента alf учитывающего влияние
расстояния между щитами b (поправку для Ъ определять по шкале скорости,
обозначенной соответствующей буквой Я, Б и В на кривых); в — график для
определения поправочного коэффициента а^, учитывающего влияние отноше-
ния высоты сплошных щитов Л к расстоянию между ними 6; г — график для
определения поправочного коэффициента а3> учитывающего влияние средней
332 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
температуры воздуха tt.
Охлаждение циркуляционной воды
553
Найденное значение ?р умножается на три поправочных коэффи-
циента (фиг. 169); коэффициент аг учитывает влияние расстояния
между щитами 6; коэффициент а2 учитывает влияние отношения 4-
о
(А ~ высота сплошных щитов с вертикальными разрывами между
доскам?- '<< :г-з Злолиттяц коэ^хЬикиеят учитывает влия-
ние средне^ 1 j рол
линия вспомогательного графика
соответствует нижним, более кру-
тым участкам кривых Л, Б и В).
Между коэффициентами массо-
отдачи, отнесенными к разности пар-
циальных давлений пара р_, и к раз-
ности влагосодержаний pd, имеется
приближенная зависимость
<327’
где рат — атмосферное давление
в ата;
= d\ + d" + d'2 + d'% — сумма
j jri/Д пр пах ыолее крутая
°'Ют ’ ioo ’ Too ‘ 400 1 ioo
Фиг. 170. Изменение скорости
водяной пленки в зависимости от
гидравлической нагрузки щита и
средней температуры воды.
вл а гос оде ржа н и й.
При распиливании воды на
капли. например. в капельных
градирнях, точное определение свободной поверхности воды затруд-
нительно и поэтому часто пользуются объемными коэффициентами
тепло- и массоотдачи, т. е. коэффициентами, отнесенными не к еди-
нице поверхности охлаждения А, а к единице активного объема
охладителя lz. Поэтому объемный коэффициент массоотдачи, отне-
сенный к раз пости парциальных давлений,
у.£, = Рру- кг1м*часат,
а отнесенный к разности влагосодерждний
Pdv = Pd^- кг/м^нас 1кг/кг1.
Объемный коэффициент массоотдачи, отнесенный к разности
влагосодержаний, при капельном испарительном охлаждении
воды в градирне
- 24,5 104 ---2--- кг1м3час[кг1кг, (328)
где weo3d Чв03д — весовая скорость воздуха по его состоянию при
входе в градирню, отнесенная к полному сечению
охладителя в кгЛн2 сек;
q — плотность орошения в м3/м2 час;
Т — температура поступающей воды в °абс.
334 Основы, элементы конденсац устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
При применении объемного коэффициента массоотдачи объем
оросителя подсчитывается по формуле, аналогичной формуле (323);
GjSZ
V°P
(329)
При расчете башенной или вентиляторной градирни необходимо
задаться относительным расходом воздуха X = —- и скоростью воз-
духа w2 в оросителе. При увеличении расхода и скорости воздуха
уменьшается потребная поверхность охлаждения F, но зато возра-
стают размеры вентиляционного устройства (высота вытяжной башни
или мощность вентилятора). Для башенных пленочных градирен
во избежание значительного увеличения высоты башни целесообразно
принимать расход воздуха приблизительно равным теоретическому,
при котором достигается полное его насыщение в самом верху гра-
дирни. Для вентиляторных градирен, если нужно уменьшить высоту
ы'геля, можно принимать расход воздуха выше теоретического.
Капельные башенные градирни обычно работают с расходом воздуха
ниже теоретического. Поэтому на начальном участке пути воздуха
его относительная влажность возрастает до 100%, в верхней части
оросителя воздух остается насыщенным, но поскольку поднимается
его температура, возрастает и влагосодержание.
Теоретический относительный расход воздуха зависит от его
начальных параметров и пределов изменения температур воды. При-
менительно к климатическим условиям центральной части СССР
можно указать следующие примерные пределы изменения /гп в зави-
симости от зоны охлаждения В б
Ъ! в °C . . 5 10 15 20
\т .... 0,3—0,7 0,6—1,0 1,1—1,5 1,8—2,2
Скорость воздуха в оросителе противоточной капельной градирни
обычно составляет 0,5—1,3 м/сек (по полному сечению оросителя),
а в пленочной значительно выше —до 3—3,5 м/сек (по живому сече-
нию оросителя). В вентиляторных капельных градирнях скорость
воздуха, отнесенная к полному сечению оросителя, принималась
ранее до 3,5—4 м/сек, но в новейших конструкциях она обычно не
превосходит 1,6—1,8 м/сек при противотоке и 2—2,5 м/сек при попе-
речном токе, благодаря чему снижается гидродинамическое сопро-
тивление и уменьшается потребная мощность вентилятора. В венти-
ляторных же градирнях пленочного типа вследствие меньшего сопро-
тивления их оросителя скорость воздуха может приниматься более
высокой, чем в капельных градирнях: в старых конструкциях она
доходила до 6 7 м/сек, а сейчас принимается до 2,5—3 м/сек —
при подсчете по полному сечению оросителя и до 3—3,5 м/сек —при
подсчете по живому сечению (между щитами).
Охлаждение циркуляционной воды
335
При заданном количестве охлаждаемой воды и принятом
относительном расходе воздуха X выбор скорости воздуха w2!м/сек
полностью определяет площадь противоточного оросителя Sop и плот-
ность орошения q, составляющие
м*’ (330)
io3sop — m —3’6’ 'V М',/Лгчас' (331)
Изменение остальных параметров может при этом отразиться
лишь на величине высоты оросителя.
Расчет высоты вытяжной башни выполняется аналогично рас-
чету дымовой трубы котельной установки, т. е. приравниванием гидро-
динамического сопротивления градирни Др к силе тяги Z, создаваемой
вытяжной башней.
Полпос гидродинамическое сопротивление градирни склады-
вается из сопротивлений входа, воздухораспределителя, оросителя,
водораспределительного устройства и башни. Поскольку имеющиеся
экспериментальные данные недостаточны для раздельного определе-
ния местных сопротивлений, то при практических расчетах исходят
из коэффициента сопротивления С для всей градирни, определяемого
по материалам испытаний аналогичных конструкций. Коэффициент
С целесообразно относить к оросителю, на долю которого приходится
до 50—70% общего сопротивления градирни. Принимая удельный
вес воздуха в оросителе равным среднеарифметическому удельных
12 + Ъ
весов при входе и выходе, т. е. ——> общее гидродинамическое
сопротивление градирни будет
(332)
Коэффициент сопротивления С для башенной капельной градирни
при плотности орошения q — 2 5 мг/м2 час и площади оросителя
Fop до 50 м2 составляет соответственно 30—60, увеличиваясь до
100 -180 при площади оросителя до 2400 м2. Для вентиляторной
капельной градирни при So„ до 60 м2 (для одной секции) и q ~ 4н-7
соответственно С = 50 -т- 70. Для башенной пленочной градирни
при Sop до 700 лг и q = 6 -н 10 значение С соответственно равно
С - 8 - - 12. Скорость воздуха w2 в оросителе в формуле (332) для
капельных градирен относится к полному сечению оросителя, а для
пленочных — к живому сечению оросителя.
336 ОсновН. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат
Сила тяги банши Z равна разности весов столбов воздуха наруж-
ного и в градирне:
Z = (Нор + Яб) - нор "Гр _
или окончательно
Z = (нб + ( 7-2 — 72) мм В°Д- ст- (333)
Высота вытяжной башни из формул (332) и (333) будет
7 1 / W? 71? Ш v I
Нб=-А-„-Нор = ±- м, (334)
72-12 \ S 72 — 72 J
Создаваемая вытяжной башней сила тяги не превосходит обычно
2 3 мм вод. ст. В вентиляторных же градирнях преодолеваемое
вентилятором сопротивление составляет до 9-12 мм вод. ст. при
скорости воздуха (ио полному сучению оросителя) 1,6 -1,8 м/сек
при противотоке и 2 2,5 м/сек при поперечном токе, а в более старых
конструкциях сопротивление при скорости воздуха до 3,5- 4 м/сек
достигало до 15 мм вод. ст. и выше.
Основной задачей теплового расчета охладителя является опре-
деление его размеров, точнее, поверхности охлаждения. Так как
трудно дать точную опенку величины последней при капельном рас-
пиливании воды (соплами, в решетнике), приходится ограничи-
ваться определением площади охладителя или объема его оросителя.
Методы теплового расчета, основанные на теории испарительного
охлаждения, стали применяться сравнительно недавно и лишь для
вентиляторных и пленочных башенных градирен. Для расчета
остальных типов испарительных охладителей разработаны и широко
применяются эмпирические формулы и расчетные графики. На
фиг. 171 дана расчетная диаграмма для башенных капельных гра-
дирен. Диаграмма была разработана на основе экспериментального
исследования промышленных градирен и систематизации полученных
материалов Н. И. Арефьевым, а затем несколько переработана
Л. Д. Берманом и А. В. Перцевым. На фиг. 172 дана расчетная диа-
грамма для брызгальных бассейнов.
Конструирование, расчет и эксплуатация испарительных охла-
дителей детально освещены в монографии Л. Д. Бермана. Расчет
охладителей поверхностного типа (радиаторов) производится ана-
логично расчету газе- и воздухоохладителей.
Охлаждение циркуляционной воды
337
Фиг. 171. Расчетная диаграмма башенных капельных градирен:
т — температура точки росы в °C; t%~ температура наружного воздуха
в °C; /] — температура охлажденной воды; Sf — зона охлаждения
в °C; q — плотность орошения в м*/м? час.
22 Верман
539
338 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
На основе исследования процесса испарительного охлаждения
Н. М. Виленским предложена приближенная зависимость между
температурой охлажденной воды Г и зоной охлаждения 8/:
/; /1 /Й'Л (335)
где /1 ж 14 0,714 г приведенный предел охлаждения ВС-
л и чипа, одп оз н а я и о он ределя ем а я тем-
пературой точки росы т;
В — коэффициент конструкции охладителя,
характеризующий качество его работы.
Чем меньше величина В, тем лучше работает охладитель.
Фиг. 172. Расчетная диаграмма для брызгальных бассейнов:
а — кривые охлаждения брызгального бассейна; б — поправка на напор И воды у сопел.
в — влияние скорости ветра tv па температуру охлажденной в брызгальном бассейне воды
(6 г = 10е; - — 15°); 1 — большой бассейн; 2 — малый бассейн.
На основе обработки расчетных графиков (типа показанных
на фиг. 171 и 172, т. е. для стандартных конструкций) Н. М. Вилен-
ским предложены следующие обобщенные зависимости:
Для брызгального бассейна........................Д • - 4,3р ‘°
Для открытой капельной градирни:
при скорости ветра - - 1,5 м/сек.............В =•- 0,3 (q — 1)~
при плотности отношения q = 3 м3/м~час . . В — 0,316&у ’ ‘
Для башенной капельной градирни..................В -- 0,31 -)- 0.33?
В этих-формулах: р — напор воды у сопла в м вод. ст.;
q — плотность орошения в лРЛи2 час.
Основные ведения об эксплуатации конденсационных устройств 339
§ 48. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ ОБ ЭКСПЛУАТАЦИИ КОНДЕНСАЦИОННЫХ
УСТРОЙСТВ
Обеспечение вакуума
В 19 10 г. н СССР Г»и,.пи впервые выпущены «Правила технической
эксплуатации электрических станций и сетей», обязательные для
всех станций. Опыт работы показал, что выполнение этих правил,
в которых обобщен, в частности, опыт эксплуатации конденсацион-
ных устройств и теплообменных аппаратов, обеспечивает надеж-
ную, экономичную и безаварийную эксплуатацию электростанций
в целом и отдельных агрегатов.
Одним из основных условий нормальной работы паротурбинной
установки является обеспечение и поддержание проектного вакуума.
Резкое понижение вакуума называется «срывом» вакуума.
Оп обычно вызывается прекращением подачи электрического тока
к моторам циркуляционных насосов, неисправностью последних
или неисправностью воздушных насосов. Причины срыва могут быть
сравнительно легко обнаружены. Кроме того, в процессе эксплуата-
ции может происходить постепенное ухудшение вакуума, вызывае-
мое различными причинами. Для выявления их необходимо тща-
тельно проанализировать изменение показателей работы конденсатора.
Пг т'.а'ес там изучения работы большого количества элекл ро-
ста* " . "' <- -ту РГРЭСсм. тр&чины ухудшения вакуума
по и/. знз-. . . .1“.: :7.чн; уагглдзжитъ в слащлошей гхкледсвателъ-
ности: загрязнение поверхности охлаждения конденсаторов, недо-
статочное количество охлаждающей воды, недостаточная эффектив-
ность водоохлаждающих устройств, низкая воздушная плотность
вакуумных систем и неудовлетворительная работа воздухоудаляющих
устройств, дефекты конденсаторов.
Загрязнение поверхности охлаждения конденсаторов со стороны
воды является обычно главной причиной, вызывающей ухудшение
вакуума и снижение экономичности паротурбинных установок.
Загрязнение поверхности охлаждения вызывается отложениями
органичеш огэ и неорганического происхождения (солевыми),
а также механическими примесями в воде. При прямоточном водо-
снабжении пресной и морской водой основными являются отложе-
ния органического характера, которые вызываются наличием в воде
водорослей и микроорганизмов, поэтому интенсивность загрязнения
зависит от времени года.
Отложения накипи (солей) на трубах конденсаторов и на других
поверхностях, омываемых охлаждающей водой, наблюдаются преи-
мущественно при оборотном водоснабжении. Объясняется это
повышением концентрации солей карбонатной жесткости (см. §2).
Осаждение механических примесей (песка, листьев, щепы, мелких
ракушек), вносимых охлаждающей водой в конденсатор, наблю-
дается преимущественно при работе на речной воде и зависит от
степени чистоты воды (наибольшая загрязненность в половодье
22*
340 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
и при паводках), совершенства ее очистки в водозаборных устрой-
ствах и скорости воды в отдельных частях конденсатора. Наиболее
к р у иные частицы задор ж и в а юте я
водяную камору (трубную доску),
чиваются помимо трубной доски
при входе в трубки и засоряют
Меха и ячеек не примеси сосредота-
трубках первого хода воды. Наи-
более же интенсивное отло-
жение накипи происходит в
последнем ходе, где темпе-
ратура воды самая высокая.
Загрязнение трубок ухуд-
шает теплопередачу во всем
конденсаторе и, в частности,
в воздухоохладителе. В ре-
зультате увеличивается недо-
грев воды А/ и разность
температур отсасываемой па-
ровоздушной смеси tcм и воды
на входе t'. Кроме того, по-
вышается гидродинамическое
сопротивление конденсатора
и отчасти всей циркуляцион-
ной системы, из-за чего
уменьшается расход охла-
ждающей воды, а это, в свою
очередь, обусловливает уве-
личение нагрева воды. По
Фиг. 173. Приспособления для мсхапнчи- Э1им четырем признакам
скиЛ чистки трубок: можно выявить загрязнение
а - । 1л пнищ 4. в, г. о щетин. трубок. Известны случаи
ухудшения вакуума па 10—
12% за 2 1 месяца из-за сильного загрязнения трубок.
Очистка трубок от загрязнения — трудоемкая операция, свя-
занная с остановкой турбины или со снижением нагрузки (при двух-
поточных конденсаторах). Применяется механическая, химическая
и гидравлическая очистка. Механическая очистка производится
шарошками, щетками (фиг. 173), резиновыми шариками, прогоняе-
мыми сквозь трубки водой или сжатым воздухом, и другими анало-
гичными приспособлениями. Химическая чистка заключается в про-
мывке конденсатора со стороны воды раствором химических реаген-
тов. Выбор реагента зависит от характера отложений, а его
количество определяется по химическому составу накипи и ее ори-
ентировочному весу. Накипь в конденсаторах состоит в основном
из карбоната кальция, хорошо растворимого в соляной кислоте.
Поэтому обычно используется соляная кислота. Карбонат кальция
при этом переходит в раствор в виде хлористого кальция
СаСо3 + 2HQ - СаС12 + Н2О 4- СО2.
Основные сведения об эксплуатации конденсационных, устройств 341
Поскольку кислота растворяет олово и цинк, то для уменьшения
вредного действия кислоты на металл в нее добавляют некоторые спе-
циальные замедлители (пассиваторы). При загрязнениях глинистого,
илистого и маслянистого характера на ряде пресноводных станций
много лет применяется промывка раствором едкого натра (каусти-
ческой соды), причем коррозии трубок из-за этого не наблюдалось.
При отложениях органического характера для химической чистки
выбираются реагенты, которые убивают микроорганизмы. Это обыч_но
раствор хлорной извести или газообразный хлор. Многолетний опыт
отечественных пресноводных и приморских станций подтверждает
безвредность хлорирования для конденсаторных трубок.
Химическая очистка — ответственная операция, проводимая при
квалифицированном надзоре и требующая часто большого расхода
дефицитных реагентов, связана с остановкой или снижением
нагрузки турбины и в ряде случаев ускоряет коррозию трубок.
Гидравлические методы очистки используются реже, чем механи-
ческие и химические, и применяются для удаления из трубок непри-
липающих мелких осадков (песок) струей воды под давлением 10—
12 ат при остановке турбины и различных механических загрязне-
ний (листва, щепа и т. и.) трубных досок путем промывки обратным
потоком воды при работе турбины со сниженной нагрузкой.
При оборотной системе охлаждения и при наличии отдельных цир-
куляционных насосов на каждую половину конденсатора для про-
мывки обратным потоком не требуется специальных устройств. После
снижения нагрузки турбины достаточно остановить насос, подающий
воду в предназначенную для чистки половину конденсатора; при
этом вода из общей сливной линии будет проходить под давлением
через промываемую половину и выключенный насос в его прием-
ный колодец, смывая при этом мусор и отложения, осевшие
на трубной доске.
При проточном охлаждении для промывки конденсатора обрат-
ным потоком воды необходимо устраивать перемычки между напор-
ными и сливными трубопроводами. Засорение трубных досок круп-
ными частицами нужно ликвидировать очисткой воды у места ее
забора, а промывка конденсатора обратным потоком воды является
полумерой.
В турбинах с раздвоенным потоком пара в цилиндре нцз-
кого давления применяют, как правило, два конденсатора. При этом
оба выхлопных патрубка соединяются перепускной (уравнительной)
трубой, назначение которой — обеспечить одинаковое давление
в обоих патрубках для устранения осевых усилий в роторе. При от-
ключении на чистку одного из конденсаторов необходимо учиты-
вать, что из-за сопротивления уравнительной трубы возникает
перепад давлений по обеим сторонам ротора низкого давления
и соответственно появляется осевое усилие. Поэтому при отклю-
чении одного из конденсаторов нагрузка турбины снижается до
15 — 20% от номинальной.
342 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Загрязнение трубок конденсатора, вызывающее необходимость
периодических чисток, обусловливает работу установки с более
низким вакуумом, чем при постоянно чистой поверхности, так как
в периоды между чистками происходит непрерывное нарастание
отложений. Производство периодических чисток всегда связано со
снижением нагрузки станции во время чистки, с производством
трудоемких и дорогостоящих работ. Поэтому периодическая чистка
конденсаторов, независимо от применяемого метода, должна допу-
скаться лишь в качестве временной меры до внедрения в эксплуата-
цию профилактических мероприятий, которые позволяют обеспе-
чить работ) конденсаторов длительное время без загрязнения со
стороны коды. При отложениях органического характера в каче-
стве профилактического мероприятия широко используется хлориро-
вание воды, впервые примененное у нас в 1936 г. Эффект хлориро-
вания заключается в том, что убивая микроорганизмы, содержа-
щиеся в охлаждающей воде, предупреждается возможность их раз-
множения в конденсаторе, чем и обеспечивается сохранение чистоты
трубок в течение длительного срока.
Профилактическими мероприятиями против отложения накипи
в системах оборотного водоснабжения являются: продувка цир-
куляционной системы, обработка воды кислотами, фосфатирование
циркуляционной воды и рекарбонизация. Следует учитывать, что
в системах оборотного водоснабжения повышается обгцее солесодер-
жание вследствие испарения части воды и внесения новых количеств
солей свежей водой.
Продувка, т. е. замена части оборотной воды свежей, может
способе гвова гь уменьшению паки необразованпи, если добавочная
вода обладает невысокой карбонатной жесткостью и содержит доста-
точно большое количество избыточной углекислоты (сверх равновес-
ного количества, соответствующего ее карбонатной жесткости). Это
встречается редко, поэтому не удается ограничиваться одной лишь
продувкой. Обычно продувка применяется в сочетании с химическими
методами обработки воды. Обработка воды кислотами заключается
в добавке к циркуляционной воде серной или соляной кислоты
(последняя в ос .чма редко применяется из-за ее дороговизны и дефи-
цитности). При этом малора-створимые в воде бикарбонаты кальция
и магния превращаются в хорошо растворимые сульфиты или соот-
ве- с/пишно в хлориды, благодаря чему уменьшается карбонатная
жесткость и выделяется свободная углекислота, способствующая
удержанию в воде бикарбонатов.
Применение метода подкисления связано с расходом больших
количеств кислоты и с трудностями ее хранения, что усложняет
эксплуатацию. Фосфатирование циркуляционной воды основано на
торможении малыми количествами фосфата процесса распада бикар-
бонатов ы резком замедлении кристаллизации продукта этого рас-
пада — карбоната кальция (магния). Для этой цели применяются
соли ортофосфорной кислоты—тринатрийфосфат и суперфосфат.
Основные сведении об эксплуатации конденсационных устройств 343
Этот метод, показавший положительные результаты на нескольких
станциях, должен найти широкое применение, так как он простой
и при нем используются недефицитные реагенты.
Рекарбонизация состоит в обогащении циркуляционной воды
углекислотой для предотвращения распада бикарбонатов при
нагреве воды в конденсаторе. На тепловых электростанциях рекар-
бонизация воды производится дымовыми газами котлов, благодаря
чему отпадает необходимость в каких-либо реагентах, получаемых
со стороны. Этот метод, используемый на ряде электростанций, из-за
сравнительной простоты аппаратуры и эксплуатации и высокой эффек-
тивности яилшпея в нас 1ОЯИЦЧ’ время одним из наиболее прогрессив-
ных и перспективных.
Следующей но значимости причиной снижения вакуума является
недостаточное количество воды, поступающей в конденсатор.
Снижение вакуума по этой причине было отмечено на станциях,
составляющнх 57% от общего числа изученных ОРГРЭСом. Недоста-
точное количество охлаждающей воды может вызываться состоянием
циркуляционных насосов и всей циркуляционной системы, а также
и самого конденсатора (засорение трубной доски и загрязнение
трубок). Анализ влияния загрязнения трубок на показатели работы
конденсационной установки сделан выше. Уменьшение расхода
охлаждающей воды из-за засорения трубных досок, обусловленное
увеличением гидродинамического сопротивления конденсатора, со-
провождается повышением давления воды перед конденсатором
(отмечается по манометрам); из-за уменьшения расхода охлаждающей
воды увеличивается ее нагрев Ц против нормального значения при
данной паровой нагрузки конденсатора; недогрев же воды Lt (если
то'.'сии чя.С’к - ггтается в г.эеделах обычных значений или незка-
Г.-...................расхода воды из-за циркуляцион-
ных насосов штк \.....сжеземы па рС^ оЖи. и*
личивается против нормального, но гидродинамическое сопротивле-
ние самого конденсатора уменьшается. Вакуум может уменьшаться
из-за слишком высокой температуры охлаждающей воды, это про-
исходит обычно летом, особенно в установках, снабженных гра-
дирными или брызгальными бассейнами недостаточной производи-
тельности .
Увеличение засасывания воздуха через неплотности вакуумной
системы или ухудшение работы воздухоудаляющих устройств также
приводят к ухудшению вакуума, понижению коэффициента тепло-
передачи. увеличению подогрева воды Lt и увеличению переохлажде-
ния конденсата. Чтобы выяснить причину уменьшения вакуума,
необходимо произвести проверку воздушной плотности конденсатора.
Если окажется, что не произошло увеличения присосов воздуха,
то уменьшение вакуума вызывается ухудшением работы воздушных
насосов.
Нахождение мест присоса — это важная, но очень кропотливая
работа. Эффективным способом определения неплотных мест на
344 Основн. элементы конденссщ. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
неработающей установке является заполнение конденсатора водой.
Иногда создают дополнительное давление (не выше 1 ати) сжатым
воздухом. Неплотности обнаруживают по протечкам воды. Во время
работы установки места засасывания воздуха обнаруживают обычно
при помощи небольшого открытого пламени (горящая свеча), кото*
рое подносят ко всем сомнительным местам и по отклонению кото-
рого определяют место засоса (метод далеко не совершенный). Вероят-
ными местами засасывания воздуха являются задвижки, разная
вакуумная арматура (без водяного уплотнения), водоуказательные
приборы, сальники конденсатных насосов, атмосферный клапан
и фланцевые соединения.
Водяная плотность конденсатора
Контроль водяной плотности конденсаторов производится хими-
ческим анализом конденсата и охлаждающей воды. Более совершен-
ный непрерывный метод
контроля осуществл яется
«сол см ерами» — приборами
для определения солесо-
держания конденсата. Пре-
дельно допустимая вели-
чина протечки охлаждаю-
щей воды в конденсат зави-
сит от требований к пи-
тательной воде котлов и
конденсату турбины, ка-
чества охлаждающей воды
и величины добавки хими-
чески очищенной воды.
В соответствии с этим для
каждой станции устана-
вливается предельная ве-
личина засасывания воды.
Протечки охлаждающей
воды в паровое простран-
ство конденсатора (в кон-
денсат) могут происходить
через поврежденные труб-
ки, или уплотнения их в
трубных досках. Находить поврежденные трубки и негерметичные
уплотнения в неработающем конденсаторе лучше всего заполняя
водой паровое пространство и одновременно определяя места заса-
сывания воздуха. В двухпоточном конденсаторе можно отыскать
поврежденные трубки и неплотные развальцовки при отключении
половины конченсатора по воде. Поскольку в паровом пространстве
поддерживается разрежение, место неплотностей можно определить
ранее изложенным методом по отклонению пламени свечи. Более
Фиг. 174. Схема обнаружения мест водяной
неплотности конденсатора:
а — поврежденных трубок: б — нсгерметнчн ых
уплотнений трубок: / — трубные доски; 2 — трубка;
3 — болт или металлическая пробка; 4 — резиновый
шланг; 5 — трубка или штуцер для присоединения
к манометру (тягомеру).
Основные сведения об эксплуатации конденсационных устройств 345
удобный метод отыскания поврежденных трубок состоит в том, что
трубки отключенной половины конденсатора с одной стороны закры-
ваются пробками, а с другой стороны поочередно закрываются
пробкой, присоединенной к U-образному водяному манометру
(см. ПА. q . Пт и поврежден трубке уровень воды в манометре
слел-.::-.. Ал. v-: Hsassv отнекивается неплссвости. в ме-
стах г assалвксв кг. тт\ч.к;К 1.4, 5ь пеп.тотностъ уплотнении
устраняется подвальцовкой. Поврежденные трубки или сменяются
(при остановке турбины), или временно заглушаются с обеих сторон
пробками.
Протекторная и катодная защиты
При работе конденсатора на морской воде в трубках происходит
электрохимическая коррозия. Между двумя разнородными мате-
риалами (трубка — доска; доска — корпус и т. п.), электрически
соединенными и погруженными в электролит (в данном случае мор-
ская вода), образуется гальваническая пара и возникает электри-
ческий ток, в результате которого постепенно разрушается анод —
материал, обладающий более низким потенциалом, в то время как
катод не подвергается коррозии. Сущность электрохимической
защиты заключается в том, что коррозийный процесс сосредо-
тачивается на вспомогательных дополнительных деталях, легко
сменяемых и «обреченных» па сравнительно быстрое разъедание.
Создание такой защиты может быть осуществлено двумя путями.
Первый метод, называемый протекторной ,защитой, осу-
ществляется присоединением к защищаемой конструкции «протек-
тора» из металла, имеющего более низкий электрохимический потен-
циал в данной среде, т. е. путем образования гальванической пары:
протектор (анод) — защищаемый материал (катод). Обычно протек-
торные пластинки изготовляются из цинка, причем он является ано-
дом как по отношению к стали, так и латуни. Протекторная защита,
широко используемая в конденсаторах и других аппаратах на мор-
ской воде, предназначена для предохранения от коррозии трубных
досок, стенок водяных камер и перегородок в них. Ее защитное дей-
ствие распространяется также на концы конденсаторных трубок на
длине в несколько сантиметров. Устройство и установка протектора
показаны на фиг. 118. Цинковая пластина толщиной 8—12 мм плотно
прикрепляется к бобышке, приваренной к стенке камеры. Пластины
располагаются как можно ближе к защищаемой поверхности (в дан-
ном случае трубной доске). По практическим данным величина общей
поверхности цинковых протекторов (считая с обеих сторон) при-
нимается из расчета 1 м~ на 600 м2 поверхности охлаждения конден-
сатора. Цинковые протекторы в процессе эксплуатации покрываются
слоем нерастворимых в морской воде продуктов коррозии цинка.
Этот слой ослабляет или даже вовсе прекращает защитное действие
протекторов, поэтому необходима периодическая очистка их (сталь-
346 Основн. элементы конденсац. устройств и кратк. сведен, об эксплуат.
Фиг. 175. Схема катодной
защиты:
/ — ?v'{^'MCTp; 2 — эдектрогенспа-
тор 1 стоянкого гок. ; 3 — изоля-
ция <те?жия J.TKT’ дг от крышки
г •'ц;диН s ра; .: — трубка кондсн-
тора: 5 - трубная доска;
/.• 1Н1Д, 7 pcricjai.
ны.ми щетками или скребками), обусловливающая периодическое
в ы к л । о ’ к * 111' е к о 11 де 11 с а то р а.
Протекторная защита обычно недостаточно эффективна при
наличии контакта стальных трубные досок с латунными трубками
в конденсаторах па морской воде, а также из-за ржавления трубных
досок при опорожненных водяных камерах. В этом случае, а также
если невозможно ио условиям эксплуатации периодически вскры-
вать конденсатор для чистки протек-
торов, прибегают к другому способу
электрохимической защиты, который
называется катодной защитой. Сущ-
ность его заключается в приложении
извне напряжения от какого-либо по-
стороннего источника постоянного тока.
Вспомогательные аноды (разрушаемые
п л асти 11 ы), из гото вл я ем ы е обычно из
стали или чугуна, присоединяются к
положительному полюсу источника
тока (мотор-генератор, аккумуляторная
батарея и г. п.), а защищаемая кон-
струкция (трубная доска, водяные ка-
меры, отчасти латунные трубки) — к
отрицательному полюсу (фиг. 175).
Пластины толщиной 15 -20 мм должны
иметь поверхность (считая обе стороны)
из расчета 8 см2 на 1 м2 поверхности
о х л а ж де н и я конденсатора. Напряже-
ние электрогенератора постоянного
гока 15 2.5 в, а мощность его опреде-
ляется из расчета 0,1 вт на I зг по-
верхности охлаждения конденсатора. Сила общего защитного тока
определяется исходя из средней плотности тока 0,2 а на 1 Ди2
поверхности охлаждения конденсатора. При эксплуатации необхо-
димо следить (но амперметру) за правильностью направления тока
и непрерывностью его подачи (что особенно важно), состоянием изо-
ляции анодных пластин и равномерностью тока по отдельным элек-
тродам. Для этого в схеме предусмотрены реостаты. Катодная
защита значительно дороже в установке и сложнее в эксплуатации,
поэтому используется реже, чем протекторная, и только в том слу-
чае, если последняя не может обеспечить надлежащей стойкости
защищаемых материалов.
ГЛАВА VIII
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ, РАБОТАЮЩИЕ
С ИЗМЕНЕНИЕМ АГРЕГАТНОГО СОСТОЯНИЯ ОБОИХ
ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ
(ИСПАРИТЕЛИ И ПАР0ПРЕ0БРА30ВАТЕЛИ)
§ 49. НАЗНАЧЕНИЕ И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
На электростанциях, а также в системах теплофикации приме-
няются поверхностные теплообменные аппараты — испарители и паро-
преобразователи, работающие с изменением агрегатного состояния
обоих теплоносителей. Они имеют различное назначение, но прин-
цип их действия один и тот же. В результате конденсации первичного
(греющего) пара происходит нагрев вторичной воды до температуры
кипения с получением вторичного пара. Для возможности получения
такого процесса давление вторичного пара (следовательно, и тем-
пература насыщения) должно быть ниже давления первичного пара.
Назначение испарителя -— приготовление дистиллата для вос-
полнения потерь конденсата и пара. Эти потери неизбежны и в пра-
г ..... •онхексанионных эле’-- постакциях не
. • _ ’ - -' 1 ~ 1 1 • т *.-Иг - ~ l?--
с~ /.а ' а /j.я испарителе вторичн.ш . ндепск-
руется в каком-либо охладителе, которым обычно служит один из
поверхностных подогревателей регенеративной системы подогрева
питательной воды (см. фиг. 2). Конденсат вторичного пара предста-
вляет собой добавочную воду и его количество определяет произ-
водительность испарителя. Испарительные установки, обеспечиваю-
щие получение дистиллата, т. е. высококачественной питательной
воды, устанавливаются на электростанциях в тех случаях, когда
химические методы очистки воды являются недостаточными или
неэкономичными. С повышением давления предъявляются все более
высокие требования к качеству питательной воды паровых котлов
и особенно прямоточных;. С другой стороны химические методы очистки
воцы тоже совершенствуются. Поэтому вопрос о выборе химической
или термической (в испарителях) водоподготовки решается приме-
нительно к конкретным условиям. Вопрос этот рассматривается
в курсе паросиловых установок. Необходимо отметить, что и при
установке испарителей для устранения или уменьшения накипеобра-
зования воду предварительно подвергают химической очистке
и деаэрируют в специальном деаэраторе с давлением 1,2 ата (фиг. 2).
350 Теплообменные аппараты, работающ. с изменением агрег. состояния
ные в регенеративную схему турбины. Питание испарителей произ-
водится химически очищенной водой, проходящей через деаэратор 3.
Испаритель 2. предназначенный для постоянной работы и воспол-
нения нормальных потерь конденсата, питается паром из четвер-
того нерегулируемого отбора турбины при давлении до 2,7 ата
в камере отбора. Давление вторичного пара здесь около 1,15 ата.
Оно определяется конденсатором 6 вторичного пара, установленным
/ л 2 — испарители: 3 — атмосферный деаэратор:
4 ||(>догр<-па гель V- 1; 5 •- сливные насосы; 6 - кон-
денсатор испари геля: 7 - подогреватель № 2;
8 — ковденсатооч'кюдчики; 9 — подогреватель № 3.
на линии главного кон-
денсата после подогрева-
теля 4 низкого давления.
И с 11 а р и тел ь 1, пр ед н а з н а-
чсппый для «аварийной»
работы, питается паром
из третьего нерегулируе-
мого отбора турбины при
давлении до 7 ата в ка-
мере отбора. Давление же
вторичного пара опреде-
ляется давлением пара в
четвертом отборе, куда
этот пар направляется.
§ 50. МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ
ИСПАРЕНИЕ
Испарительные уста-
вов кн н а эле ктр оста 11 -
циях, включаемые в схему
регенеративного подогрева
питательной воды, сни-
жают экономичность реге-
неративного цикла. По-
этом у впол нс естествен но
стрс-млсни'* уменьшить расход первичного пара для получения необ-
ходимого количества добавочной воды. Для эчой цели может быть
использовано многоступенчатое испарение воды. В мпогостунепчатом
испарителе первичный пар из отбора турбины направляется только
в первую ступень; образовавшийся там вторичный пар в качестве
греющего (первичного) поступает во вторую ступень и. отдавая
тепло воде, образует вторичный пар второй ступени. Этот пар,
в свою очередь, направляется в третью ступень и т. д. Образовавшийся
в последней ступени вторичный пар конденсируется обычно в одном
из регенеративных подогревателей.
Производительность многоступенчатого испарителя, т. е. коли-
честводобавочной воды, складывается из конденсата вторичного пара
всех ступеней. Поэтому расход первичного пара на 1 кг добавочной
воды ниже, чем при одноступенчатором аппарате. Например, рас-
Многоступенчатое испарение
ход первичного пара на 1 кг добавочного конденсата составляет для
одноступенчатого испарителя 1,0—0,2 кг, для двухступенчатого
0,6—0,7 кг и для трехступенчатого —0,4—0,5 кг. При дальнейшем
увеличении числа ступеней экономия в первичном паре становится
менее ощутительной. Учитывая к тому же усложнение установки, на
электростанциях не применяют больше трех-четырех ступеней, а чаще
ограничиваются двумя или одной.
Имеется еще одно существенное обстоятельство, ограничивающее
число ступеней испарительных установок на электростанциях.
Возможное число ступеней зависит от общего располагаемого тем-
ператучj'j?) ’Щщщч т. щ разности температур насыщения первич-
ней ступени определяются температурой в том регенеративном подо-
гревателе, который используется для конденсации этого пара.
При одноступенчатом испарителе в нем используется весь распола-
гаемый температурный напор, а при многоступенчатом его прихо-
дится распределять между отдельными ступенями. Поэтому в каждой
ступени соответственно меньше температурный напор и удельная
паровая нагрузка поверхности нагрева.
Общая же поверхность нагрева многоступенчатой испарительной
установки при заданной производительности и одном и том же общем
температурном напоре в первом приближении возрастает пропор-
ционально числу ступеней. Фактически же производительность
многоступенчатой установки меньше одноступенчатой, в которой
поверхность нагрева равна среднему значению поверхности нагрева
одной ступени многоступенчатого испарителя. Следовательно, при
многоступенчатой испарительной установке обеспечивается суще-
ственное уменьшение расхода греющего пара (из отбора турбины),
но требуется весьма значительное увеличение общей поверхности
нагрева и значительное усложнение всей установки.
Нафиг. 178 показаны принципиальная и расчетная (см. ниже,
§ 53) схемы трехступенчатого испарителя. Первичный пар из отбора
поступает в испари гель 4 первой ступени. Из испарителя 6 третьей
ступени вторичный нар направляется в регенеративный подогреватель
(нс показан), где и конденсируется. Химически очищенная вода
поступает во все ступени по общему трубопроводу 1, В каждой сту-
пени она последовательно проходит через два водоводяных теплооб-
менных аппарата. В первом из них она нагревается теплом проду-
вочной воды, а во втором — теплом конденсата греющего пара данной
ступени. Конденсат направляется в систему питательной воды, а про-
дувочная вода — в канализацию. В данной схеме все ступени вклю-
чены по воде параллельно, а по пару — последовательно.
При установке двухступенчатого испарителя иногда предусматри-
вается возможность параллельного включения обеих ступеней
по первичному пару (из отбора) на случай резкого увеличения потреб-
Зо2 Теплообменные аппараты, работающ. с изменением агрег. состояния
ности в добавочной воде или чистки первой ступени. Такая схема
называется двухкорпусной одноступенчатой.
Применяются и схемы последовательного включения по воде много-
ступенчатых испарителей. Иногда используются две схемы включения.
В первой из них (фиг. 179) подача всей воды производится в послед-
Фиг. 178 Принципиальная и расчетная схемы трех ступенчатой испарительной уста-
новки с параллельным питанием водой:
J -- общий трубопровод: линия конденсата нора отбора; 3 впускной паропровод в 11еР’
вый испаритель; Д 5, 6 — испарители первой, второй и третьей ступени; 7 — трубопроводы
для выпуска продувочной водьь
нюю ступень (третью), а из пес насосами 7 последовательно в осталь-
ные ступени. Следовательно, вместе с питанием производится про-
дувка всех ступеней. Общая продувка всей установки производится
только из первой ступени и используется для подогрева всей пита-
тельной воды. Такое ступенчатое питание «снизу вверх» или «противо-
током» имеет некоторое преимущество. Наибольшая концентрация
солей образуется в первой ступени, где меньше объемное напряжение
зеркала испарения и парового объема, так как вследствие более
высокого давления вторичного пара его удельный объем меньше.
В каждой ступени пена размывается более холодной водой! (§52).
Необходимость установки перекачивающих насосов является
существенным недостатком этой схемы. Довольно широко приме-
няется схема последовательного питания установки водой, пода-
ваемой в первую ступень, с продувкой ее из последней (фиг. 180).
В этом случае наибольшая концентрация солей получается в послед-
нем корпусе, наименьшая — в первом. При таком ступенчатом испа-
гюнижениХаеТСЯ У^чшение качестра Дистиллата и значительное
понижение величины продувки по сравнению с методом параллель-
ною питания ступеней водой, но несколько возрастает расход пер-
вечного лара. ла
Фиг. 179. Трехступсичатая испарительная
установка с питанием водой но противо-
току:
/. 2, 3 — испарители первой, второй и третьей
ступени: 4 ~ трубопровод для отвода вторич-
ного пара в регенеративный подогреватель;
5 — расширитель; 6 —трубопровод для отвода
конденсата в деаэратор; 7 — перекачивающие
насосы; 8 — охладитель продувки; 9 — трубо-
провод для выпуска продувочной воды;
10 — трубопровод для химически очищенной
питательной воды; 11 трубопровод для
первичного лара из отбора турбины.
Фиг. 180. Двухступенчатая испа-
рительная установка с питанием
водой но прямотоку:
1 — трубопровод для подвода первич-
ного пара; 2 первая ступень испари-
теля; 3 — вторая ступень испарителя;
4 — трубопровод для отвода вторичного
пара из первой ступени: 5 — трубопро-
вод для отвода вторичного пара из
второй ступени; 6 — трубопровод для
продувки; 7 — трубопровод для вы-
пуска конденсата греющего пара из
второй ступени; 8 — трубопровод для
химически очищенной питательной
воды; 9 — трубопровод для выпуска
конденсата греющего пара из первой
ступени.
Паропреобразоватсльные установки делают, как правило, одно-
ступенчатыми. Встречаются и двухступенчатые, которые выдают
пар двух параметров. Такие установки неудобны в эксплуатации
из-за трудности увязки графиков потребления пара разных давлений.
§ 51. КОНСТРУКЦИИ ИСПАРИТЕЛЕЙ И ПАРО ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЕЙ
Испарительные аппараты, независимо от их назначения, можно
по устройству разделить на два типа: горизонтальные или паротруб-
ные (греющий пар движется внутри трубок, а испаряемая вода
в межтрубном пространстве); вертикальные или водотрубные (испа-
ряемая вода циркулирует в трубках, которые снаружи омываются
греющим паром). К более ранней конструкции относятся горизон-
тальные аппараты. Вертикальные стали применять значительно
позже.
На фиг. 181 показана конструкция секционированного горизон-
тального испарителя. Первичный пар проходит сначала через два
ряда сушильных труб, расположенных выше уровня врды, а затем
23 Берман 539
354 Теплообменные аппараты, работают. с изменением агрег. состояния
направляется в три отдельные секции нз li-образных трубок. Эти сек-
ции ле! ко вынимаются для чистки или замены их запасшими. Благо-
даря I-образному очертанию греющих трубок достигается полное
у стр а и с и и о 'гс м п ср ату р п ы х н а п р я жен и й.
В настоящее время широкое применение находят вертикальные
испарители и паропреобразователи. На фиг. 182 показана наиболее
Фиг. 181. Секционированный горизонтальный испаритель:
/ суш илыш(. трубы; У - cuii;jp;nop дли отделения влаги вторичного пара.
распространенная конструкция такого испарителя типа ИС 13 (выпу-
скаются с поверхностью нагрева в пределах 120—965 м2) с внутрен-
ней подвесной нагревательной камерой. Последняя расположена
в нижней половине корпуса и представляет собой цилиндрическую
сварную камеру с приваренными верхней и нижней трубными досками,
в которых развальцованы вертикальные стальные трубки, образую-
щие поверхность нагрева. Между камерой и корпусом имеется сво-
бодный кольцевой проход для воды. В свободную от трубок цен-
тральную часть нагревательной камеры подается первичный пар,
который, омывая снаружи трубки с водой, вызывает ее парообра-
зование. В нагревательной камере расположена горизонтальная
перегородка 23, благодаря которой обеспечивается нужное напра-
вление движения пара (на фиг. 182 показано стрелками). Из нижней
части межтрубного пространства нагревательной камеры при помощи
трубки 2 производится отвод в паровое пространство вторичного
пара, где давление меньше, того воздуха, который может скопиться.
Образующаяся в кипятильных трубках пароводяная смесь подни-
мается до зеркала испарения, где отделяется пар от воды; вода
oiiv ’кжчгя шшз но кольцевому каналу вокруг пл гревател иной
Конструкции испарителей и паропреобразователей
35б
Фиг. 182. Вертикальный испаритель
типа ИСВ:
1 — спускной патрубок для опорожнения
корпуса; 2 —- трубка отсоса воздуха из
греющей секции в корпус вторичного
пара; 3 — клапан для регулировки отсоса
воздуха; 4 — лаз; 5 — указатели уровня
вод,ы в корпусе; 6 — щит с манометрами
для измерения давлен в я первичного и вто-
ричного пара; 7 -корпус вторичного
пара; 8 — патрубок отвода вторичного
пара; 9 — подводящий паропровод пер-
вичного пара; 10 — трубопровод химически
очищенной воды; // — поплавковый регу-
лятор питания, 12 — подводящий трубопровод
нительная паровая трубка из поплавкового
конденсата в нижний отсек греющей секции; 14 — указатель уровня конденсата в
греющей секции; 15 -- поплавковый конденсатоотводчик; 16 — уравнительная водяная
трубка из поплавковой камеры; в сливную трубу 20; 17— отводящий трубопровод конденсата
первичного пара; 18 — пеноразмывочное устройство; 19, 21, 22 — лазы; 20 — сливная труба
конденсата первичного пара; 23 — перегородка; 24 греющая секция первичного пара;
25 — уровень химически очищенной воды (зеркало, испаритель); 26 — труба первичного
пара.
Разрез w М
химически очищенной воды; 13 — урав-
конденсатоотводчика и указателя уровня
356 Теплообменные аппараты, работающ. с изменением йгрее. Состояния
камеры в нижнюю часть корпуса, откуда вновь поднимается по труб-
кам. Наличие многократной естественной циркуляции — существен-
ная особенность вертикальных испарителей. Уровень воды поддер-
живается поплавковым регулятором 7 7, причем подача воды произ-
водится через пеноразмывочное устройство 18, состоящее из летка
с кольцевым водосливом; вода сливается через край лотка сплошной
пеленой, осаждает и размывает шапку пены, которая может появиться
над зеркалом испарения при значительной концентрации солей
в испаряемой ею де.
Вертикальные испарители обладают значительными тепловыми
и эксплуатационными преимуществами перед горизонтальными.
Коэффициент теплопередачи в вертикальных испарителях лежит
обычно в пределах 2000—3500 ккал/м2 час °C и в отдельных слу-
чаях до 4000—5000, а в горизонтальных от 1500 до 2500 ккал/м-час СС
(верхние пределы относятся к более высоким давлениям вторичного
пара). Существенными эксплуатационными преимуществами верти-
кального испарителя являются меньшая засоряемость поверхности
нагрева из-за наличия интенсивной циркуляции воды и значительно
лучшая доступность и легкость чистки внутренней поверхности
прямых трубок по сравнению с чисткой наружной поверхности
трубок в горизонтальны^ аппаратах.
Преимущество вертикальных аппаратов заключается и в том,
что они занимают меньше места (в плане). Большая высота таких
аппаратов часто лимитирует возможность их применения в транс-
портных установках.
Недостаток вертикальных испарителей (водотрубных) - темпе-
ратурные напряжения в нагревательной камере (их практически
нет в горизонтальных аппаратах с U-образными трубками), поэтому
в ряде случаев в вертикальных аппаратах наблюдается расстройство
вальцовочных соединений. Этот недостаток может быть, однако,
почти полностью устранен путем предварительного подогрева пита-
тельной воды до температуры, близкой к температуре насыщения
вторичного пара, что осуществляется в результате использования
тепла продх-'вки и тепла конденсата первичного пара (см. (риг. 178),
что весьма целесообразно также для повышения производительности
испарителей. Существенное понижение температурных напряжений
может быть достигнуто и при помощи секционирования, т. е. раз-
бивки греющей камеры на ряд отдельных секций (фиг. 183 и 184).
Основная причина более высоких тепловых показателей верти-
кальных испарителей заключается в организованной и весьма интен-
сивной естественной циркуляции воды в кипятильных трубках
(см. фиг. 189). Исследования и расчеты подтверждают наличие
высокой кратности циркуляции (отношения весовых расходов цирку-
лирующей воды в трубках и образующегося пара) в пределах 100-—300.
Скорость циркуляции, т. е. скорость поступающей в трубки воды,
составляет при естественной циркуляции приблизительно 1,2—2 м/сек.
При такой скорости циркуляции коэффициент теплоотдачи при кипе-
Конструкции испарителей и паропреобразователей
357
0009
Фиг. 183. Вертикальный
испаритель (паропреобра-
ционированной поверх-
ностью нагрева:
/ — нагревательные камеры;
2 — корпус-распределитель.
Фиг. 184. Вертикальный испаритель с
внутренней секционированной поверхно-
стью нагрева:
/ __ сепаратор; 2 — отражательные тарелки
для грубой сепарации: 3 — лазы; 4 — нагрева-
тельные секции с трубами диаметром
4- 38/33,5 мм.
358 Теп юобменные аппараты, работами^ с изменением агрег. состояния
иии в трубках выше, чем при кипении в большом объеме. На ско-
рость циркуляции и интенсивность работы испарителей существенно
влияет высота и диаметр кипятильных трубок, сечение кольцевого
опускного канала, а также отсутствие значительных местных
сопротивлений на этом участке.
Увеличение скорости и кратности циркуляции может быть достиг-
нуто установкой специального насоса в самом испарителе или вне
его, т. е. созданием принудительной циркуляции.
В химической промышленности есть большой опыт в области при-
менения выпарных установок с поверхностью нагрева до 10 000 м2
с принудительной циркуляцией и скоростью циркуляции до 4 м/сек.
Но опытные конструкции паройреобразователсп с принудительной
циркуляцией не дали заметных преимуществ перед аппаратами
с естественной циркуляцией. Очевидно это можно объяснить двумя
причинами: недостаточной скоростью циркулирующей воды, из-за
чего не достигалось существенного повышения коэффициента тепло-
отдачи со стороны кипящей воды, и тем. что коэффициент теплоотдачи
со стороны конденсирующегося пара ниже, чем 90 стороны кипящей
воды при естественной циркуляции. Поэтому для получения замет-
ного эффекта от увеличения скорости циркуляции необходимо обеспе-
чить повышение коэффициента теплоотдачи со стороны пара.
Нагревательную камеру можно располагать не только внутри
корпуса, ио и снаружи его, т. е. делать выносной корпус, который
в этом случае выполняет функцию сборника (распределителя) цирку-
лирующей воды и пара и предназначен для отделения пара от воды.
Такой аппарат занимает больше места, но он целесообразен для
паропреобразователей большой производительности. Если поверх-
ность нагрева разбита па отдельные секции (число секций дости-
гает 4—6, фиг. 183), то их можно отключать без нарушения работы
всей установки.
Рассмотрим так называемое пленочное испарение, которое про-
исходит, когда видимый уровень воды (наблюдаемый по водомерному
стеклу) ниже верха кипятильных трубок. Пленочные выпарные
аппараты применяются в химической промышленности для выпари-
вания густых и сильно пенящихся растворов. При кипении образуется
значительное количество пузырьков вторичного пара, которые,
быстро поднимаясь по трубкам, увлекают за собой раствор. Послед-
ний поднимается ио внутренней поверхности трубок в виде топкой
пленки. Эффективность работы пленочных аппаратов зависит от види-
мого уровня раствора, который нормально заполняет А/4—1/5 высоты
трубок. Этот принцип может быть использован и для испарения
воды в любом вертикальном аппарате, если видимый уровень воды
поддерживать ниже верха кипятильных труб.
На фиг. 184 схематически изображен вертикальный испаритель
с внутренней секционированной поверхностью нагрева. Чем выше
\ ровень воды в трубках, тем больше ее уносится с паром. Для грубой
сепарации влаги над каждой греющей секцией помещены отража-
Конструкции испарителей и паропреобразователей
359
Фиг. 185.'Четырехходовой пароперегреватель паропреобразовательной
установки (проект):
;__парораспределительная камера; 2 — трубная доска; 3 — корпус;
4 __ направляющие перегородки; 5 — трубная система; 6 — внутренний
кожух; 7 — пароинтовые прокладки; 8 — четыре перегородки; 9 — напра-
вляющие щиты; 10 — опорные лапы.
360 Теплообменные аппараты, работающ. с изменением агрег. состояния
тельные тарелки. Необходимо объяснить сущность так называемого
гидростатического эффекта. Давление в слое кипящей воды вслед-
ствие гидростатического давления выше, чем в паровом пространстве
вторичного пара, и соответственно выше температура насыщения,
I ричем опа наибольшая внизу. Поэтому средняя температура кипя-
щей воды выше, чем температура насыщения вторичного пара.
Эта разность температур называется гидростатическим эффектом.
Из-за нее соответственно снижается температурный напор в испа-
рителе, т. е. разность средних температур греющего пара и испа-
ряемой воды. При пленочном испарении большая по высоте часть
трубок заполнена паром, гидростатическое давление воды практи-
чески отсутствует и поэтому нет уменьшения температурного напора
от гидростатического эффекта.
Исследования пленочного испарения воды подтверждают повы-
шение коэффициента теплоотдачи по сравнению с кипением «непо-
движной» воды (в большем объеме). Исследования В. И. Толубинского
показывают, что коэффициент теплоотдачи при пленочном испарении
соответствует коэффициенту конвективной теплоотдачи без изме-
нения агрегатного состояния при движении воды со скоростью в пре-
делах 0,6^1,15 м/сек. Действительная же скорость циркуляции
в типовых испарителях выше и соответственно выше и коэффициент
теплоотдачи при кипении. Поэтому целесообразно обеспечить макси-
мально возможную скорость естественной циркуляции, для чего
уровень воды должен быть выше верха кипятильных труб. На прак-
тике подтверждается эго положение, и уровень воды в испарителях
типа ИСН поддерживается обычно па 300 300 мм. выше верхней
трубной доски греющей секции.
На фиг. 185 показан пароперегреватель паропреобразователыюй
установки. Перегреваемый пар (вторичный) идет в четыре хода
по трубкам. Перегревающий пар (первичный до поступления в паро-
преобразователь) движется зигзагообразно в межтрубном простран-
стве: сверху вниз в правой части аппарата, а затем снизу вверх
в левой части.
§ 52. ПУТИ УЛУЧШЕНИЯ КАЧЕСТВА ДИСТИЛЛАТА
Важнейшее эксплуатационное требование к испарителям — обе-
спечение высокого качества дистиллата. При тех невысоких давле-
ниях, которые характерны для работы испарителей, основной при-
чиной попадания примесей во вторичный пар, а следовательно,
и в дистиллат, является капельный унос паром частичек воды. Общее
содержание солей во вторичном паре зависит как от солесодержания
испаряемой воды, так и от величины уноса. Этим и определяются
основные направления улучшения качества пара, причем широко
используются опыт и методы получения чистого пара в котельных
агрегатах. Методы понижения солесодержания испаряемой воды
были освещены выше, а именно: химическая водоподготовка; про-
дувка испарителей; ступенчатое испарение. Поэтому рассмотрим
мероприятия для уменьшения уноса воды с вторичным паром.
Уменьшение капельного уноса может быть достигнуто сниже-
нием напряжения зеркала испарения и особенно напряжения паро-
вого объема испарителя, по это вызывает увеличение габаритов
испарителя, его утяжеление и удорожание.
Фиг. 186. Барботажная промывка пара в испарителях:
а - устройство ЦКТИ: 6 — промывка над дырчатым листом; 1 — паропромывочное устрой-
ство: 2 — пластинчатый сепаратор; 3 — промывочный дырчатый лист; 4 — трубопровод
подвода питательной воды; 5 трубопровод отвода воды в водяной объем; 6 — нагреватель-
ная камера.
Часто принимают в качестве предельных напряжений зеркала
испарения 1500—2500 м3/м2 час и парового объема — 1500—
2500 м3/м3 час. Эти цифры надо рассматривать как ориентировочные,
поскольку другие мероприятия по борьбе с капельным уносом —
размыв пены, возникающей на поверхности кипящей воды, промывка
вторичного пара с последующей подсушкой и сепарация пара
от воды — имеют существенное значение.
Склонность воды к вспениванию обусловлена наличием в ней
солей и органических веществ. Так как пена значительно легче воды,
то она может заполнить паровое пространство испарителя гораздо
выше, чем об этом можно судить по водоуказательным приборам.
Вода из пены в большом количестве будет увлекаться вторичным
паром. Размыв пены обычно осуществляют подачей питательной
воды в паровое пространство струями или сплошной пеленой выше
уровня воды. Это мероприятие наиболее эффективно, когда темпе-
ратура питательной воды значительно ниже температуры насыщения.
В последнее время предложены два типа устройств для барботаж-
ной промывки пара. Пар проходит через слой питательной воды, ко-
торая подается на дырчатый противень или лист (фиг. 186, б). Метод
промывки пара с последующей «осушкой» в пластинчатом (жалю-
C50Z
i еплооименные аппараты, работающ. с изменением агрег. состояния
зийном) сепараторе (фиг. 186, а) использован для модернизации испа-
рителей типа ИСВ. Метод промывки пара так же, как и размыв
вены, основан на том, что 5 песенные вторичным паром капли воды
с повышенной концентрацией солей смешиваются с питательной
водой, которая имеет меньшую концентрацию. В результате, хотя
пар и уносит большее количество влаги, вода остается с меньшей
концентрацией солей. Если затем этот влажный пар осушить в сепа-
раторе до меньшей или даже прежней влажности, то солесодержание
такого промытого пара будет во много раз меньше, чем непромытого.
Отсюда ясно, насколько важна сепарация пара от воды.
Сепараторы, т. е. устройства для отделения взвешенных в паре
частиц воды, — важный элемент испарителя. Они особенно нужны
при наличии устройств для размыва пены или промывки пара пита-
тельной водой. Для осаждения влаги используется свойство воды
смачивать поверхность металлических листов, а также различие
удельных весов насыщенного пара и воды, причем часто используются
оба эти свойства. Благодаря смачиваемости происходит прилипание
воды к поверхности металла. Основанные на этом принципе сепара-
торы называются пленочными; целесообразно развивать их поверх-
ность контакта. Примером может служить сепаратор, показанный!
на фиг. 186, а. Он часто называется пластинчатым или жалюзийным.
Отделение влаги в нем частично происходит также из-за поворотов
пара. Под влиянием разности удельных весов капельки воды могут
выпадать из потока пара в паровом пространстве испарителя -
это осадительная сепарация. Каждая капля воды находится под
действием двух противоположно направленных сил — подъемной
силы паро юго потока и силы тяжести. Соотношение этих двух сил
приводит или к уносу капель, или их выпадению. Обычно выпадают
наиболее крупные капли. Такое отделение грубодисперсной влаги
может быть осуществлено в сепараторах ударного действия, выпол-
няемые в виде тбойпых листов. Иногда они устанавливаются как
вспомогательные над зеркалом испарения (см. фиг. 184).
Для отделения мелкодисперсной влаги используется центро-
бежный эффект. При повороте потока влажного пара или его дви-
жении по кривой линии капельки воды, как более тяжелые, отбра-
сываются к периферии, к стенкам сепаратора, по которым стекают
вниз, а затем отводятся в водяное пространство испарителя. Этот
принцип используется в различных конструкциях. Две из них,
весьма распространенные, описаны ниже.
На фиг. 187, а показан сепаратор, основанный целиком на прин-
ципе центробежной силы. Ок состоит из разборной или сварной
улитки 4 с приваренными плавниками (ребрами) 1. Отсепарированная
центробежной силой вода попадает в углы, образованные плавниками
с улиткой, стекает на нижнюю доску 2 и через специальные отвер-
стия в коническую воронку 3, откуда отводится по трубке в водяное
пространство испарителя. На фиг. 187, б показан весьма распро-
страненный на судовых установках сепаратор с концентрическими
расчет ucziuj/uj
отбойными щитами. Он состоит из четырех сварных цилиндров раз-
ных диаметров и высоты, концентрически вставленных один в дру-
гой. Внизу сепаратора, над его днищем, установлен отражатель
в гигде опрокинутой воронки с отверстиями внизу для стока воды.
Диаметры цилиндров выбираются с таким расчетом, чтобы скорость
восходящего потока пара была меньше скорости нисходящего потока
в предыдущем сечении. Благодаря резкому изменению направления
и скорости при повороте пара снизу вверх эффективно отделяется
влага в нижней части сепаратора.
§ 53. РАСЧЕТ ИСПАРИТЕЛЕЙ
При расчете испарительной установки обычно заданы: произ-
водительность по вторичному пару G, давление вторичного пара р
и параметры первичного пара иг\. При расчете самого испарителя
364 Теплообменные аппараты, работающ. с изменением агрег. состояния
определяется расход первичного пара, температурный напор, коэф-
фициент теплопередачи, поверхность нагрева и основные конструк-
тивные размеры. Для всей испарительной установки приходится
также рассчитывать водоводяные теплообменники, в которых пита-
тельная вода нагревается теплом продувочной воды и конденсата
греющего пара, и пароводяные, в которых конденсируется вторичный
пар. Методика расчета и конструирования этих аппаратов изложена
выше.
Определение расхода первичного пара
Расход первичного пара определяется путем составления тепло-
вого баланса установки или отдельных ее элементов. Так как схемы
испарительных установок многообразны по характеру питания их
водой и использованию тепла конденсата первичного пара и проду-
вочной воды для нагрева питательной воды, невозможно вывести
универсальную формулу. Поясним методику решения данной задачи
применительно к схеме трехступенчатой испарительной установки
(см. фиг. 178). Примем все обозначения по этой фигуре и дополни-
тельно обозначим: т1р д2, д3 — коэффициенты тепловых потерь
соответственно первой, второй и третьей ступеней; а2, а3 — доли
продувки этих ступеней, т. е. отношение расхода продувочной воды
к весу вторичного пара, образующегося в данной ступени.
Следовательно, если производительность любой ступени по вто-
ричному пару G, го количество подаваемой воды равно (1 + a) G.
Составим сначала уравнение теплового баланса для одноступен-
чатой установки, включая водоводяные теплообменники. Приход
тепла с первичным паром с учетом тепловых потерь Gpi^, с пита-
тельной водой G2 (1 + aj /0-
Расход тепла:
со вторичным паром G:>72;
с 11 р о д у в о ч н о й в од о й Сj о ct t т;
с конденсатом греющего пара G\C.
Приравнивая приход и расход тепла, получим после преобра-
зований 6, /1,(7,
где
у| ~~ {о) Ч ’ дИт " 70)
здесь Aj_ — удельный расход первичного пара, т. е. на 1 кг вторич-
ного пара.
Переходя к многоступенчатой установке, вводим для второй
и третьей ступени аналогичные выражения
л бз — М 4“ а2 -----^о) .
___ (G G) Ч- ( т — Zo)
3
Расчет испарителей
365
Для двухступенчатой установки на каждый килограмм вторич-
ного пара первой ступени образуется кг пара во второй ступени,
1 2
а всего 1 -д-. Следовательно, во столько же раз уменьшится коли-
чество первичного пара, необходимое для той же производительности
одноступенчатой установки. Поэтому расход первичного пара Gi
д л я п о»। у' е i iи я G кг ди ст иi л а т а составит
4 + 1 С
1 + л;
Для трехступенчатой установки на каждый килограмм вторич-
ного пара из второй ступени образуется кг пара в третьей сту-
пени. Следовательно, на каждый килограмм вторичного пара первой
ступени образуется всего 1 + -Jp + Поэтому расход первич-
ного пара на 1 кг дистиллата
с‘= , ^±4,-17 G = «+ТГГГ °-
Коэффициент тепловых потерь т} можно определить расчетом.
При хорошей тепловой изоляции и правильной компоновке обору-
дования можно принимать д = 0,94 ч- 0,96.
Температурный напор
Первичный пар в испарителях бывает или насыщенный, или
слегка перегретый. Поскольку паровое сопротивление (по первич-
ному пару) обычно невелико и обеспечивается хорошее непрерывное
удаление воздуха (см. трубопровод 12 на фиг. 182), понижение темпе-
ратуры первичного пара настолько мало, что им можно пренебречь.
В итоге среднюю температуру первичного пара можно считать равной
температуре насыщения, соответствующей его давлению.
Изложенное относится и к пароцреобразователям, так как при
наличии сильно перегретого первичного пара часто перед паро-
преобразователем устанавливается пароперегреватель, в котором
снимается тепло перегрева.
Рассмотрим изменение температуры вторичного теплоносителя.
Вода, поступающая в вертикальный аппарат выше зеркала испа-
рения, нагревается до температуры насыщения за счет конденсации
части вторичного пара. В горизонтальных аппаратах подаваемая
в нижнюю часть аппарата вода, смешиваясь с кипящей водой, при-
обретает температуру, близкую к кипению. Образующийся вторич--
ный пар может перегреться, но этим фактором можно пренебречь
из-за малости. Вследствие гидростатического эффекта (увеличения
366 Т еплообменные аппараты, работ анмц. с изменением агрег. состояния
давления в нижних слоях воды и соответствующего повышения тем-
пературы насыщения) средняя температура кипящей воды выше тем-
пературы насыщения, поэтому средний температурный напор в аппа-
рате уменьшается. Влияние этого неблагоприятного фактора тем
больше, чем больше высота слоя кипящей воды и чем меньше давле-
ние вторичного пара. Поэтому гидростатический эффект в верти-
кальных аппаратах проявляется сильнее, чем в горизонтальных.
Он имеет существенное значение для испарителей, работающих
под вакуумом. При давлении вторичного пара, близком к атмосфер-
ному, гидростатический эффект меньше, по все же имеет довольно
большое значение. Для паропреобразователей, вследствие бод ее
высокою давления вторичного пара, гидростатический эффект оказы-
вает малое влияние на величину температурного напора.
Из уравнения Клане й р о и а — К л а уз и ус а
/т АТ" ~~ dP
ci j H »
заменяя бесконечно mjuilic изменен ня температуры и давления
конечными величинами и учитывая, что с,Тч (гидростатиче-
ски!! эффект); Др (давление столба воды); ив — vn v8
с'в
и А получаем приолиженную формулу повышения темпе-
ратуры кипения воды вследствие гидростатического эффекта
Ж3 ±н °с. (ззб)
/ гид
Расчетный температурный напор определяется следующим выра-
жением:
°C, (337)
здесь tHl и температуры насыщения первичного и вторичного
пара в °C;
Н — высота столба воды в кипятильных трубках и над
ними в
г — теплота парообразования;
ь'б, vn — удельные объемы кипящей воды и сухого насы-
щенного пара (берутся из таблиц насыщенного
пара при давлении вторичного пара).
В расчетах иногда используют весьма приближенную формулу
V 0,9 (/wl - -//у2) °C. (338)
Поправочный коэффициент 0,9 (иногда 0,85) учитывает гидро-
ста т и чес к и й эффе к т.
Действительные значения температурного напора в испарителях
обычно составляют 15—30°. При этом температурном напоре
Расчет испарителей
367
обеспечивается достаточно высокий коэффициент теплопередачи.
Температурный напор не следует брать меньше 10° во избежание
перехода па конвективный режим кипения с низким коэффициентом
теплоотдачи (см. § 13).
Если давление р2, а следовательно, и температура насыщения
вторичного пара неизменны, то температурный напор Д/ возрастает
с увеличением температуры насыщения tHl первичного пара, т. е. его
давления рг Так как первичным паром испарителей и паропреоб-
разователей является пар из регулируемых или нерегулируемых
отборов, то в последнем случае производительность установки зависит
от нагрузки турбины. Иногда предусматривается возможность пере-
ключения испарителя на питание из соседнего отбора с более высо-
ким давленном. Из-за большего температурного напора произво-
дительность установки в этом случае возрастает.
Коэффициент теплопередачи
Имеющиеся данные но конвективному теплообмену при конден-
сации и кипении позволяют определить коэффициенты теплоотдачи
со стороны обоих теплоносителей, а следовательно, и коэффициент
теплопередачи. При горизонтальных, т. е. паротрубных аппаратах,
конденсация первичного пара происходит на внутренней поверх-
ности горизонтальных труб и коэффициент теплоотдачи подсчиты-
вается по формуле (106). Кипение происходит в межтрубном про-
странстве и коэффициент теплоотдачи определяется по формуле (92),
относящейся к кипению в большом объеме. При вертикальных,
т. е. водотрубных аппаратах, конденсация происходит на наружной
поверхности вертикальных труб и коэффициент теплоотдачи подсчи-
тывается по формулам (96) или (97). Коэффициент теплоотдачи со сто-
роны кипящей воды до сих лор обычно рассчитывался без учета
циркуляции воды по формуле (92). В расчетные формулы для коэф-
фициентов теплоотдачи при конденсации и кипении входят значения
частного температурного напора, т. е. разности температур среды
и соответственной поверхности стенки. Так как последняя темпера-
тура неизвестна, то приходится задачу решать или аналитическим
путем последовательных подборов значений температуры, или гра-
фоаналитическим методом (построением графика q ~ f (Д/) (см. § 16).
При расчетах необходимо учитывать загрязнение трубок со стороны
кипящей воды. При отсутствий более точных данных сопротивление
слоя накипи можно принимать в пределах
R. (0,8 1,2) 10"4 м-час °С/ккал.
Для определения коэффициента теплопередачи широкое лриме-
не не имел расчетный график (фиг. 188), составленный по данным
Баджера на основе опытов с промышленными аппаратами. На этом
графике дана зависимость коэффициента теплопередачи от среднего
7 опяообменпые аппараты, работают, г изменением аг ре?. состояния
температурного напора и температуры насыщения вторичного пара.
При использовании этого графика, относящегося к медным трубкам,
значение коэффициента теплопередачи необходимо умножить
на коэффициенты 0,6—0,65 для стальных трубок и 0,8—0,85 для
Средний температурный на пир
Фиг. 188. Графики изменения коэффициент.'!
теп..1он('редлчи для испарителей с медными
трубками (по Баджеру). (Цифры на кривых
обозначают температуры насыщения вторич-
лату н и ых. Тем п ер ату р ный
напор Д/ определяется по
формуле (338). График можно
применять для предваритель-
ных расчетов.
§ 54. МЕТОДИКА РАСЧЕТА
ВЕРТИ КАЛЬН ЫХ ИСПАРИТЕЛЕЙ
С УЧЕТОМ циркуляции ВОДЫ
В вертикальных испари-
телях и паропреобразовате-
лях циркуляция воды ока-
зывает существенное влия-
ние па величину коэффи-
циента теплоотдачи при ки-
пении, а тем самым и на
коэффициепт теплопередачи.
(Lx см а циркуляции воды
представлена па фиг. 189.
Автором разработана ме-
тодика графоаналитического
ного пара).
расчета вертикальных аппа-
ратов с учетом циркуляции.
Опа может быть использо-
вана как для конструктивного расчета, так и для прове-
рочного расчета. Расчет проводится в следующей последователь-
ности. Задаемся несколькими значениями скорости циркуляции uj0,
т. е. скорости воды на входе в кипятильные трубы. Для разных зна-
чений цу0 находим по формуле (94) соответственные значения коэф-
фициента теплоотдачи при кипении.
Строим график Д/ — q (фиг. 190, а) для разных значений
а»0 (сС’О1, гс’ои и <£'0П1), соответственно получаются несколько суммар-
ных кривых Д/р д/и, д/п1 (методика построения — см. §16).
На фиг. 190, а приняты следующие обозначения:
Д/г — частный температурный напор: первичный
пар — стенка:
Д/сН}—температурный напор в стенке с загрязне-
нием;
Д/21, Д/211 и Д/£И1 — частные температурные напоры для разных
скоростей циркуляции: стенка — кипящая
вода;
Методика расчета вертикальны? испарителей
369
Д/р Д/и и д/1н —общие температурные напоры для разных
скоростей циркуляции: греющий пар —
кипящая вода.
Если необходимо по заданной производительности аппарата G2
найти его поверхность нагрева Е, то строим график зависимости
F = f (q, с^0), исходя йз выражения
Q G-11'4 ~ И
F ’ 7 "----------ч-----
где /"—энтальпия вторичного пара
в ккал!кг;
V — температура питательной
воды в °C.
Для дальнейших выводов необ-
ходимо использовать некоторые по-
ложения расчета естественной цир-
куляции в водотрубных паровых
котлах, детально разработанного
ВТИ и цкти.
Определяем значение средней
приведенной скорости пара wt в
кипятильных трубках, т. с. скорости
образующегося пара, если бы он
занимал целиком все сечения трубок:
О 2
W( 3600 Sin
, (339)
3600 ~ d2G!V{n
где Go — парой роизводительность
в кг/час,
S — общее сечение всех ки-
пятильных трубок;
— внутренний диаметр
трубок;
п — число трубок;
Ч п — удельный вес насыщен-
ного пара (вторичного)
Фиг. 189. Схема циркуляции воды
в вертикальных испарителях.
при давлении в паровом про
странстве.
По значениям gu0 и пользуясь расчетными графиками, можно
определить полезный движущий напор Нлол, который создается
в кипятильных трубках за счет разности удельных весов парово-
дяной смеси в трубках и воды, опускающейся в кольцевом зазоре
между нагревательной секцией и корпусом.
Результаты подсчетов для нескольких значений скорости цирку-
ляции и соответственной поверхности нагрева наносим в виде семей-
ства кривых на фиг. 190, б.
Полезный движущий напор используется на преодоление всех
сопротивлений в циркуляционном контуре, за исключением сопро-
2'1 Ьсрмац 539
м/сек
Фиг. 190. Графоаналити-
ческий расчет вертикаль-
ных испарителей с учетом
циркуляции воды:
а — построение нагрузочной
характеристики, т. с. зави-
симостей 7=/'(д О и F —
— f (</. со0): б — построение
диаграммы полезных движущих напоров и сопротивлений НСОПр, т. е. за-
висимостей F (Н, t£)0); в •— совмещенная диаграмма для определения поверх-
ности теплообмена F и скорости циркуляции с0.
тивления в самих кипятильных трубках, так как последнее учтено
в расчетном графике. Результаты расчета сопротивлений НСОпр при
разных / и сс'п также нанесены па фиг. 190, б, тоже ез виде семейства
кривых. Точки пересечения криin>ix полезного движущего напора Нпол
и coiipoTiiioiciiiiи относящихся к одной и той же величине
поверхности нагрева, дают зависимость между поверхностью нагрева
и скоростью циркуляции, обусловленную гидродинамическими фак-
торами. На фиг. 190, а получена зависимость между поверхностью
нагрева F и скоростью циркуляции &»0, обусловленная тепловыми
факторами. Поэтому если эти обе кривые совместить (фиг. 190, в),
то пересечение линий даст искомое значение как поверхности
нагрева А, так и скорости циркуляции w0.
Кратность циркуляции, т. е. отношение веса поступающей в кипя-
тильные трубки воды к весу образующегося вторичного пара G2
находится из выражения
Хц - (340)
где 70 — удельный вес воды при температуре насыщения;
ксРп
S — общее сечение кипятильных трубок, равное —~~.
Обусловливаемая гидростатическим эффектом разность между
температурами насыщения в нижней и верхней точках кипятильной
трубки определяется по более точной формуле [выражение в квад-
ратных скобках поправочный коэффициент к формуле (336)
(273- -S/H2) ип_Н_
427г ив
? + 0,0015-^ ( 1 +
X
(341)
где 9 средняя доля сечения, занятая паром в кипятильной трубке
(объемное паросодержанне) определяется по формуле
® = —------!-----, (342)
+ (1 _ In )
wt \
где — удельный вес насыщенного пара (вторичного);
Wf
приведенная скорость пара.
Аналогичным образом можно выполнить и проверочный расчет
испарителя заданной конструкции, т. е. определить производитель-
ность по вторичному пару G2. В этом случае на графике (фиг. 190, а)
на оси ординат следует нанести значения G2 (они пропорциональны
удельным тепловым потокам q), а графики бив строить соответ-
ственно для разных значений производительности аппарата G2,
а не поверхности нагрева F.
24*
ГЛАВА. УХ
ДЕАЭРАТОРЫ
5§ 55. НАЗНАЧЕНИЕ И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ДЕАЭРАТОРОВ
Деаэраторы предназначены для удаления растворенных газов
из питательной воды паровых котлов, испарителей, паропреобра-
зователей и подпиточной воды тепловых сетей. Из газов, раство-
ренных в воде, наиболее сильными коррозийными свойствами
обладает кислород. Углекислота тоже обладает агрессивными свой-
ствами. Азот и некоторые другие газы, хотя и являются хими-
чески инертными, но поскольку они не конденсируются, то сни-
жают производительность теплообменной аппаратуры, в которой
происходит конденсация пара; поэтому их удаление тоже жела-
тельно. Содержание кислорода в питательной воде паровых котлов
не должно превышать 0,03 л/г//?, а в воде для питания испарителей,
паропреобразоватслей и подпитки тепловых сетей должно быть не
более 0,1 мг!л. Для сравнения укажем, что кислород в природной
воде содержится в количестве -10 мг/л (см. §21).
Деаэрация питательной и подпиточной воды является сейчас
основным методом борьбы с коррозией теплосилового оборудования
паротурбинных электростанций. На некоторых небольших установ-
ках ограничиваются удалением растворенных в воде газов в конден-
саторах паровых турбин. Для установок средней и большой мощ-
ности дегазация воды в конденсаторах в настоящее время признана
недостаточной и поэтому устанавливают специальные-теплообменные
аппараты — термические деаэраторы. Принцип действия термиче-
ских деаэраторов основан на следующем. Количество растворимого
в воде газа по закону Генри зависит от парциального давления
этого газа в пространстве над водой и от температуры воды. Так как
желательно удаление из воды всех растворенных в ней газов, то
пространство над водой должно быть заполнено водяным паром,
чего можно достичь только при кипении воды. При интенсивном
кипении .воды парциальное давление водяных паров практически
равно общему давлению, т. е. пространство над водой заполнено
одним лишь водяным паром. Поэтому в термических деаэраторах
Назначение и принцип действия деаэраторов
373
должна быть обеспечена температура воды, равная или близкая
к температуре насыщения, соответствующей давлению в деаэраторе.
Вторым существенным условием для удаления «десорбции» газов
из воды, вытекающим тоже из закона Генри, является необходимость
наличия разности равновесного давления газа в воде и его парциаль-
ного давления над водой во всех участках контакта коды с паровой
средой. Д. л я э ~ с г с н е с б к о д и м о .
1) обеспечить быстрый отвод всех выделяющихся газов из деаэра-
тора во избежание увеличения их парциального давления над водой;
так как удаление одних только неконденсирующихся газов без при-
меси пара невозможно, то приходится удалять их смесь — так
называемый выпар;
2) соблюдать принцип противотока деаэрируемой воды и пара,
так как при этом обеспечивается максимально возможная разность
давлений газов в воде и в паровом пространстве, а следовательно,
и более совершенная деаэрация воды; деаэрируемая вода под дей-
ствием тяжести движется сверху вниз, поэтому движение пара
должно быть снизу вверх, а выпар удалять следует из верхней части
деаэратора, т. е. у места входа воды.
Изложенное выше относится к статике процесса, конечный же
эффект деаэрации, достигаемый в определенном аппарате, зависит
и от скорости удаления растворенных газов и от возможной степени
приближения системы к равновесному состоянию. Опыт показывает,
что при нагревании насыщенной воздухом воды до температуры кипе-
ния большая часть растворенных в пей газов сравнительно быстро
выделяется в виде мелких пузырьков. После прекращения выделения
пузырьков воздуха в нагретой до температуры кипения воде все же
остается некоторое количество растворенных газов, которые посте-
пенно выделяются из этого пересыщенного раствора путем диффузии.
Скорость процесса десорбции газов сильно зависит от величины
поверхности контакта воды с паром, увеличение которой достигается
при помощи распыления воды в виде струй или капель, или путем
ос стекания в виде пленки; при этом важно добиться равномерного
распределения воды по сечению аппарата. Весьма существенным
является также обеспечение турбулентного движения деаэрируемой
воды в аппарате, так как это способствует перемещению газов из вну-
тренней части потока воды к ее поверхности, т. е. к поверхности
контакта с ларом.
Деаэратор устанавливают перед питательными насосами и в него,
кроме основного конденсата турбины, подается добавок воды из хим-
водоочистки (или из испарительной установки), а обычно также
и ряд дренажей. При наличии в схеме испарительной установки
кроме основного деаэратора устанавливают еще деаэратор для хими-
чески очищенной воды до ее поступления в испаритель (см. фиг. 21).
Кроме термического метода применяются и другие методы обески-
слороживания воды — химические и десорбционные. Область при-
менения этих методов на электростанциях ограничена.
374
Деаэраторы
§ 56. КЛАССИФИКАЦИЯ И ТИПЫ ДЕАЭРАТОРОВ
Классификация деаэраторов может быть произведена по сле-
дующим иризна кам :
1) Место нагрева деаэрируемой воды. l-л’ли нагрев производится
в специальном поверхностном подогревателе до поступления воды
в деаэратор —деаэратор с перегревом воды или перегретой воды; если
в смесительном аппарате одновременно с дегазацией воды — деаэ-
Фиг. 191. Схема деаэратора перегретой воды:
/ - дс.г-1 .1 гор; 2 - подогреватсль; 3 - ох.ллдитсль
пвровозд'» 1Ш1ОЙ < ML-cjf ( pa'i; 7 ho:i.;i<-iиконый кллn.ni.
ратор смещения или
смешивающий.
2) Давление в аппа-
рате — деаэраторы раз-
деляются на вакуумные,
атмосферные, работаю-
щие с небольшим
и зб ыто ч 11 ым давлением
1,1 —1,3 ата, и повы-
шенного давления (3—
8 ата и выше).
3) Распределение
воды и развитие по-
верхности контакта воды
с паром —деаэраторы
делятся на струй-
ные, пленочные и наса-
дочные. В некоторые
деаэраторы вода по-
дается в мелкодисперсном состоянии. Будем их называть капель-
ными деаэраторами.
Принцип действия деаэратора перегретой воды (фиг. 191) заклю-
чается в том, что деаэрируема я вода, имеющая более высокое давле-
ние, чем в деаэраторе предварительно нагревается паром в поверх-
ностном подогревателе 2 до температуры, превышающей на 10—15°
температуру насыщения, соответствующую давлению в деаэраторе.
При поступлении в деаэратор перегретая вода вскипает и напра-
вляется вниз отдельными струйками. Образующийся в деаэраторе
выпар, т. е. смесь выделенных из воды газов с паром, направляется
в охладитель 3 паровоздушной смеси, в котором подлежащая деаэра-
ции вода нагревается до ее поступления в основной подогреватель 2.
Поступление воды в деаэратор регулируется поплавковым регуля-
тором уровня, воздействующим на клапан 4.
Деаэраторы перегретой воды ранее были весьма распространены,
но из-за сложности и неэкономичности с 1937 г. их производство
у нас прекращено. В настоящее время устанавливают исключительно
деаэраторы смешения, которые обеспечивают ту же степень деаэра-
ции воды, но имеют следующие преимущества: они проще и дешевле
в установке; подача воды производится под меньшим давлением;
Классификация и типы деаэраторов
375
более низкое давление греющего пара при том же давлении в деаэра-
торе; возможность подавать через соответственные штуцеры любое
число потоков воды с разным давлением и разной температурой.
Последнее удобно из-за простоты эксплуатации, хотя теоретические
подсчеты А. П. Сураева
| выход воздуха показывают, что для луч-
шего теплообмена и уда-
1 ления газов более эффек-
15
13
12
11
выход воды
| Спуск воды
Фиг. 192. Деаэратор тарельчатого типа:
1 — крышка колонки деаэратора: 2 — дырчатые тарелки (противни): 3 — колонка деаэра-
тора; 4 — трубопровод подвода греющего паре; 5 — водоуказательные стекла; 6 — термо-
метр; 7 — поплавковый регулятор уровня; 8 — трубопровод для выхода деаэрированной воды
к питательным насосам; 9 — кран для спуска воды; 10 — лаз; 11 — бак деаэрированной воды;
12 — термометр; 13 — водяной затвор; 14 — вестовая труба водяного затвора; 15 — труба
для заполнения водой водяного затвора: 16 — верхняя распределительная тарелка; 17 — кран
для воздуха.
вход воды
в деаэратор
Ч) вход
пара
тивна раздельная деаэрация конденсата и химически очищенной
воды, т. е. потоков с разной температурой и газовой насыщен-
ностью.
По величине давления наиболее часто на электростанциях со сред-
ними параметрами пара применяются атмосферные деаэраторы,
а для электростанций с высокими и сверхвысокими параметрами
пара—деаэраторы повышенного давления. Схема весьма распрос*
граненного деаэратора струйного («тарельчатого») типа показана
376
Деаэраторы
на фиг. 192. Вода подается в верхнюю часть колонки деаэратора,
сливается струями вниз через отверстия в тарелках и подогревается
паром, движущимся навстречу зигзагообразно. Выделяющийся
из воды воздух поднимается с паром вверх и удаляется через верхнее
отверстие. Давление в деаэраторе определяется давлением греющего
папа. Деаэратор имеет предохранительный клапан. В атмосферных
деаэраторах устанавливают водяной затвор высотой 2—3 и. Для
обеспечения нормальной работы аппарата, кроме автоматического
регулирования уровня воды, очень большое значение имеет поддер-
жание постоянного давления. Поэтому при питании деаэратора
паром из нерегулируемого отбора турбины должен быть обязательно
ус га ikjbjicii автоматический регулятор давления.
Вакуумные деаэраторы имеют ограниченное распространение.
Их существенным недостатком является возможность присоса воздуха,
что затрудняет достижение хорошей дегазации. Для удаления воз-
духа при вакуумной деаэрации необходима установка эжектора или
присоединение воздухопровода к конденсатору.
В качестве примера вакуумного деаэратора на фиг. 193 показана
схема установки, разработанная С. Ф. Копьевым и Б. М. Хлыбовым
для деаэрации питательной воды тепловых сетей, работающих
с непосредственным водоразбором. Подлежащая деаэрации вода
проходит сначала через водоструйный эжектор 4, отсасывая газы
из головки деаэратора и создавая там вакуум. Для отделения меха-
нической примеси газов вода из эжектора поступает в бак-газоот-
делитель 5 и затем всасывается в головку деаэратора 2 вследствие
наличия в ней вакуума. Здесь вода разбрызгивается при помощи
сопел и розеток и стекает по насадку из деревянных планок в бак
деаэрированной воды. Для снижения парциального давления кисло-
рода над водой в нижнюю часть головки подводится пар, получаемый
к испарителе / из теплом сетевой воды при давлении ниже атмосфер-
н н о. Часть пара из испарителя поступает в паровой эжектор (па схеме
lie показан), .включенный до водяного для достижения более глубо-
кого вакуума в головке.
Широкое внедрение на наших электростанциях пара высокого
и сверхвысокого давлений привело к применению деаэраторов повы-
шенного давления 3—6 ата и выше. Это позволяет, в частности,
устанавливать меньшее число регенеративных подогревателей высо-
кого давления, что увеличивает надежность работы станций. Деаэра-
торы атмосферного и повышенного давлений по конструкции прин-
ципиально не отличаются один от другого. Поэтому в дополнение
к деаэратору тарельчатого типа (фиг. 192), широко применяемому
у нас и при повышенном давлении, рассмотрим некоторые другие
конструкции.
На фиг. 194 показан пленочный деаэратор ОРГРЭС (системы
С.Ф. Копьева). Деаэрируемая вода поступает через сопло и, уда-
ряясь о розетку; разбрызгивается и стекает вниз в виде пленки
по вертикальным концентрическим тонким стальным листам. Пар дви-
Классификация и типы деаэраторов
377
жется снизу вверх в кольцевых зазорах навстречу воде и нагре-
вает ее. Выпар удаляется сверху, причем для уменьшения уноса
воды перед выпускниц трубой устанавливается отбойный лист.
Заполнение пленочного деаэратора может быть произведено верти-
кально поставленными гладкими и волнистыми стальными листами.
При этом образуются вертикальные каналы, по стенкам которых
пленкой стекает вода. Достоинством пленочного деаэратора является
компактность, простота изготовления
и малая чувствительность
к загрязнению накипью и шламом.
Последнее преимущество позволяет
применять пленочные деаэраторы
для дегазации воды, содержащей
соли, что часто бывает при водопод-
готовке для питания тепловых сетей.
Для нормальной работы пленочных
деаэраторов важно обеспечить рав-
деаэраиии питательной воды:
1 — испаритель; 2 — деаэратор;
3 — кран для входа дегазируе-
мой (сырой) воды; 4 — водо-
струйный эжектор; 5 — бак
газоотд ел ител ь; 6 —- подл иточ н ы й
насос, подающий воду в сеть.
Фиг. 194. Пленочный деаэ-
ратор ОРГРЭС (системы
. С. Ф
/--- опорная крестовина; 2 — по-
верхности для стока воды;
3 — корпус; 4 — сопло; 5 — пат-
рубок для предохранительного
клапана; 6 — крышка; 7 — от-
бойный лист; 8 — розетка;
9 — связные штыри; 10 — за-
крытый бак-аккумулятор.
номерное распределение соды по горизонтальному сечению запол-
нения аппаратов.
На фиг. 195, а показан широко распространенный деаэратор
повышенного давления производительностью 180 m/час. Вода через
патрубки 1 поступает в водораспределительное устройство, пред-
ставляющее собой цилиндрическую водяную камеру 4 высотой 300 мм
378
Деаэраторы
с плоскими днищами 2, в которые вварены 48 открытых с обеих сторон
патрубков 3 диаметром 133/125 мм. Каждый патрубок (фиг. 195, б)
имеет 36 отверстий диаметром 4 мм, расположенных по винтовой
линии, описывающей в патрубке один оборот. Вытекающая из отвер-
стий вода падает через свободное паровое пространство 6 высотой
600 мм на насадку 7, изготовленную из стальных элементов омего-
образной формы (фиг. 195, в). Элементы насадка нормально нагру-
Фиг. 195. Деаэратор с насадкой:
а — деаэратор и бяк-аккумулятор: б — патрубок водораспределительного устройства;
в -- элемент насадки (омсгообразв ып); / водяной патрубок; 2 — плоские днища водяной
камеры; 3 — водяные патрубки с о>всрстиями: 4 водяная камера; 5 — труба для ввода
горячего дренажа; 6 — паровое пространство деаэратор; ; 7 — насадка; & — распределитель
пара.
жаются слоем высотой 300 мм. Через перфорированную трубу 5
в деаэратор вводится горячий дренаж из подогревателей высокого
давления. Пар, поступающий в деаэрационную головку снизу через
распределителе Л, поднимаясь, омывает элементы насадки, покрытые
пленкой стекающей воды, и барботирует через воду в местах ее скоп-
ления. Произведенное И. К. Гришуком и М. А. Кротковой промыш-
ленное испытание подтвердило, что конструкция деаэратора с насад-
кой достаточно совершенна и но ряду показателей лучше конструк-
ции деаэратора тарельчатого типа. Последний уступает деаэра-
торам с насадкой по удельной гидравлической характеристике, пред-
ставляющей отношение производительности деаэратора к его объему.
При одинаковых расчетных условиях деаэраторы тарельчатого типа
имеют приблизительно в 1,2—1,6 раза большие габариты и на них
затрачивается приблизительно во столько же раз больше металла.
Классификация и типы деаэраторов
379
К тому же конструкция деаэраторов с насадкой много проще. Испы-
тание показало, что интенсивная деаэрация воды происходит в основ-
ном в насадке.
На многих электростанциях применяется дополнительно барбо-
тажная (продуванием пара через слой воды) деаэрация питательной
воды в аккумуляторных баках
термических деаэраторов для
более эффективного удаления из
питательной воды кислорода и
свободно!’ углекислоты, а также
для иптенсифнкации разложения
би карбонатной щелочности, т. е.
солей тина Gi(11CO3)2.
Этот метод дополнительной
барботажной деаэрации, предло-
женный в СССР Л. К. Рамзи-
ным, осуществляется путем уста-
новки в аккумуляторном баке
деаэратора нескольких сопел для
барботажного ввода пара не-
сколько повышенного давления
(2—3 ата в атмосферных деаэра-
торах). При этом вода в баке
длительное время (около 15—
30 мин., что в 20—40 раз больше
длительности пребывания воды в
деаэраторной головке) поддержи-
вается при кипении с одновре-
менным барботажем пара сквозь
слой воды и перемешиванием ее
благодаря эжектирующему дейст-
вию сопел. Так как в деаэратор-
ной головке вода нагрета почти
Фиг. 196. Схема барботажа в тарель-
чатом деаэраторе и баке-аккумуляторе:
1 — барботеры в головке деаэратора;
2 — барботеры в баке.
до кипения, то барботажный пар,
почти не конденсируясь, проходит
сквозь слой воды в головку и при-
соединяется к основной массе
греющею пара.
На фнг. 196 показана схема барботажа, осуществляемая в неко-
торых деаэраторах тарельчатого типа. Результаты эксплуатации
применяемых барботажных устройств получаются противоречивыми.
В одних случаях применение барботажа дает значительный эффект,
в других — эффект практически неощутим или полностью отсут-
ствует. На отдельных станциях применение барботажа вызывает
снижение экономичности в тех случаях, когда для барботажной
деаэрации требуется более высокое давление пара, чем для пара,
подаваемого в деаэрационную головку.
380
Деаэраторы
Широкая техническая дискуссия о барботаже питательной воды
выявила ряд интересных положении и вместе с тем показала наличие
противоречивых мнении относительно целесообразности барботажа.
На основе результатов дискуссии и анализа имеющихся исследо-
ваний Технический совет Министерства электростанций признал
необходимым разработать более эффективные барботажные устрой-
ства и указал, что применение барботажной предварительной деаэра-
ции воды в баке-аккумуляторе допустимо, в частности, лишь в тех
случаях, когда это не вызывает снижения экономичности электро-
станции .
§ 57. МЕТОДИКА РАСЧЕТА ДЕАЭРАТОРА
Исходными данными для расчета деаэратора смешения являются:
давление pY и энтальпия греющего пара; расход С2 и энтальпия i'2
(или температура /2) Для каждого из потоков воды, поступающих
в деаэратор. Эти данные берутся из расчета тепловой схемы паро-
турбинной установки. Кроме того, нужно знать количество газов,
в основном кислорода, растворенных в потоках воды. При проекти-
ровании необходимо задаться предельно допустимым содержанием
газов в воде после деаэратора.
Расход пара па деаэратор определяется из уравнения теплового
баланса
(343)
^вып
читальппя и температура воды па выходе из деаэратора
(температуру /2 можно принимать ниже температуры
насыщения tH на 0,25° при деаэрации воды для паровых
котлов и на 1° при деаэрации подпиточной воды тепло-
вых сетей);
— коэффициент, учитывающий потери пара с выпаром,
предварительно можно принимать = 1,05 при
наличии охладителя выпара и = 1,01 при отсут-
ствии охладителя выпара.
Методика расчета массообмена
Процесс удаления газов из воды аналогичен процессу тепло-
передачи, а именно: количество выделяющихся за определенный
промежуток времени газов прямо пропорционально поверхности
контакта воды,с паром, разности равновесного давления газа в воде
и парциального давления этого газа в паровом пространстве. Коэф-
фициент пропорциональности является коэффициентом массопере-
Методика расчета деаэратора 381
дачи. Поэтому необходимая поверхность массопередачи (контакта
воды с паром) определяется следующим соотношением:
(344>
где Й7 = С2 {Cf — С') — количество десорбируемого газа в кг/час;
G2 — производительность аппарата по воде
в м3/час;
С' и С" — начальное и конечное количества раство-
ренного в воде газа в кг!м3\
Др — средняя разность давления газа в воде
и в паровом’ пространстве1 в ата;
К Ар — коэффициент массопередачи (десорбции)
в кг/м2, час ата (нижний индекс Др обо-
значает, что коэффициент относится к раз-
ности давлений).
Средняя разность давлений Др газа в воде и в паровом простран-
стве определяется по формуле, аналогичной для среднего темпера-
турного напора:
где Дрг и др" - разности парциальных давлений (равновесного
в воде п парциального в паре) десорбируемого газа вверху и внизу
деаэ р а цио н н о й гол о в к и.
Для более полного удаления газов из воды необходимо обеспечить
большее значение средней разности давлений! Др; это может быть
достигнуто путем уменьшения парциального давления газов в паровом
пространстве, т. е. путем увеличения выпара. На электростанциях
для улучшения степени деаэрации расход пара с выпаром доводят
до 10 кг на 1 т деаэрируемой воды при наличии охладителя выпара,
а при его отсутствии ограничиваются расходом 1—2 кг на 1 т. Расход
пара в выпаре часто относят к расходу греющего пара. В этом случае
расход пара в выпаре составляет от 5 до 10% расхода греющего
пара при наличии охладителя выпара и около 1 % при его отсутствии.
Возможность увеличения выпара при наличии охладителя объяс-
няется тем, что в этом случае большая часть пара из выпара кон-
денсируется (не теряется) и тепло конденсации используется для
предварительного подогрева деаэрируемой воды. Поэтому в настоя-
щее время деаэраторы, как правило, снабжаются охладителем выпара,
который представляет собой небольшой теплообменный аппарат
поверхностного типа. Из формулы (345) следует, что при прочих
1 Следует отметить, что во всех предыдущих главах через Др обозначался
перепад давления, т. е. изменение давления в одном и том же теплоносителе; в этой
главе Др обозначает разность давлений в разных средах (воде и паре).
382
Деаэраторы
равных условиях противоток при деаэрации, как и при теплопере-
даче, обладает существенными преимуществами перед прямотоком,
так как обеспечивает большую разность парциальных давлений,
а следовательно, и лучшее удаление газов из воды. При противо-
токе конечное парциальное давление газов в воде в пределе может
достигать значения парциального давления газа в подводимом паре,
а при прямотоке — парциального давления газа в выпаре, где оно,
естественно, значительно больше. Коэффициент массопередачи Кдр
вычисляется по формуле
КАГ -——— кг!м?час аник (346)
г<- 1 Фг.’/г
где — коэффициент массоотдачи для газовой пленки в кг! я1 час ата\
— коэффициент массоотдачи для жидкостной пленки;
в м/час;
ф коэффициент растворимости газа в воде в кг! я3 ата (зна-
чения ф— см. § 21—там размерность принята в мг/л? ата}.
До недавнего времени отсутствовали данные для определения
значений коэффициентов массоотдачи, и это не позволяло рассчиты-
вать деаэраторы на базе теории массообмена. В настоящее время
на основе целого ряда экспериментальных исследований, проведен-
ных, в основном, для теплообменных аппаратов химической про-
мышленности, и их обобщения с помощью теории подобия имеется
возможность расчета массообмсна в деаэраторах с насадкой и в деа-
эраторах пленочного типа.
Коэффициент массоотдачи для жидкостной пленки может быть
вычислен по следующей формуле:
Nu = 0,00595 Re0’67 (Рг' К’33 Ga0’33, (347)
Nuw - диффузионный критерий Hyc-
• 'ж
сельта для жидкостной пленки
(идентичен критерию Пуссельта
для теплообмена);
п 4/ 4 Л .. п ..
R - - = ------ - критерии Рейнольдса для жид-
костной пленки в насадке (вывод
дан ниже);
ГЛ ' 3600 Зб00'?Ж 1 Г ”
Ргж = .------—диффузионный критерии Пранд-
1ж ^ж
тля для жидкости;
Ga = —т,— — —х------критерий Галлилея для жидкости;
здесь — коэффициент массоотдачи для жидкостной пленки
в м'час,
d — диаметр элемента насадки (наружный) в м;
Методика расчета деаэратора
383
L -- весовая плотность (скорость) орошения в кг/м2 сек\
о — удельная поверхность насадки в л+'лг3;
— вязкость жидкости в кг сек1м2;
— кинематическая вязкость жидкости в м2!сек\
‘ удельный вес жидкости в кг/мл\
D w коэффициент диффузии десорбируемого газа в жид-
кости (воде), отнесенный к градиенту концентрации,
в м2/час.
Коэффициент диффузии D — это физическая величина, харак-
теризующая способность проникания одного вещества в другое.
Численно он равен количеству вещества, проходящему за единицу времени
через единицу поверхности при градиенте концентрации, равном единице, т. е. при
равном единице падении концентрации на единицу длины по направлению диффу-
зии. Так как размерность концентрации будет в кг/м3, то коэффициент диффузии
имеет такую размерность
м- час -^3- /м
Коэффициент диффузии обычно определяют опытным путем.
Значение коэффициента D ?0 для некоторых газов в воде при
температуре 20° составляет в м2/час‘
для кислорода........................7,5-10“6
для углекислого газа.................6,4-10“°
для азота ...........................6,9-10“6
При температуре I коэффициент диффузий равен
Dt^D2Q[\ +0,02 (/ — 20)].
Необходимо показать, как получается выражение для критерия
Рейнольдса Иеж. Если жидкость стекает пленкой толщиной 8
по какой-либо поверхности шириной Ь, то эквивалентный диаметр
пленки будеч
, 4^5
d 48 м.
э ь
Критерий Рейн ол ьдс а
I) __ ^'жд-Пж 4ЪЮжЧж
ж ё?ж ёёж
где сс’ж — скорость жидкости.
Из равенства
где U — линейная плотность орошения (в кг/м сек), т. е. количество
воды в кг, подаваемой в секунду на 1 пог. м периметра поверхности,
получим окончательно выражение критерия Рейнольдса при пленоч-
ном стекании
о 4Л7
Кеж —-----
ж gV-ж
384
ДеаэрМ'орЫ
Эту формулу следует применять дл.я расчета пленочных деаэрато-
ров с вертикальными каналами.
При наличии насадки плотность орошения определяют как весовую
скорость жидкости L кг/м2 сек, т. е. определяют количество жид-
кости, подаваемой в единицу времени на единицу площади попереч-
ного сечения деаэраторной головки. Так как периметр насадочных
тел на 1 поперечного сечения. — есть удельная поверхность
а насадки, то
Подставляя это значение в выражение для критерия Кеж, получим
для пленочного стекания в насадке
г. 4Л
Re ------
Так как в формуле (347) определяющий геометрический размер d
входит в критерий Nn„r; в первой степени и в критерий Ga -•••- в кубе,
а последний входит в степени 0,33, то фактические показатели степени
при d справа и слева одинаковые и могут быть сокращены при раз-
вертывании выражений для критериев, т. е. размер d из рассмотрения
выпадает. Поэтому процесс массоотдачи по зависит от геометрических
размеров. Это даст основание распространить формулу (347) на
насадки других геометрических очертаний, например, омегообразные,
а также на пленочные деаэраторы с вертикальными каналами. Такое
обобщение нуждается в экспериментальном подтверждении.
Коэффициент массоотдачи для парогазовой пленки в насадоч-
ных деаэраторах можно определить по формуле
Nu' - 0,027 Re«>8 (Рг^33, (348)
где Rea = — критерий Рейнольдса для потока пара
(парогазовой смеси) — вывод дан ниже;
п ' ЗбОСЬ-гД 3600v2 , о о
Ргг I—----п-- — диффузионный критерии Прандтля
для пара (парогазовой смеси);
Nu^ ~ ----диффузионный критерий Нуссельта
для парогазовой пленки.
При малых концентрациях выделяемых из воды газов в парогазо-
вой смеси, что, как правило, наблюдается в деаэраторах, рп р и
Nu' ЛУУ',
где — коэффициент массоотдачи для парогазовой пленки
•. в кг/м2 час ата]
d3 = —~св----эквивалентный диаметр насадки в м;
Методика расчета деаэратора
355
Усв — свободный объем насадки в м3/м3;
а — удельная поверхность насадки в Л12Ли3;
рп — среднее парциальное давление пара в парогазовой смеси
в ата;
р — общее давление парогазовой смеси в ата;
Тг — удельный вес пара (парогазовой смеси) в кг/м3;
— фиктивная (отнесенная к полному сечению деаэраторной
головки) скорость пара в м/сек;
Р-г — вязкость пара в кг сек/м2;
z, — кинематическая вязкость пара в м2/сек;
Ds — коэффициент диффузии в водяном паре выделяемого из
воды газа, отнесенный к градиенту концентрации, ьм2/час.
Коэффициент диффузии газа А в газе (паре) £,• или же газа Б
в газе Л, может быть вычислен по формуле
з_
~ 0,0015572 i/Т У Г 2, /пхпч
D? - -7-т---га V 7п7 + М1час' <349)
р U+
где Т — температура в °абс;
р — давление в ата;
тл и тц — молекулярные веса в газах А и Б;
vA и vs — молекулярные объемы газов Л и 5, определяемые
как сумма атомных объемов элементов, входящих
в состав газа.
Значение атомных объемов для
кислорода........................... 7,4
углерода............................14,8
азота.............................. 15,6
водорода............................14,3
воздуха.............................29,9
Для пленочных деаэраторов с вертикальными каналами коэффи-
циент массоотдачи парогазовой пленки, т. е. с газовой стороны, при
гидродинамически стабилизированном турбулентном течении пара
(Re > 13 000) может быть определен по формуле (348).
Л. Д. Берман на основе анализа ряда исследований рекомендует
формулу вида
Nug — 0,023Re°-8 (Prj0’4. (350)
Для более близкого к условиям работы промышленных аппаратов
случая пестабил изированного турбулентного течения, т. е. отсутствия
перед отдельными каналами успокоительных участков, значение
коэффициента в правой части формулы (350) может возрасти при
известных условиях до 0,027 0,030.
Критерий Рейнольдса подсчитывают по обычной формуле Re =
wd
= ——, причем за определяющий геометрический размер прини-
25
Берман
539
386
Деаэраторы
мают эквивалентный диаметр канала. За скорость пара принимают
его скорость по отношению к жидкости, т. е. сумму скоростей пара
и пленки. Скорость жидкости в пленке определяется как средняя
скорость жидкости при ламинарном течении по формуле, выведенной
Нуссельтом:
3 / -jj
= V •wtt’ Л1,сек' (351)
где U — линейная плотность орошения в кг/м сек;
L/c — удельный вес воды в кг/лг3;
— коэффициент вязкости воды в кгеек/м2.
Поверхность контакта F воды с паром определяется в зависимости
от типа деаэратора.
В струйных деаэраторах поверхность контакта равна произведе-
нию числа струек на поверхность каждой струйки. Поверхность
воды в тарелках при расчетах не учитывают вследствие ее отно-
сительной малости. С учетом сужения струи получим выражение
для поверхности контакта
F^4,2dh f(l+ Лу’75__. i] п мгг (352)
L X / J
где d диаметр отверстий в тарелках в л/;
// общее число струек воды,
Г! -— длина каждой струйки в м;
И — высота слоя воды на тарелках (или напор) в м.
В пленочных деаэраторах высота листов (труб) составляет 500—
1000 мм, а расстояние между листами или трубами 20—30 мм (при
нсумягчепной воде, дающей отложения накипи несколько большие).
Поверхность пленки на концентрических трубах и корпусе пленочного
деаэратора (см. фиг. 194) определяют по формуле
F - 2uZ/ [(// -- 0,5) d I- (/? — I)23] a-F, (353)
а диаметр корпуса
23 (/г —1) лг,
(354)
где d — диаметр внутренней трубы в м;
3 — расстояние между трубами в м;
п — число труб;
h — высота труб в м.
В насадочных деаэраторах существенное значение имеет правиль-
ный выбор материала и геометрической формы элементов насадки.
Насадку изготовляют обычно из малоуглеродистой стали, которая
при контакте с водой обеспечивает частичное поглощение кислорода
и тем самым способствует основному процессу термической деаэрации
воды. Так как назначение насадки — создание большой поверхности
контакта деаэрируемой воды с паром и интенсивного перемешивания
Л'! е то д 11 к а р почета до а э р (1 тор а
38?
проходящего через псе пара, то она должна обладать большой удель-
ной поверхностью а, большим свободным объемом Vee, в котором
происходит контакт между водой и паром, малым сопротивлением па-
ровому потоку и невысокой стоимостью. В насадке не должна скап-
ливаться вода.
В качестве насадки деаэраторов применяют стальные кольца
(кольца Рашита), а в последнее время — некоторые фасонные наса-
дочные тела (например, омегообразные — фиг. 195, в). В табл. 12
приведены некоторые характеристики насадок.
Таблица /2
Характеристика насадок
Вид наездок (беспорядочно лежащих) Разхгеры элемента в мм Удельная по- верхность а в л2/>и3 Свободный объем В Л3//И3 Количество в л3 Вес в кг/м*
наруж- ный диа- м стр толщина стенки
8 8 0,3 630 0,9 1 500 000 750
10 10 0,5 500 0,88 770 000 960
Стальные кольца 15 15 0,5 350 0,92 240 000 660
25 25 0,8 220 0,92 55 000 640
50 1 50 1,0 110 0,95 7 000 430
Омегообразныс элементы —• 300 0,92 । 180 000 600
Поверхность массообмена насадки равна произведению занимаемо-
го ею объема на удельную поверхность с.
Методика расчета теплообмена
До последнего времени, из-за отсутствия достаточно надежных
и простых методов расчета массообмена, рассчитывают деаэраторы
по теплообмену. Основная задача состоит в определении поверхности
теплообмена, т. е. контакта воды с греющим паром для обеспечения
необходимого подогрева воды. Обычно задаются недогревом воды
(разностью температуры насыщения греющего пара и конечной
температурой воды I"), равным 0,25* для деаэраторов питательной
воды котлов высокого давления и до 1° — для деаэраторов подпиточ-
ной воды тепловых сетей. При этом на основе некоторых практических
данных считают, что необходимая для такого подогрева воды поверх-
ность теплообмена достаточна для надлежащей деаэрации воды.
Поверхность теплообмена рассчитывают по формуле (55) (см. § И):
С ____ Q ________ 6^2 1 „ t
лг2,
где Q — количество тепла, передаваемого воде, в ккал!час',
G2 — расход воды в кг/час\
25*
388
Деаэраторы
k — коэффициент теплопередачи в ккал/м2 час °C;
Д t — среднелогарифмический температурный напор в °C;
V и I" — температура воды на входе и выходе в °C;
— температура насыщения греющего пара в °C.
Значение коэффициента теплопередачи от пара к пленкам или
струям воды, движущимся под действием силы тяжести, принимают
в предела,х 10 000—15 000 ккал/м2 час °C, руководствуясь данными
из практики эксплуатации деаэраторов.
Имеющиеся на сегодняшний день теоретические и эксперименталь-
ные данные позволяют дать более обоснованную методику теплового
расчета. Для тарельчатых деаэраторов могут быть использованы
формулы (см. § 17), базирующиеся как на теоретических, так и экспе-
риментальных данных о нагреве паром свободно падающих струй
воды. Если условия нагрева воды во всех отсеках деаэратора разные,
то нагрев воды рассчитывают последовательно во всех отсеках; если
же условия нагрева во всех отсеках одни и те же, то по формуле (130)
можно сразу определить необходимое число отсеков.
Диаметр отверстий в тарелках обычно выбирают в пределах 2—-
6 мм. Пропускная способность одного отверстия (при коэффициенте
расхода 0,62) составляет
b = 7750d2 Vh m/час,
а следовательно, число отверстий в каждой тарелке
Go
П —-------------------------------~~.
7750г/2 Vh
(355)
(356)
Скорость выхода воды из отверстия
о0 о \7 м/сек,
где <? — коэффициент скорости, равный 0,97.
Расчетная высота h слоя воды в тарелках обычно составляет —0,1 лц
а соотистству ющая скорость выхода воды из отверстии 1,4 м/сек.
При такой скорости характер движения струи—турбулентный,
благодаря чему обеспечивается интенсивная теплопередача.
В насадочных деаэраторах коэффициент теплопередачи от пара
к нагреваемой воде можно определить по предложенной Н. М. Жа-
воронковым формуле, базирующейся на экспериментальных данных
нагрева воды и паровоздушной смеси и обобщения их на основе теории
теплового подобия:
Ki=O,17ReyRei7Pro’33x'’15, (357)
где Ki = ----критерий Кирпичева;
Re, = — критерий Рейнольдса для газа (пара);
Методика расчета деаэратора
389
Re^ — ——-------критерий Рейнольдса для жидкости (воды);
оу
— эквивалентный диаметр;
Рг,— критерий Прандтля для газа (пара);
х •— паросодержание паровоздушной смеси (для
деаэраторов можно принимать х = 1).
Методика гидродинамического расчета
В струйных и пленочных деаэраторах значительная часть грею-
щего пара проходит по всей головке в верхнюю ее часть, где происхо-
дит наиболее интенсивный подогрев деаэрируемой воды. В нижней
же части деаэратора из-за незначительного температурного напора
между паром и водой температура воды незначительно поднимается
и поэтому конденсируется сравнительно незначительная часть
пара.
Скорость пара имеет существенное значение для работы деаэратора
и выбор диаметра корпуса определяется с учетом допустимой скорости
пара. В пленочных деаэраторах при чрезмерной скорости пара пленки
воды могут срываться паром и выбрасываться с выпаром. В струй-
ных деаэраторах, особенно в нижних отсеках, «где объемные рас-
ходы и скорости пара значительны, может возникнуть подпор
пара, т. е. разница его давлений снизу и сверху каждой дырчатой
тарелки. Этот подпор, равный паровому сопротивлению, обусловли-
вается поворотами пара и сопротивлением, которое оказывает про-
ходу пара вода, поступающая из отверстий в тарелках. Для подсчета
парового сопротивления нет достаточно надежных данных. При всех
прочих равных условиях величина подпора пропорциональна выра-
жению т. с. произведению квадрата скорости пара на его
удельный вес. При неизменном давлении пара (7 — const) подпор
пропорционален квадрату скорости пара или квадрату его расхода.
Расход же греющего пара, согласно формуле (343), возрастает
нетолькос увеличением расхода воды (производительности деаэратора
по воде), но и с уменьшением температуры поступающей воды. При
увеличении расхода и скорости пара подпор возрастает, уровень
воды на дырчатых тарелках повышается и вода начинает переливаться
сплошным потоком через борта тарелок. Свободный проход пара
прекращается, нарушается весь режим работы деаэраторной головки,
наблюдается выброс воды с выпаром, а также гидравлические удары,
что не только нарушает нормальную работу, но может привести
к повреждениям оборудования. Для тарельчатых деаэраторов атмос-
ферного давления (см. фиг. 192), по данным ЦКТИ, желательно
иметь скорости пара по отсекам в пределах 1—5 м/сек. Сечения для
прохода пара определяются как площадь центрального отверстия
в тарелке или как площадь кольца между корпусом и глухой тарел
390
Деаэраторы
кой. Для пленочных атмосферных деаэраторов (фиг. 194) скорость
не рекомендуется более 25 м/сек. Принимая воздействие потока пара
w'h
на струю пропорциональным динамическому давлению пара ~2-- ,
в деаэраторах повышенного давления максимальную скорость умень-
шают обратно пропорционально корню квадратному из отношения
удельных весов пара.
В насадочных деаэраторах производительность (предел нагрузки
по воде и пару) в условиях противотока тоже определяется подпором
воды паром. Этот процесс называют «захлебыванием» насадки.
Сущность явления захлебывания состоит в том, что при определенной
нагрузке деаэратора но воде и пару прекращается движение воды
в насадке сверху вниз, происходит скапливание воды в насадке
и быстрое накопление ее, сопровождающееся интенсивным бурлением,
из-за чего резко повышается сопротивление. Вслед за тем происходит
выброс воды с паром. Насадочный деаэратор следует рассчитывать
на такую нагрузку по воде и пару, при которой не происходит захле-
бывания. Однако желательно развить поверхность контакта между
водой и паром. Такой оптимальный режим был установлен в резуль-
тате обработки в безразмерных критериях опытных данных для
насадки из колец различных размеров. На основе этого получено
выражение, которое может быть использовано для определения
оптимальной скорости пара в головках насадочных деаэраторов
с кольцами Рашига:
где — свободный объем насадки в_ лН/лН;
L и ж — удельные веса пара и воды в кг/м3\
— вязкость воды в сантипуазах;
G2 — расход воды в кг/час\
Gr — расход пара в кг/час.
По этой формуле определяется оптимальная скорость Юф пара,
а следовательно, и диаметр головки деаэратора.
Для насадок других типов пет обобщенных данных, имеются
лишь результаты отдельных испытаний промышленных аппаратов.
Для омегообразной насадки при плотности орошения до 84 лН/л/2 час,
весовой скорости пара 2,7 кг/м2 сек и давлении пара до 4 ата ска-
пливания воды в насадке не наблюдалось.
Паровое сопротивление детально исследовано применительно
к насадкам из колец Рашига. Последовательность расчета сопро-
тивления следующая. Сопротивление сухой (неорошаемой) насадки
определяется по формуле
. С Но ®ф7г
ЬрсуХ= Т'Т^'"2Т Д' СТ”
* СП “
(359)
Методика расчета деаэратора
391
где И — высота слоя насадки в м;
С — коэффициент сопротивления при проходе газа (пара) через
слой насадки, являющийся функцией критерия Рейнольдса,
Re* для газового (парового) потока.
Для сухой кольцевой и кусковой насадки
140
движении газа (пара) Re* < 40 величина С = ——,
ном (Re* > 40) величина С = —Критерий
определяется по формуле (348). Сопротивление
при ламинарном
а при турбулент-
Рейнольдса Re*
слоя орошаемой
насадки
^Рп,, = ^Рсух,
где т — коэффициент увеличения сопротивления орошаемой насадки
по сравнению с неорошаемой. Он зависит от параметра орошения
и для стальных колец равен
т д - т;з9Л)3 ’
где
Л = 3
св
VW--
Величина Re^ определяется по выражению (347).
Для насадок других типов нет аналогичных обобщенных зави-
симостей. Для омегообразной насадки по опытам ВТИ паровое
сопротивление при плотности орошения 80—90 м3/м2 час и высоте
слоя насадки 400 мм может быть определено по формуле
Др = 9г^6 мм вод. ст. (360)
Это в. 3 4 раза меньше, чем сопротивление насадки из колец
Рашнга при тех же условиях. Последнее обстоятельство показывает,
какое важное значение имеет форма насадки.
Проведенные ВТИ экспериментальные исследования подтверждают
эффективность насадки из омегообразных элементов по сравнению
с насадкой из колец Рашнга. Эти же исследования показали, что
в колонках с насадкой эффект деаэрации ухудшается при увеличе-
нии плотности орошения или начального содержания кислорода
в воде, а также при уменьшении средней температуры деаэрируе-
мой воды. Такой же эффект, очевидно, должен наблюдаться и
при деаэраторах любого типа.
ГЛАВА X
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ АТОМНЫХ ЯДЕРНЫХ
ЭЛЕКТРОСТАН ЦИЙ
Основным элементом атомной электростанции является ядерный
реактор — устройство, в котором может поддерживаться управляемая
цепная реакция деления ядер расщепляющихся материалов ядерного
горючего. Почти вся выделяющаяся при этом энергия превращается
в тепло, которое отводится из реактора первичным теплоносителем
(воздух, углекислый газ, гелий и другие газы, вода, жидкие металлы)
и преобразуется в атомной электростанции в электрическую энергию.
При работе реактора возникает высокоинтенсивное проникающее
излучение (гамма-лучи, нейтронные потоки), под воздействием кото-
рого ряд материалов, в том числе и теплоносителей, сами могут стано-
виться радиоактивными. Излучение опасно для обслуживающего
персонала, поэтому реактор первичный контур окружают «биоло-
гической защитой» обычно бетонными стенами (1—3 м).
Ядерным горючим является природный или обогащенный уран
в виде металла, сплава или раствора. Природный уран содержит
0,712% делящегося изотопа урана-235, остальное — уран-238.
Слегка обогащенный уран содержит до 5% П-235. Обогащенный
уран значительно дороже природного.
Одной из особенностей сжигания ядерного горючего является
возможность получать из «пассивных» элементов — тория-232 и
урана-238 — делящиеся элементы: уран-233 и плутоний-239, кото-
рых нет в природе и которые также могут служить ядерным топли-
вом. Таким образом, в реакторе можно осуществить процесс вос-
производства ядерного горючего. При определенных условиях
количество вновь образовавшегося ядерного топлива можно быть
больше, чем сгоревшего в цепном процессе, т. е. может осуще-
ствить расширенное воспроизводство ядерного горючего.
Принципиальные схемы атомных электростанций
Атомная энергетическая установка состоит из нескольких отде-
лений (отсеков), число которых зависит от сложности схемы.
Наиболее простая одноконтурная схема (фиг. 197, а) включает
отсеки: реакторный /, турбинный IV и электрический V. Теплоноси-
Теплообменные аппараты атомных электростанций
393
телем является кипящая вода или газ. В первом случае получающийся
в реакторе пар идет в паровую турбину и после конденсации кон-
денсатным насосом 6 и циркуляционным 9 направляется в реактор,
где происходит нагрев воды и парообразование. Во втором случае —
турбина газовая, конденсатор заменяется газоохладителем, а цир-
куляция создается газодувкой (вместо насосов). Эта схема наиболее
простая в тепловом отношении, весьма экономична и требует мини-
мал ы I ы х кап и 'г а л о в л ож е п и й.
Основным недостатком является
радиоактивность (сравнительно
слабая) образующегося в реак-
торе пара, поэтому турбинное
отделен ис педосту и но дл я обсл за-
живающего персонала. Одно-
контурная схема перспективна
для газотурбинных установок
при теплоносителе—гелии, кото-
рый не становится радиоактив-
ным под действием нейтронного
поля, и для паротурбинных
установок при условии, что
осколки деления урана не бу-
дут попадать в пар, идущий к
турбинам.
Работающие атомные элек-
тростанции Академии наук
СССР, вторая в СССР крупней-
шая промышленная атомная
электростанция, Колдерхолл в
Англии, Шиппинпорт в США и
бол ыипнство зу проектирован-
ных и сооружаемых выполнены
по двухконтурной схеме (фиг.
197, б). В ней дополнительно
Фиг. 197. Принципиальные схемы атом-
ных электростанций с паровыми турби-
нами:
а — одноконтурная: б — двухконтурная;
в — трехконтурная; 1 реактор; 2 — про-
межуточный теплообменник; 3 — парогенера-
тор; I — турбина; 5 — конденсатор; б — кон-
денсатный насос; -7 — питательный насос;
8 — циркуляционный насос промежуточного
теплообменника; 9 — циркуляционный насос
реактора.
имеется отсек теплообменников
1119 в котором тепло первичного
теплоносителя, нагреваемого в
реакторе, передается вторично-
му теплоносителю, идущему в
турбину. При паротурбинной установке теплообменник является
парогенератором: в нем происходит нагрев конденсата турбины,
парообразование, а часто и перегрев пара. Первичным теплоно-
сителем может быть вода или газ. При газовой турбине первичным
теплоносителем могут быть газы или жидкие металлы (при воде
нельзя обеспечить высокую температуру, необходимую для эконо-
мичности газотурбинной установки), а вторичным — газ. Вторич-
ный теплоноситель (пар или газ) безопасен для обслуживающего
394
Теплообменные аппараты атомных электростанций
персонала, и турбины эксплуатируются в обычных условиях Сам
же теплообменник (парогенератор) вследствие радиоактивности
первичного теплоносителя обычно недоступен для персонала.
Если турбина паровая и первичный теплоноситель натрий (он
сильно радиоактивен), то образующийся в парогенераторе пар
становится тоже радиоактивным и взрывоопасен в соединении
с водой. Поэтому применяют трехконтурную схему с промежуточ-
ным теплообменником (фиг. 197, в). Вторичным теплоносителем
обычно являются натриевокалиевые сплавы.
Теплоносители
При выборе теплоносителей учитываются их ядсриые и тепло-
физические свойства. Из ядерпых свойств важнейшим является
минимальное поглощение нейтронов---малое «сечение захвата
нейтронов», а для реакторов, работающих на «быстрых» нейтронах, —
малый «коэффициент замедления» нейтронов. Из теплофизических
свойств важнейшими являются те, которые определяют коэффициент
теплоотдачи, расход энергии на циркуляцию (перекачку) теплоно-
сителя и зависимость температуры кипения от давления. Существен-
ное значение имеет стойкость теплоносителя в условиях раб_оты реак-
тора и отсутствие коррозийной активности к различным материалам,
используемым в реакторе и теплообменной аппаратуре. В качестве
теплоносителей целесообразнее использовать воду под давлением
(не кипящую); кипящую воду; из газов — гелий и углекислый паз;
из жидких металлов — натрий и сплав натрия с калием.
Дистиллированная вода высокой чистоты — наиболее распро-
страненный теплоноситель. Опа используется па первой в мире
промышленной атомной электростанции Академии наук СССР
и будет использована еще на нескольких крупных атомных электро-
станциях. Достоинства ее — высокий коэффициент теплоотдачи,
небольшой расход энергии па перекачку, низкая стоимость. Недо-
статком же является необходимость значительного повышения дав-
ления в контуре при сравнительно невысокой температуре, для того
чтобы избежать кипения в реакторе, в результате чего параметры
пара, получаемого в парогенераторе и идущего к турбине, невысокие.
К недостаткам также следует отнести и необходимость работы не
на природном, а на слегка обогащенном уране в частности, из-за
наличия в реакторе большого количества конструкционных материа-
лов, поглощающих нейтроны.
При использовании воды в качестве теплоносителя удельный
тепловой поток в реакторе достигает q 2-106 ккал/м2 час и выше.
В этом случае формула (74) для конвективной теплоотдачи при
турбулентном движении в трубах, полученная из опытных данных
при 7 < 5-1О5 и 1 < 2, дает отклонение до + 10% от
экспер иментал ь ных да ины х.
Теплообменные аппараты атомных электростанций
395
На основе этих опытов В. В. Яковлевым предложена следую-
щая формула:
Nuw - 0,0274Re^8Pr°m36 (-gj)0'". (361)
Формула (361) пригодна с точностью ± 4% для расчета тепло-
отдачи некипящей воды в трубах при: 2 • 104 < Re < 103;
3 < Рг„, < 12; 1 < 5; q < 4,2-106 ккал!м2 час,
m Ргс -
В последнее время экспериментально подтверждена возможность
работы реактора на кипящей воде, что дает возможность упрощения
энергетической схемы атомной электростанции.
Фиг. 198. Сравнение установки с реакторами с кипящей водой и водой под давлением:
а — реактор с кипящей водой; б — реактор с водой под давлением; / — реактор; 2 — турбо-
генератор; 3 — конденсатор; 4 — насос производительностью 450 л!мин\ 5 — парогенератор.
На фиг. 198 показаны схемы энергетических установок мощно-
стью 4,8 мгвт с реакторами как кипящего типа, так и с водой под
давлением. В первом случае установка проще и меньше расход
энергии на насосы (2% от мощности турбины против 6% во втором
случае). В реакторе с кипящей водой возможно осуществить перегрев
полученного пара.
Основным достоинством газов (углекислота, гелий) как теплоно-
сителей в ядерпых реакторах является возможность получения
высокой температуры па выходе из реактора при невысоких давлениях.
Существенные недостатки их — низкие коэффициенты теплоотдачи
и в результате большие габариты реактора и теплообменной аппа-
ратуры, а также значительный расход энергии на циркуляцию
газа. Углекислый газ используется в качестве теплоносителя на пер-
вой английской атомной электростанции в Колдерхолле (пущена
в 1956 г.) и будет использован на одной из строящихся у нас станций.
Использование жидкометаллических теплоносителей объясняется:
1) возможностью получения температур порядка 600° и выше на
выходе из реактора при низких давлениях, так как температура
396
Теплообменные аппараты атомных электростанций
кипения (при 760 мм рт. ст.) натрия 883°, а различных сплавов
натрия с калием — выше 750°; 2) очень высоким коэффициентом
теплоотдачи при небольших расходах на перекачку; в реакторах
на быстрых нейтронах из-за высоких объемных и поверхностных
тепловых нагрузок (порядка 1 миллиарда ккал!м3 час и выше)
использование газа исключено из-за невысоких коэффициентов тепло-
отдачи, а воду нельзя использовать, так как она является замедлите-
лем нейтронов.
В реакторах в качестве теплоносителя применяют натрин (слабо
поглощает нейтроны). Недостаток натрия состоит в его способности
интенсивно окисляться и бурно реагировать с водой, поэтому необхо-
димо исключить возможность их соприкосновения. Кроме того,
натрий при облучении становится сильно радиоактивным. Недо-
статком является и то, что температура плавления натрия + 98°,
поэтому требуется предварительный разогрев системы при заполнении
и слив металла при остановке или выключении реактора. Натриево-
калновые сплавы имеют более низкую температур)' плавления (ком-
натная и ниже), но из-за значительного поглощения нейтронов обычно
не используются для охлаждения, реактора, а применяются только
в качестве вторичного теплоносителя при трехконтурной схеме.
По своим теплофизическим свойствам жидкие металлы сильно
отличаются от обычных теплоносителей воды, воздуха, пара,
масла. Для них значения критерия Прапдтля ниже на 2—4 порядка,
чем для остальных теплоносителей. Согласно экспериментальному
исследованию М. А. Михеева, В. А. Баума, К. Д. Воскресенского
и О. С. Федынского, для теплоотдачи в канале при вынужденном
турбулентном движении тяжелых и щелочных металлов и их сплавов
при чистых поверхностях теплообмена получена зависимость
Nu - 4,5 + 0,014 (RePr)0’8. (362)
От соприкосновения с воздухом жидкие металлы сильно оки-
сляются, па поверхности нагрева осаждается слой окислов и тепло-
отдача ухудшается. Поэтому при стальных трубах без защиты от
окисления при помощи инертных газов надежнее пользоваться при-
ближенной формулой
Nu - 3 4- 0,014 (RePr)0-8. (363)
В этих формулах в качестве определяющей принята средняя тем-
пература жидкого металла, за определяющий размер принят экви-
валентный диаметр канала. Формулы применимы при
Re = Ю4-~ 10е; Рг = 4-10“3 ч- 3,2-10~2 и ~ > 30.
При более коротких трубах 5 < <б 30 найденное по этим
формулам значение d следует помножить на. поправочный коэфф и*
f d \o.i6
пиент 1,/2 I -- I
Теплообменные аппараты атомных электростанций
В. М. Боришанский и С. С. Кутателадзе на основании опытов
рекомендуют расчетную формулу
Nu = 5 + 0,0021 RePr.
(364)
В области значений Re > 104; 300<RePr< 15000 и -^->30.
В области значений 20 < RePr <300
в первом приближении ими рекомен-
дуется формула
1
Nu-0,7 (RePr)3. (365)
По экспериментальным данным
И. И. Новикова, в области значения
100 < RePr < 1400 рекомендуется фор-
мула (при очень чистой поверхности)
Nu 5,9 + 0,015 (RePr)0-8. (366)
Гидродинамическое сопротивление
жидких металлов подчиняется общим
закономерностям, изложенным в § 18.
Нафиг. 199 показана зависимость
между относительными затратами мощ-
ности на циркуляцию некоторых тепло-
Фиг. 199. Изменение удельного
теплового потока в зависимости
от затраты мощности на цирку-
ляцию теплоносителей в реак-
торе.
носителей и удельным тепловым пото-
ком в активной зоне реактора.
Теплогидродинамические свойства
жидких металлов значительно выше,
чем газов. Из газов на первом месте
стоит водород, но он обладает свойством
проникать в углеродистые стали и делает их хрупкими; на втором
месте — гелий, однако он дорог, но весьма перспективен.
На третьем месте — углекислый газ. График на фиг. 199 подтверждает
целесообразность повышения давления газообразных теплоносите-
лей.
Мощность и к. п. д. атомной электростанции
Тепловая мощность реактора — полное количество тепла, кото-
рое выделяется в нем в час, Q ккал/час (обычно выражается в кило-
ваттах)
тепл ^S/Л.
При заданной тепловой мощности реактора W тепл количество
выработанной электрической энергии — электрическая мощность
ЗУй Теплообменные аппараты атомных электростанций
атомной электростанции — зависит от к. п. д. реактора тр, турбин-
ной установки 7],^ и всех элементов, связывающих реактор с тур-
биной rlmp и равна
эл П р G m у р Л m р men Л'
Если расход на собственные нужды станции составляет а% от
вырабатываемой энергии, то полезная (отпущенная в сеть) мощность
пол ' 100 ) тур mp4 тепл
ИЛИ
пол Уэнер^р^ тепл*
где — к. п. д. энергетической части установки.
Так как т) lf то электрическая или полезная мощность атом-
ной электростанции зависит от произведения двух величин: тепловой
мощности реактора Wrper2A и к. п. д. ^знер энергетической части
установки.
Тепловая мощность реактора в значительной степени зависит
от максимально допустимой температуры ядерного горючего и обо-
лочек, в которых оно заключено. При одной и той же максимальной
температуре поверхности количество отводимого из реактора тепла
тем больше, чем ниже средняя температура теплоносителя в реакторе,
т. е. чем ниже она на выходе. Но чем ниже эта температура, тем ниже
к. п. д. энергетической части установки. Следовательно, при воз-
растании W тпепл понижается т\энгр. Для каждой установки суще-
ствует максимум электрической мощности.
Тепловые схемы некоторых атомных электростанций
На фиг. 200 показана тепловая схема первой в мире промышленной
а том I ю й э л е к г р о ста 11 ци и А к а дем и и па у к СССР эл е кт р и чес ко й мощ-
ностью 5 мгвт, пущенной в эксплуатацию 27 июня 1954 г. Схема
станции—двухконтуриая. В первичном контуре находится вода
под давлением 100 ата, которая переносит тепло от реактора тепловой
мощности 30 мгвт к воде вторичного контура. Последняя в парогене-
раторе превращается в слегка перегретый пар с давлением 12,5 ата
и температурой 260°? идущий к турбине.
Парогенератор состоит из последовательно соединенных подогре-
вателя, испарителя и перегревателя. Движение теплоносителей
противоточное. Давление в первичном контуре поддерживается
компенсаторами объема, представляющими собой емкости, соеди-
ненные с баллонами сжатого газа. Параллельно с основным установ-
лен пусковой (сбросной) конденсатор, в который может направляться
пар из парогенератора в обвод турбины. Он используется при пуске
7 еПЛ О обменные uunup^i ut.
и остановке реактора, а также в случае остановки турбины при рабо-
тающем реакторе.
На фиг. 201 показана тепловая схема английской атомной элек-
тростанции в Колдерхолле. Предусмотрены два реактора общей
электрической мощностью 92 мгвт. На каждый реактор приходится
Фиг. 200. Тепловая схема атомной электростанции Академии наук СССР:
I — реактор; 2 — пароперегреватель; 3 - испаритель; 4 — водоподогреватель; 5 — пуско-
вой конденсатор; 6 — турбина; 7 — генератор; 8 — конденсатор; 9 — конденсатный насос;
IV — конденсатный насос пускового конденсатора; 11 — деаэратор; 12 — циркуляционный
насос; 13 — питательный насос; 14 — бак дистиллата; 15 — подпиточный насос; 16 — цир-
куляционный насос реактора; 17 — компенсатор объема; 18 — баллоны сжатого газа.
по четыре парогенератора и по два турбогенератора мощностью
23 мгвт. Схема установки двухконтурная. Первичный теплоноси-
тель — углекислый газ с давлением 6,8 ата — выходит из реактора
при температуре 335°. Для обеспечения циркуляции газа у каждого
реактора установлены четыре газодувки с электроприводом постоян-
ного тока (с регулируемым числом оборотов) по 2000 л. с. каждая.
Особенностью схемы является двухкаскадный паровой цикл. В паро-
генераторе получается пар двух параметров: давлением 13,6 ата,
температурой 310° и 3,6 atria, 171°. Первый из'них поступает в тур-
бину высокого давления; по выходе из нее пар со значительной влаж-
ностью смешивается с перегретым паром низкого давления и он
поступает в турбину низкого давления.
На фиг. 202 показана тепловая схема первой американской атом-
ной электростанции в Шиппингпорте электрической мощностью
79 мгвт. Схема двухконтурная. Первичный теплоноситель — вода
под давлением 140 ат при температуре 280°. В парогенераторах
получается насыщенный пар давлением 43,5 ата. При расширении
Фиг. 201. Тепловая схема атомной электро-
станции Колдерхолл:
1 — реактор; 2 — циркуляционный насос испарителя
высокого давления; 3 — барабан испарителя высокого
давления; 4 — корпус парогенератора; 5 — паропе-
регреватель высокого давления; 6 — пароперегре-
ватель низкого давления; 7 — кипятильные трубы
испарителя высокого давления; 8 — турбина высо-
кого давления; 9 — турбина низкого давления;
10 — барабан испарителя низкого давления; 11 —
циркуляционный насос испарителя низкого давле-
ния; 12 — конденсатор; 13 — пита гельный насос низ-
кого давления; 14 — питательный насос высокого
давления: 15 — экономайзер низкого давления;
16 — газодувка; 17 — экономайзер высокого давле-
ния; 18 — кипятильные трубы испарителя низкого
давления1. 19 — экономайзер высокого давления.
Фиг. 202. Тепловая схема атомной электростанции
Шиппингпорт:
1 — реактор; 2 — парогенератор; 3 — турбина высокого
давления; 4 — сепаратор влаги; 5 — турбина низкого
давления; 6 — конденсатор; 7 — циркуляционный насос;
8 — конденсатный насос; 9 — регенеративный водоподогре-
ватель низкого давления; 10 -- питательный насос; 11 — ре-
генеративные подогреватели высокого давления; 12 — цир-
куляционный насос реактора.
Теплообменные аппараты, атомных, электростанций
Теплообменные аппараты атомных электростанций
401
в турбине до 3,16 ата его влажность достигает 11,6% и перед посту-
плением в следующие ступени турбины уменьшается в выносном
сепараторе примерно до 1%. Предусмотрены три регенеративных
подогревателя питательной воды: один низкого давления, два —
высокого . С регенерацией к. п. д. станции будет 29%, а при ее выклю-
чении — 26%.
Фиг. 203. Схема газотурбинной установки мощностью 60 мгвт с реактором,
охлаждаемым гелием (проект):
1 — реактор: 2 — турбина высокого давления; 3 — турбина низкого давления; 4 — турбо-
генератор; 5 — газоподогреватель (регенератор); 6 — охладители гелия; 7 — аккумулятор
гелия низкого давления; 3 — аккумулятор гелия высокого давления; 9 — турбодетандер
(расширительная турбина); 10 — ловушка радиоактивных продуктов деления (ксенон, йод
и др.): 11 компрессор низкого давления- 12 — компрессор высокого давления.
Атомные силовые установки с газовыми турбинами предложены
одно-, двух- и трехконтурными. В двух- и трехконтурных схемах
(см. фиг. 197, бив) последний контур аналогичен схеме газотурбинной
установки замкнутого цикла (см. фиг. 6, в), в которой «воздушный
котел» заменен соответственным теплообменником первичного или
вторичного контура. Разомкнутая схема газотурбинной установки
могла бы применяться только при работе на воздухе.
Существенным для экономичности является высокая температура
газа на входе в турбину. Наиболее перспективна одноконтурная
схема, причем важнейшим обстоятельством при выборе теплоносителя
является возможность удаления из циркулирующего газа радио-
активных осколков деления. На фиг. 203 показана тепловая схема
газотурбинной установки закрытого цикла на атомной энергии элект-
рической мощностью 60 мгвт, разработанная американскими фир-
мами. Теплоносителем служит гелий, поступающий из реактора
непосредственно в турбину. Для удаления из циркуляционного
контура радиоактивных продуктов распада часть гелия (около 1%)
26 Берман 639
402
7 еплообменные аппараты.
атомных э ле кт рос танций
перед компрессором высокого давления ответвляется к очиститель-
ному устройству (ловушке), которое состоит из расширительной
турбины (турбодетандера) или из циклонного сепаратора, фильтра
из активированного угля и трубчатого охладителя. Ксенон в твердом
состоянии адсорбируется на угле. В этом очистительном устройстве
улавливаются все элементы, кроме гелия. Очищенный гелий воз-
вращается в основной контур циркуляции перед компрессором
низкого давления. В этой схеме из теплообменных аппаратов имеются
газоподогреватель и два газоохладителя.
Газоподогреватель ..........................Пластинчатого типа из
волнистых листов
Толщина листов в мм.................................. 0,37
Длина корпуса в м.......................... 5,2
Диаметр в м............................. . 2,25
Расчетная степень регенерации........................ 0,93
Потери давления в контуре циркуляции
гелия в %................................. 7
в то,м числе:
в реакторе................................. 1,5
в охранителях гелия . ........................ 1,75
в подогревателе гелия........................ 3,75
Тепловая мощность реактора в м?яп. . . . 148,5
11лч;|.’п.пая температур,! гелия !н р<«д тур
Гинн «и н "С ..... 7(i()
Сумма Мсх.пш'в-еклх л -uiricj|>лчесь.н.ч л*>
терь в %.................................. 5
Общий к. п. д. установки (ла клеммах ге-
нератора) в %............................. 40,5
Фиг. 204. Схема элек-
тромагнитного насоса:
/ — направление электри-
ческого тока: // — напра-
вление движения жидкого
металла: /// — направле-
ние магнитного поля.
К насосам и газодувкам атомной элек-
тростанции предъявляется требование абсо-
лютной герметичности. Применяются обычно
центробежные одноступенчатые насосы в
вертикальном исполнении, а для жидких
металлов — также электромагнитные. Гер-
метичность водяных центробежных насосов,
кроме развитых лабиринтных уплотнений,
достигается подводом к сальникам воды под
давлением или же применением бессальни-
ковых насосов со встроенными электродви-
гателями. При перекачивании жидких
металлов сальник заполняется пробкой
из этого же металла (застывшего), поверх
которого поддерживается давление инертным
газом. Важнейшими достоинствами электро-
магнитных насосов являются абсолютная
плотность и отсутствие вращающихся ча-
стей.
Наиболее простая схема такого насоса показана на фиг. 204.
При пропускании тока в сильном поле электромагнита жидкий
Теплообменные аппараты атомных электростанций
403
металл двигается в направлении, показанном стрелкой. Электромаг-
нитные насосы выполняются различной производительности для
постоянного, переменного однофазного и трехфазного тока. К. п. д.
ниже, чем у центробежных насосов.
Теплообменная аппаратура атомных электростанций
Кроме общих требований к теплообменным аппаратам турбо-
установок к аппаратуре атомных электростанций предъявляются
еще дополнительные требования. Важнейшим из них является
абсолютная герметичность и устранение возможности смешивания
теплоносителей и их просачивания наружу, что особенно важно
для радиоактивных теплоносителей и жидких, металлов. Это требо-
вание и условия работы с радиоактивными теплоносителями при
довольно высоких температурах (до 600° и выше) обусловили: широкое
применение нержавеющих сталей, сварных соединений трубок с труб-
ными досками; применение конструкций с компенсацией термических
деформаций и тщательный контроль материалов и сварных соедине-
ний. Если в качестве теплоносителя используют жидкое ядерное
горючее (в так называемых гомогенных реакторах), жидкие металлы
или другие-дорогие вещества, существенным является уменьшение
объема, занимаемого ими в теплообменниках и трубопроводах.
Классификацию теплообмен пых аппаратов атомных электростан-
ции целесообразно провести по тому же признаку, который исполь-
зован ранее, а именно:
1) аппараты, работающие без изменения агрегатного состояния
теплоносителей;
2) аппараты с изменением агрегатного состояния одного тепло-
носителя — парогенераторы.
К первой группе относятся все теплообменники атомносиловых
установок с газовыми турбинами, а также промежуточные тепло-
обменники в трехконтурных схемах с паровыми турбинами
(см. фиг. 197, а).
В парогенераторах происходят последовательно следующие про-
цессы: подогрев воды, ее испарение? а часто и перегрев пара. Эти
процессы могут быть совмещены в одном аппарате — однокорпусном
парогенераторе (см. фиг. 201) или осуществляться в трех последо-
вательно расположенных аппаратах (фиг. 200). В последнем случае
всдоподогреватель (экономайзер) и пароперегреватель являются
аппаратами первой группы (без изменения агрегатного состояния
теплоносителей). В испарителе можно совмещать и подогрев воды —
такой аппарат тоже называют испарителем; если же в этом случае
нет пароперегревателя, то его часто называют парогенератором.
Схема одпокорпуспого парогенератора с первичным теплоноси-
телем — углекислым газом показана на фиг. 201 В этом аппарате
имеются два отдельных контура, состоящих каждый из экономай-
зера, испарителя и пароперегревателя. Циркуляция в обеих испа-
рительных секциях принудительная. Образовавшаяся в трубах
‘Ю>‘ 'ОЧ
404
Теплообменные аппараты атомных электростанций
пароводяная смесь поступает в барабаны, где происходит отделение
пара от воды, которая возвращается в кипятильные трубы. В секциях
пароперегревателя как высокого, так и низкого давлений исполь-
зуются гладкие трубы. Все остальные трубы для интенсификации
теплообмена со стороны газа оребрены.
К наружной поверхности их приварены
шипы эллиптического очертания (фиг.205).
Корпус парогенератора имеет большие
габариты: высота 23 л, диаметр — около
5.5 л. Это вызвано необходимостью раз-
вития поверхностей нагрева при невысо-
ком коэффициенте теплоотдачи со стороны
газа.
Предложены одно к о р г i у с н ы е п а р о ге и е-
горы прямоточного типа и при других
первичных теплоносителях* в частности,
жидких металлах. Питательная вода вхо-
дит в один конец труб, а с другого конца
Фиг. 206. Парогенератор
транспортабельной атом-
ной электростанции:
Фиг. 205. Ребристые элементы парогене-
ратора атомной электростанции Колдер-
холл.
/ — сепаратор; 2 — пучок
трубок пароперегревателя;
3 пучок трубок испари
тел я.
происходит отвод пара. Схема аналогична обычным прямоточным
котлам, однако этот вариант пока еще перспективный.
На фиг. 206 показан парогенератор транспортабельной атомной
электростанции. Испарительная часть представляет вертикальный
цилиндрический барабан с U-образными трубками, по которым цир-
кулирует вода первичного контура. Вода вторичного контура посту-
пает в межтрубное пространство через патрубок в центре барабана.
Образовавшийся пар через расположенный наверху сепаратор
Теплообменные аппараты атомных электростанций
405
поступает в перегревательную секцию, протекает сверху вниз вдоль
U-образных труб перегревателя и выходит через патрубок вблизи
нижней трубной доски. На расчетном режиме парогенератор выдает
слегка перегретый пар 13,6 ата, 206,7°.
Если первичным теплоносителем является жидкость (вода,
жидкие металлы), часто процессы подогрева, испарения и перегрева
осуществляют в отдельных аппаратах. Основные принципы кон-
струирования и расчета водоподогревателей и пароперегревателей
такие же, что и для обычных аппаратов без изменения агрегатного
состо я н и я те п л о но с ител е й.
На фиг. 207 и 208 представлены общие виды и детали разработан-
ного в Англии экспериментального пароперегревателя для первичного
теплопосптеля жидкого натрия. Аппарат чстырехходовый противо-
точный секционного типа, с U-образными трубками, что обеспе-
чивает отсутствие термических напряжений. Трубный пучок можно
вынимать со стороны задней съемной камеры. Аппарат данного типа
может быть использован и для подогрева воды. Некоторые детали
обусловленные применением жидкого металла, пояснены ниже.
Испарители могут быть разбиты на следующие группы: без
циркуляции (точнее, с естественной неорганизованной циркуля-
цией), с естественной (организованной) циркуляцией, с принуди-
тел ыюй цир к ул яцией.
На фиг. 209 показан испаритель без циркуляции для турбины
к гомогенному реактору тепловой мощностью 5 мгвт. Первичный
теплоноситель (жидкое ядерное горючее) поступает в аппарат при 300°
и 140 ата и проходит через 250 (J-образных трубок наружным диа-
метром 9;5 мм и толщиной стенки 1,5 мм. Верхняя часть корпуса --
сухопарник с сепаратором. С целью уменьшения диаметра трубной
доски и камеры предусмотрен конический переход между ними
и корпусом аппарата. При общей длине — 4,3 м, внутреннем диа-
метре корпуса 1,02 м и поверхности нагрева 45 м2 генерируется
в час 7300 кг насыщенного пара давлением 36,4 ата. В том случае,
когда в испарителе производится и подогрев воды, вход ее осуще-
ствляется у выходного конца трубок, которые целесообразно отде-
лить горизонтальной перегородкой (фиг.* 210). При этом образуется
зова предварительного подогрева воды за счет дополнительного
охлаждения первичного теплоносителя.
На фиг. 211 показаны испарители с естественной организован-
ной циркуляцией станции в Шиппингпорте. Первый из них с прямыми
трубками, второй — с I ..'-образными. Намечается сравнить обе
конструкции в процессе эксплуатации. Первичный теплоноситель —
вода под давлением 140 ата протекает по трубкам (диаметром 12,7/1
и 19/1,5 соответственно) из нержавеющей стали. Образующийся
в теплообменнике влажный пар с водой по подъемным трубам посту-
пает в барабан, где вода отделяется от пара, и по трубам попадает
обратно в теплообменник. Соединительные трубы изогнуты, для
того чтобы обеспечить термическую компенсацию. Наличие цирку-
f Выход пара
Фиг. 207. Пароперегреватель (первичный теплоноситель — жидкий натрий):
/ — камера жидкого натрия с двойной трубной доской; 2 — корпус секции перегревателя; 3 — трубный пучок; 4 — съем-
ная камера; 5 — камера жидкого натрия с одинарной доской.
Теплообменные аппараты атомных электростанций
Т еплообменные аппараты атомных электростанций.
407
а)
Фиг. 208. Детали пароперегревателя (первичный теплоноситель — жидкий
натрий):
а ~ камера жидкою начрия с двойной трубной доской; б —- камера жидкого натрия
• одинарно^ -груб он доской: а — сопряжение трубки с двойной трубной доской;
<онряжен mt трубки с одинарной трубной доской.
Фиг. 209. Парогенератор гомогенного
реактора мощностью 5 мгвт:
1 — на трубок для выхода жидкого ядирного горючего: 2 — патрубок для
входа жидкого ядерного горючего; 3 — перфорированная перегородка;
4 - сепараторы; 5 трубы для выхода пара: 6 — трубки для контроля
уровня воды; 7 трубки для питательной воды: 8 — отверстие для дре-
нажи: 9 отверстие для продувки.
о
:jo
Фиг. 210. Схематический р г?з парогенератора для
реактора с жидких . .поносителем:
1 — патрубок для выхода iicprt " .0 гсчлсинх нтеля; 2 — пат-
рубок для входа первичного . 1101 ителя; 3 анкерные,
связи; 4 — сепаратор; 5 — пат-. * .. для никуда пара; 6 -- под-
держивающие перегородки; 7 - бразны) трубки; 8—гори-
зонтальная перегородка; 9 i к для ухода питательной
вод.
Фиг 211. Парогенераторы атомной электростанции Шиппингпорт:
а с Прямыми трубками; б — с CJ-образными трубками,
Теплообменные аппараты атомных электростанций
409
ляции и выносного сухопарника обеспечивает меньшую влажность
пара, интенсификацию теплообмена в испарителе и меньший диаметр
корпуса испарителя, что очень важно при высоком давлении пара.
Секция испарителя с
при нуд ител ь и о й ц и р к ул я-
цией (см. также фиг. 201)
показана па фиг. 212. Пер-
в и ч 1114 й тс п л оное и тел ь -
жидкий металл ----- входит в
пароперегреватель через пат-
рубок 1 и, пройдя его двумя
параллельным!' потоками, но-
ступает в испарители ?, из
которых уходит через патру-
бок 3. Движение воды через
и с п а р ител и ос у те с т вл я етс я
принудительно насосом 4.
Пар из барабанов '5 посту-
пает в трубный пучок паро-
Фиг. 212. Схема секции парогенератора
с принудительной циркуляцией воды
в испарителе
перегревателя, из которого
выходит с температурой 400° через патрубок 6. Жидкий металл
в каждой секции движется в один ход, а вода и пар в трубках —
в два хода.
Особенности теплообменников для жидких металлов
Так как происходит бурная реакция с водой и сильное окисление
па воздухе, протечки жидких металлов недопустимы даже в очень
малых количествах. Намечаются два направления для обеспечения
этого требования. Первое из них заключается в отделении теплоно-
сителей, реагирующих один с другим при помощи инертного про-
межуточного теплоносителя. На фиг. 213 показана схема промежу-
точного теплообменника, где оба теплоносителя — сплавы натрия
с калием. Трубная доска и U-образные трубки сделаны двойными.
Первичный тепло носитель поступает - в одну половину распредели-
тельной камеры, движется по внутренним трубкам и уходит через
вторую половину камеры. Вторичный теплоноситель движется
в межтрубном пространстве. Зазор между трубными досками и коль-
цевое пространство между концентрическими трубками заполнено
ртутью (на фиг. 213 ртуть показана черным), которая инертна
к натрию и калию. Ртуть под давлением, несколько меньшим, чем
в первичном контуре, циркулирует по отдельному небольшому
контуру и непрерывно проверяется на активность.
Наличие двойных U-образных трубок с промежуточным запол-
нением ртутью сильно усложняет конструкцию и существенно
уменьшает коэффициент теплопередачи, так как вследствие высоких
коэффициентов теплоотдачи от жидких металлов (порядка нескольких
410
Теплообменные аппараты атомных электростанций
десятков тысяч ккал!я? час °C) термическое сопротивление металла
двойных трубок с прослойкой ртути составляет значительную часть
общего термического сопротивления. Поэтому стараются создать
Фиг. 213. Схема теплообменника для жидких металлов с промежуточным инертным
теплоносителем:
1 — патрубок для входа металла (К — Na) первичного контура;- 2 — патрубок для выхода
ртути (разделительной среды); 3 — одна из Ъ’-образны х трубок с двойными стенками; 4 — пат-
рубок. для выхода металла (К — Na) вторичного контура; 5 — патрубок для входа металла
( К — Na) вторичного контура; 6 — патрубок для входа ртути; 7 — патрубок для выхода
металла первичного контура.
надежные конструкции из одинарных трубок путем выбора материа-
лов и контроля их качества, соединения сваркой всех неразъемных
Фиг. 214. Секция спирального теплообменника для жидких металлов:
! трх’боппо» I для ныхоля первичного теплоносителя; 2—ч рубопровод к аварийной линии
охлаждения; 3 патрубок для входа вторичного теплоносителя; 4 трубопровод от ава-
рийней линии охлаждения; 5 — электромагнитный насос; 6 патрубок для выхода вторич-
ного-.сплоноситсля; /—первичный теплоноситель; 8—вторичный теплоноситель;
9 защита; 10 — трубопровод входа первичного теплоносителя.
сопряжений; создания надежной и абсолютно плотной конструкции
разъемных соединений. Так, в теплообменнике на фиг. 207 и 208
трубные доски запроектированы в двух вариантах: одинарные и двой-
ные. Намечается проверить обе конструкции. При одинарных досках
трубы после легкой развальцовки заваривают аргонно-дуговой
Теплообменные аппараты атомных электростанций
411
Фиг. 215. Пластинчатый теплообменник:
а — штампованная пластина; б — поперечный разрез элемента из двух сваренных пластин
(масштаб увеличен); в — продольный вид теплообменника (передняя стенка корпуса снята);
г — поперечный разрез теплообменника; д — поперечный разрез по поверхности теплообмена
(масштаб увеличен).
412
Теплообменные аппараты атомных электростанций
сваркой. При двойных досках трубки вальцуют во внутренней доске,
в которой выфрезерованы канавки, а в наружной развальцовываются
и завариваются, как в одинарной доске. Соединение обеих трубных
досок производится тоже сваркой, а из промежуточного пространства
выводится трубка для контроля утечек. Распределительная камера
приваривается к трубной доске. В данной конструкции было решено
жидкий металл (давление немногим больше атмосферного) направлять
в трубки, а пар давлением порядка 60 ат — в межтрубпое простран-
ство. Предполагается, что в случае повреждения трубки более
высокое наружное давление будет способствовать локализации
повреждения.
На фиг. 214 показана одна секция спирального промежуточного
теплообменника для атомной электростанции с трехконтурной схе-
мой. Оба теплоносителя — сплавы натрия с калием. Всего имеются
двадцать четыре параллельно включенные спирали. Каждая секция—
это труба в трубе, согнутые в спираль. Движение теплоносителей
по противотоку (первичный во внутренней, вторичный ~ в наружной
трубе) осуществляется с помощью электромагнитных насосов —
на схеме показан насос только для первичного теплоносителя. Все
спиральные секции смонтированы в корпусе, заполняемом инертным
газом, обычно гелием.
Для аппаратов, в которых обоими теплоносителями является
жидкий металл или один металл, а другой — газ, разработаны также
пластинчатые конструкции теплообменников (фиг. 215). Отдельные
штампованные листы попарно свариваются, а затем соединяются
в секции. Движение теплоносителей противоточное. Толщина листов
0,38 мм. Преимуществом пластинчатых конструкций является воз-
можность устройства каналов малым эквивалентным диаметром
порядка 0,75—2,5 мм, что неосуществимо в трубчатых конструкциях.
ЛИТЕРАТУРА
Аверин Е. К. иКружилин Г Н., Влияние поверхностного натяжений
и вязкости на условия теплообмена при кипении воды, «Известия АН СССР», ОТН,
№ 10, 1955.
Аладьев И. Т., Додонов Л. Д. и Удалов В. С., Теплоотдача
при кипении недогретой воды в трубах, «Теплоэнергетика» № 9, 1957.
Анатолиев Ф. А. Расчет вспомогательных устройств паросиловых уста-
новок, ОНТИ, 1936.
Антуфьев В. М., Теплоотдача и сопротивление пакетов из профильных
листов с внешним обтеканием, «Теплоэнергетика» № 4, 1956.
А н т у ф ь е в В. М. и Б е л ецк и й ГС., Теплопередача и аэродинамиче-
ское сопротивление трубчатых поверхностей в поперечнохм потоке, Машгиз, 1948.
Атомная энергетика. Доклады иностранных ученых на международ-
ной конференции по мирному использованию атомной энергии, Женева, 1955, Гос-
энергонздат, 1956.
Баум В. А. и Б р д л и к П. М., Конденсация пара из движущейся паро'
воздушной смеси, «Теплоэнергетика» № 1, 1957.
Берман Л. Д., Испарительное охлаждение циркуляционной воды, Гос-
энергоиздат, 1957.
Берман Л. Д., О температурном напоре в конденсаторах паровых турбин,
«Известия ВТИ» № 2, 1952.
Берман Л. Д., Массообмен в пленочных аппаратах с вертикальными кана-
лами, «Теплоэнергетика» № 6, 1954.
Берман Л. Д., Экспериментальные исследования конденсации пара в при-
сутствии неконденсирующихся газов, «Теплоэнергетика» № 6, 1957.
Берман Л. Д., Опытные зависимости для коэффициента теплопередачи кон-
денсаторов паровых турбин, «Теплоэнергетика» № 4, 1958.
Берман Л. Д. и Гр иш у к И. К., Руководящие указания по реконструк-
ции конденсаторов паровых турбин, Госэнергоиздат, 1954.
Берман Л. Д. иЗингер Н. М., Руководящие указания по наладке
и эксплуатации пароструйных эжекторов конденсационных установок, Госэнерго-
издат, 1956.
Берман Л. Д. и Фукс С. Н., Повышение водяной плотности конденса-
торов паровых турбин для установок со сверхвысокими и сверхкритическими пара-
метрами пара, «Теплоэнергетика» № 8, 1956.
Блохинцев Д. И., Минашин М. Е. и С е р г е е в IO. А., Физи-
ческие и тепловые расчеты реактора атомной электростанции АН СССР, «Атомная
энергия» № 1, 1956.
Б люд о в В. II., Конденсационные устройства паровых турбин, Госэнерго-
издат, 1951.
Богданов Ф. Ф., Исследование .влияния скорости движения потоков воды
на коэффициент теплоотдачи при кипении в наклонной трубе, «Известия АН СССР»
ОТН, ЛЬ 4, 1955.
539
414
Л итератдра
Боришанский В. M. иКутателадзе С. С., О расчете теплоотдачи
и гидравлического сопротивления при течении жидких металлов в трубах», «Энерго-
машиностроение» № 6, 1957.
Брик П. М., Автоматическое регулирование работы термических деаэратор-
ных установок, Госэнергоиздат, 1953.
Буланин В. И., Об одно- и двухходовых поверхностных конденсаторах
паротурбинных установок, ЦКТИ, кн. 8, Машгиз, 1947.
Буров Ю. Г., Теплообмен при конденсации водяного пара на вертикальных
трубах, «ЖТФ», XXVII, выл. 2, 1957.
Б ы х о в с к и й Л. И.. Винтовые теплообменные аппараты, «Теплоэнергетика»
№ 11, 1957.
Варгафтик Н. Б., Теплофизические свойства веществ, Госэнергоиздат,
1956.
Виленский Н. М., Режим экономического вакуума в паротурбинных уста-
новках при оборотном водоснабжении, «Электрические станции» № 4, 1950.
Власов О. Г., Ребристые нагревательные приборы, «Известия ВТИ» Xs 6,
1928.
Вопросы конструирования и эксплуатации конденсационных устройств паровых
турбин, Сб. Госэнергоиздат, 1953.
Вопросы теплообмена при изменении агрегатного состояния вещества, Сб.
Госэнергоиздат. 1953.
Воскресенс к и й К. Д., Сборник задач по теплопередаче, Госэнерго-
издят, 1951.
Вук а лови ч М. II., Термодинамические свойства воды и водяного пара,
Машгиз, 1951.
В у к а л о в и ч М. П., Кири л л и н В. Л., Ремизов С. А., Силец-
к и й В. С., Т и м оф осн В. И., Термодинамические свойства газов, Машгиз,
1953.
Г е л ь фенбей и Л. Г., К вопросу об изыскании высокоэффективных и мало-
габаритных теплообменников газотурбинных установок, «Энергомашиностроение»
№ 1, 1958.
Головинский Г. П., Конденсация смеси паров при глубоком охлаждении,
«ЖТФ». т. XXVI, вып. 6. 1956.
Гришу л И. К., Конденсационные установки энергопоездов, Госэнерго-
издат, 1954.
Г р и ш у к II. К., О растворимости кислорода в воде при повышенных темпе-
ратурах, «Теплоэнергетика» № 4, 1956.
Гришу к И. Е., Влияние давления, нагрева воды и плотности орошения
на эффективность работы деаэрационной колонки с неупорядоченной насадкой,
«Теплоэнергетика» № 10, 1957.
Гр и шу к И. К. и К р о т к о в а М. А., Дегазация питательной воды
при повышенном давлении, «Известия ВТИ» № 11, 1952.
Г у х м а н А. А., Некоторые вопросы теории процессов конвективного тепло-
обмена высокой интенсивности, «ЖТФ», т. XXIII, вып. 6, 1953.
Дед усенко Ю. М., Оптимальная компоновка трубчатых теплообменных
аппаратов газовых турбин, изд. АН УССР, 1956.
Жаворонков Н. М., Гидравлические основы скрубберного процесса
И теплопередача в скрубберах, изд. «Советская наука», 1944.
Илюхин Н. В., Применение ядерного топлива в энергетике Англии, «Энер-
гомашиностроение» 9, 1956.
Казанский А. М., Конденсационные устройства, ОНТИ, 1939.
Казанский А. АТ. Вспомогательное оборудование турбинных установок,
Госэнергоиздат. 1941.
Литература
415
Канаев А. А., Перспективы применения газовых турбин в атомносиловых
установках, «Энергомашиностроение» № 2, 1957.
Карасина Э. С.. Теплообмен в пучках труб с поперечными ребрами,
«Известия ВТК» № 12, 1952.
Касаткин А. Г Основные процессы и аппараты химической технологии,
Госхимиздат, 1950.
К а у л а Р. Дж., Робинсон И. В. и Яновский М. О. Конденса-
ционные установки, ГТИ, 1930.
Кер цел л и Л. И. и Рыж к и н В. Я., Тепловые электрические станции,
Госэнергоиздат, 1956.
Кириллов И. И. Газовые турбины и газотурбинные установки, т. 1 и II,
Машгиз, 1956.
Кирпиков В. А., Теплоотдача в винтовых змеевиках, диссертация, авто-
реферат, изд. МИ ХМ, 1953.
К и р п и ч е в М. В., О наивыгоднейшей форме поверхности теплообмена,
«Известия ЭНИН» т. 12, 1944.
Кирш А. К., Об эффективности охладителя паровоздушной смеси между
конденсатором и эжектором. «Теплоэнергетика» № 10, 1956.
Кичигин М. А. и К о с т е н к о Г. Н., Теплообменные аппараты и выпар-
ные установки, Госэнергоиздат. 1956.
К о п ь е в С. Ф., Вспомогательное оборудование машинных цехов электро-
станций, Госэнергоиздат, 1954.
Костерив С. И. и Козлов В. К., Исследование гидродинамики
и теплоотдачи гладкотрубного водяного экономайзера, «Известия АН СССР», ОТН
№ 3, 1952.
Костров X. Н., Тепловой расчет регенератора газотурбинной установки
на промежуточных режимах, «Судостроение» № 2, 1958.
Кузнецов Н. В. и К а р а с и н а Э. С., Формулы для коэффициента
теплоотдачи в гладкотрубных пучках при поперечном обтекании, «Теплоэнерге-
тика» № 6, 1954.
Кузне цов Н. В., Щербаков А. 3. и Титова Е. Я., Новые
расчетные формулы для аэродинамического сопротивления поперечно обтекаемых
пучков труб, «Теплоэнергетика» № 9, 1954.
Курчатов И. В., Некоторые вопросы развития атомной энергетики в СССР
«Атомная энергия» № 3, 1956.
Кутателадзе С. С. Теплопередача при конденсации и кипении,
Машгиз, 1952.
Кутателадзе С. С. Основы теории теплообмена, Машгиз, 1957.
Кутателадзе С. С. и Боришанский В. М., Справочник по тепло-
передаче, Госэнергоиздат, 1959.
Лабунцов Д. А., Теплоотдача при пленочной конденсации чистых паров
на вертикальных поверхностях и горизонтальных трубах, «Теплоэнергетика» № 7,
Лебедев П. Д. и Щ у к и н А. А. Промышленная теплотехника, Госэнер-
гоиздат, 1956.
Левин Б.И. иДумер А. Б., Оценка температуры стенки корпуса при
конструировании теплообменных аппаратов, «Энергомашиностроение» № 3, 1956.
Левин Б. И., Модернизация теплообменных аппаратов, «Энергомашинострое"
ние» № 4, 1957.
Ложкин А. Н. и К а н а е в А. А., Теплообмен в пароводяном бойлере,
«Советское котлотурбостроение» № 2, 1936.
Л у к н и ц к и й В. В., Тепловые электрические станции промышленных
предприятий, Госэнергоиздат, 1953.
416
Литература
Лукомский С. М., Исследование максимальных тепловых потоков при
кипении воды в вертикальных трубах, «Доклады АН СССР», новая серия, т. 80,
вып. 1, 1951.
ы к о в А. В., Тепло- и массооб.мен в процессах сушки, Госэнергоиздат,
Л я пин М. Ф.. Теплоотдача и аэродинамическое сопротивление гладкотруб-
ных лучков при больших числах Re газового потока, «Теплоэнергетика» № 9,
1956.
М аксев В. А., Конденсационные устройства паросиловых установок,
Госэнергоиздат, 1933.
Мамет А. П., Коррозия теплосилового оборудования электростанций,
Госэнергоиздат, 1952.
Маргул ова Т. X., Пути получения чистого пара, Госэнергоиздат, 1955-
Al и х се в М. А., Основы теплопередачи, Госэнергоиздат. 1956
II а рты ш О. М., Улучшение работы маслоохладителей, «Электрические
станции» № 7, 1956.
Новиков И. И. и др.. Теплоотдача и теплофизические свойства расплав-
ленных щелочных металлов, «Атомная энергия» № 4, 1956.
Новожилов И. Ф. и Ми гай В. К., Вращающийся регенеративный
воздухоподогреватель газотурбинной установки, «Энергомашиностроение» № 7,
1957.
О барботаже в деаэраторах питательной воды, дискуссия, «Электрические стан-
ции» № 8, 1951; № 4, 1952; «Теплоэнергетика» № 4, 1954.
Павлов К. Ф., Р о м а н к о в П. Г. и Носков А. А., Примеры
и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии, Госхимиздат,
1955.
Петухов Б. С., Опытное изучение процессов теплопередачи, Госэнерго-
издат, 1952.
Покровский В. Н., Водоснабжение тепловых электростанций, Госэнер-
гоиздат, 1950.
П о л ы н о в с к и й Я. Л.. Теплоотдача и сопротивление поперечно омывае-
мых труб при малых числах Re «Известия ВТИ» № 9, 1952.
Полыновский Я. Л., Об определении среднего температурного напора
в многоходовых регенераторах газовых турбин ’с перекрестным током газа и
воздуха. «Известия ВТИ» №• 12, 1949.
Правила технической эксплуатации электрических станций и сетей, Госэнерго-
издат, 1953.
Радии г А. А., Теория и расчет конденсационных установок, Госэнерго-
издат, 1934.
Р а м м В. М., Теплообменные аппараты, Госхимиздат, 1948.
Р а ч к о В. А., Исследование процесса конденсации водяного пара из паро-
воздушной смеси в вакууме. Экспериментальное исследование влияния скорости
и состаг^а паровоздушной смеси и глубины вакуума на процесс теплообмена при кон-
денсации водяного пара, «ЖТФ», т. XXVI», вып. 3, 1956.
Р а ч к о В. А., Гидравлическая плотность конденсаторов, «Энергомашино-
строение» № 4, 1957.
Реакторостроение и теория реакторов, изд. АН СССР, 1955.
Р и с В. Ф., Центробежные компрессорные машины, Машгиз, 1951.
Ромм Э. И., Котельные установки, т. 2, Госэнергоиздат, 1946.
С а л и к о в А. П., Теплоотдача от конденсирующегося пара к стенке трубки
при ударном действии пара, «Известия ВТИ» № 9, 1952.
С е м е и н В. М., Теплоотдача влажного воздуха при конденсации пара,
-Теплоэнергетика» № 4, 1956.
литеритури
Соколов Е.Я-, Пароструйные компрессоры и их применение в промыш-
ленности, «За экономию топлива» № 6, 1949.
Соколов Е. Я-, Закрытая система горячего водоснабжения с двумя после-
довательно включенными подогревателями. «Теплоэнергетика» № 5, 1954.
Соколов Е. Я-, Тепловые характеристики теплообменных аппаратов,
«Теплоэнергетика» № 5, 1958.
Справочник по котлонадзору, Госэнергоиздат, 1954.
Стер м а н Л. С. Исследование теплообмена при кипении жидкости в тру-
бах. «ЖТФ», т. XXIV, вып. II, 1954.
С т е р м а н Л. С., Испарители, Машгиз, 1956.
С т ы р и к о в и ч М. А. иКолокольцев В. А., Работа парового объема
испарителей типа ИСВ и мероприятия по улучшению качества дистиллата, «Тепло-
энергетика» № 6, 1954.
С т ы р и к о в и ч М. А. и С т е р м а н Л. С., Простейшее паропромывоч-
иое устройство для организации внутрибарабанной промывки пара, «Теплоэнерге-
тика» № 7, 1954.
Суворов И. П. и К а л и т а В. П., Освоение эксплутации турбогенера-
торов с водородным охлаждением, Госэнергоиздат, 1954.
Сураев А. П., О деаэрации питательной воды, «Теплоэнергетика» № 1, 1956-
Таранов Б. П., Об относительной эффективности ступенчатого подогрева
питательной воды, «Теплоэнергетика» № 9. 1957
Тепловой расчет котельных агрегатов, нормативный метод, ГЭИ, 1957.
Теплотехнический справочник, т. 1, Госэнергоиздат, 1957, т. II, 1958.
Толубинский В. И., Интенсивность теплообмена и гидродинамический
режим испарителей, Труды института теплоэнергетики АН УССР, Сб. 8, 1952.
Толубинский В. И.. Теплоотдача при кипении воды в вертикальной
трубе при низких тепловых нагрузках, Труды института теплоэнергетики АН УССР,
Сб. 10, IL53.
Толубинский В. И. и Ямпольский Н- Г., Теплоотдача при кон-
денсации водяного пара (чистого и с примесью воздуха) на поверхности вертикаль-
ной трубы, Труды института теплоэнергетики АН УССР, Сб. 10, 1953.
Тубянский Л. И. и Ф р е н к е л ь Л. Д., Паровые турбины высокого
давления ЛМЗ, Госэнергоиздат, 1956.
Т у л ин С. Н., Теплообмен и сопротивление в пучках трубок с проволочным
оребрением, «Теплоэнергетика» № 3, 1958.
Уваров В. В., Газовые турбины, ОНТИ, 1935.
Ф а й н ш т е й н А. С., К вопросу определения коэффициента теплопередачи
при конденсации пара на горизонтальных трубах, «Котл©турбостроение» № 3, 1951
Ф а с т о в с к и й В. Г и Р о в и н с к и й А. Е., Исследование теплоотдачи
в спиральном канале, «Теплоэнергетика» № *1, 1957.
Форд Дж. У К., Проекты энергетических реакторов, Госэнергоиздат,
1956.
Форсированное охлаждение турбогенераторов водородом, Госэнергоиздат,
1956.
Фукс С. И., Конденсация движущегося пара на горизонтальной трубе,
«Известия ВТИ» № 3, 1953.
Фукс С. Н., Теплоотдача при конденсации движущегося пара в горизонталь-
ном трубном пучке, «Теплоэнергетика» ,№ 1. 1957.
Характеристики новых тепловых электростанций США, Госэнергоиздат, 1955-
Нормы расчета циркуляции пара в паровых котлах, ЦКТИ, Машгиз, 1950-
Цыганков А.С., Расчеты судовых теплообменных аппаратов, Судпром-
гиз, 1956.
27 Берман 539
418
Литература
Цыганков А. С., Судовые водоопреснительные установки, Судпромгиз,
1951.
Чернобыльский И. И. и Городинская С. А., Исследование
теплоотдачи при конденсации пара внутри горизонтальных труб, «Известия Киев-
ского политехнического института», т. XIII. 1954.
Ч еч ет к и н А. В., Высокотемпературные теплоносители, Госэнергоиздат,
1957.
Чуханов 3. Ф., Сравнение эффективности работы теплообменников типа
«канал» и «пучок», «Известия АН СССР» ОТН, № 1, 1948.
Шефтель А-И., Методика комплексного расчета воздушных конденсато-
ров, «Котлотурбостроение» № 2, 1950.
Шефтель А. И., К вопросу применения воздушных конденсаторов для
водяного пара на электростанциях СССР, «Труды Тульского механического инсти-
тута», вып. 5-й, 1951.
Ш о х а т А. С., Отключение на чистку одного из двух конденсаторов турбины,
«Электрические станции» № 4, 1952.
Шубенк о-Ш у б и н Л. А.у Газотуростроение в Швейцарии, «Энергомаши-
ностроение» № 11, 1956.
Щегляев А. В., Паровые турбины, Госэнергоиздат, 1955.
Эккерт Э. Р., Введение в теорию тепло- и массообмсна, Госэнергоиздат,
1957.’
Я к о в л е в В. В., Теплоотдача некипящей воды при высоких тепловых
нагрузках, «Атомная энергия» № 2, 1957
Яновский М. И., Судовые конденсационные установки, Военмориздат,
1943.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
А
Абонентский бойлер 108, 180
Абсорбция 105
Автоматическая защита подогревателей
184
Алюминиевая латунь 44
Атмосферный клапан 265, 266
Атомная электростанция. 392, 398
Б
Барботаж в деаэраторах 379
Барботажная промывка пара 361
Брызгальный бассейн 318
В
Вакуум 201, 203, 339
Вальцовка 28
Вальцовочные соединения 27
Винтовой водоподогреватель 182
Водоводяной подогреватель Мостсплоссти
111
Водомерное стекло 184
Водородное охлаждение турбогенератора
120—121
Водоструйный эжектор 292, 298, 299
Водяная камера конденсатора 264
— плотность конденсатора 344
Водяное уплотнение арматуры 210
— - развальцовки трубок 263
Водяной эквивалент 47
Воздухомер 208
Воздухоохладитель газотурбинной уста-
новки 18-19
— конденсатора 16, 223
— турбогенератора 109, 120—125, 112
— турбокомпрессора 125--127
В озд у хоподо гр евате л ь газоту р би н ной
установки: влияние протечек на к. и. д.
цикла 142—143
методика комплексного тепло-аэроди-
намического расчета 147—162
относительное сопротивление 132
пластинчатой конструкции 138—140
поверхность теплообмена 128
расположение в схеме газотурбинной
установки 17—19
регенеративного типа 140—146
трубчатой конструкции 134—137
число ходов при перекрестном токе 130
Воздушная плотность вакуумной системы
208
Воздушный конденсатор 267
— насос 15, 291
Вращающаяся сетка для забора воды 283
Вторичный теплоноситель (определение) 6
Г
Газонасышенность воды 12 13, 106
Газоохладитель турбогенератора 109
Генри закон 104, 372
Геометрическая характеристика пучка 42
Геометрический параметр теплообменного
аппарата 41, 42, 226
Герметичность 9, 168
Гидравлическая плотность конденсатора
261
Гидравлический удар 12
Гидродинамическое сопротивление 8, 83
-----водоподогревателей 85, 166
-----конденсаторов 84, 229
-----параллельно и последовательно
включенных аппаратов 89
----- при закипании воды 91
----- при изменении расхода теплоноси-
теля 88, 89
-----пучка труб с поперечными ребрами
99
-----пучка плавниковых труб 102—103
— — труб с проволочным оребрением
100—101
Гидростатический эффект 360
Горячее водоснабжение 164, 165
Градирни 318—324
д
Давление воды в пароводяных аппаратах
12, 163, 165
— газа — влияние на теплоотдачу и со-
противление 90
—’ масла и воды в маслоохладителях 112.
пометный указатель
Двухпоточный конденсатор 10, 222
Двухступенчатый эжектор 293
Деаэратор назначение 372
плспопный 376
при НИИ и работы 373
с насадкой 377
--- с перегревом воды 374
— тарельчатого типа 375
Десор бция 105
Диагональный шаг разбивки 34, 60
Диаметр патрубков 26
— трубной доски 37—38
— трубок 44, 169, 225
Динамический напор 25
Диффузионный критерий Нуссельта 78,
331, 382, 384
— — Прандтля 382, 384
Диффузия 77
Допустимая высота всасывания насоса 280
Дренаж конденсата греющего пара 11, 169
Е
Емкостный водоподогреватель 180
Ж
Жесткость воды 12, 13, 342
Жидкометаллические теплоносители 395,
409
3
Зависимость мощности турбины от давле-
ния в конденсаторе 202
—- расхода топлива от вакуума 202
Загрязнение поверхности охлаждения кон-
денсатора 339
Закипание воды н насосах 279
Защитные покрытия 43
Зона охлаждения 326
И
Изотермический эжектор 310
Испарители 347
— атмосферные 349
— вакуумные 349
— вертикальные 354
— горизонтальные 353
— секционированные 356
Испарительный конденсатор 270
Использование перегрева пара в подогре-
вателях 195—200
К
Кавитация 279
Капельная конденсация 65
Каскадный метод дренажа И
Катодная защита 346
27’
Квадратная разбивка трубок 35
Кислород в воде 12. 13
Классификация теплообменных аппаратов
6. 7
Компенсация температурных деформаций
9. 2К -30. 168
Конденсатный насос 10. 15, 289
Конденсатоотводчик 167, 171 172
Конденсатор испарителя 12
— паровой турбины 13, 14
— с боковым потоком пара 220, 250
— с восходящим потоком пара 220, 248
— с нисходящим потоком пара 220, 246
— с центральным потоком пара 220, 248
Конденсация пара — влияние парового
сопротивления 75
— пара в присутствии воздуха 71
Конечная температура теплоносителей 49,
56—58
Конструктивный расчет теплообменного
аппарата 46, 49
Концентрическая разбивка трубок 35
Коридорная разбивка трубок 35
Корпус конденсатора 264
Коррозионная устойчивость 43
Коэффициент диффузии 78, 331, 383, 385
— заполнения трубной доски 36—37, 188,
228
— использования трубной доски 37, 188,
228
— массоотдачи 77, 328, 330
— местного сопротивления 83
— объемного расширения газа 59
— оребрения 95, 104
— растворимости газов в воде 104—105,
382
— сопротивления трения 83
сопротивления тропи st в изогнутых
трубах 87
— сопротивления трубного пучка 85—86
— сужения сечения 40
— тепловых потерь 46, 186
Коэффициент теплоотдачи (определение)
48
— теплопередачи 8, 48, 79, 189, 233, 236
— эжекция 294
— эффективности ребра 97, 102, 103
Коэффициенты местного сопротивления
в трубчатых аппаратах 85
Кратность охлаждения 205
— циркуляции 371
критерий Галилея 382
— Грасгофа 59
— Нуссельта 58
— Прандтля 58
— Рейнольдса 58, 383
Критические тепловые нагрузки при
кипении 62—-63
преометныи укизи-i ало
Л
Ламинарное течение пленки конденсата
59, 69
Латунные трубки 43
Линзовый компенсатор
М
Масло турбинное марки Л 115, 118
Маслоохладитель 108, 112
— конструкция 113—115
— основные положения расчета 115—119
— схемы включения по воде 112—113
Массообмен 77, 328
Материалы 43—45, 169
Медные трубки 43
Мельхиоровые трубки 44
Минимальная высота залива конденсат-
ного насоса 280
Многоступенчатое испарение воды 350—
Монель-металл 44
Морская вода 13
Мостик между трубками 33—34, 187
Мощность насоса 282
Н
Нагрев воды в конденсаторе 205
— струи воды паром 81—83
Нагрузочная характеристика теплообмен-
ного аппарата 79—80
Назначение воздухо- и газоохладителя
турбогенератора 12
— деаэратора 11
— эжектора 11
испарителя 12
— маслоохладителя
Накипь 12. 80, 339
Подогрев воды 186, 205,
О
Обесцинкование 43—44
Оборотное водоснабжение 285
Общая длина пути теплоносителя 41, 225
Однопоточный конденсатор 222
Одноходовый конденсатор 227
Оловянистая латунь 44
Оребрение 21, 53, 125
Отбор пара из турбины 10, 163, 164
Отвод воздуха 167
Относительный шаг разбивки трубок 33
Охладитель конденсата 108—111, 170
Охлаждение циркуляционной воды 317
Очистка воздуха 19
П
Пароводяной подогреватель, расчет 185—
194
Паровоздушная смесь 71
Паровое сопротивление 87—88, 220, 230
Паропреобразователи 348
Парциальное давление 71, 105
Первичный теплоноситель (определение) 6
Перекрестный ток 7, 21, 53
Переохлаждение конденсата 107, 170, 186,
220
Переходный режим 59
Питательная вода 13
Плавниковые трубы 102—104
Пленочная конденсация 65
Пленочное испарение 358
— кипение 62
Поверочный расчет теплообменного аппа-
рата 46, 49, 56
Поверхностные аппараты (определение)
6, 13—14
Подвесная камера 16—17, 29—30
Подкисление циркуляционной воды 342
Подогреватель высокого давления 10, 164,
175—177
— низкого давления 10, 164, 171—172
Полный напор насоса 281
Поперечное обтекание пучка 91—95
Поперечный шар разбивки 34,60
Предельный вакуум 203
Присосы воздуха 207, 211, 214. 243
Продольное обтекание пучка 91—96
Продольный шаг разбивки 34
Продувка испарителей 348
Производительность эжектора 311
Протекторная защита 345
Протечки теплоносителя 22, 23, 90, 119
Противоток 7, 21, 50—52, 56
Проходные сечения для пара в конден-
саторе 231
Пруды для охлаждения воды 318
Пружинные опоры конденсаторов 218
Прямоток 7, 50—52
Прямоточное (проточное) водоснабжение
286
Прямоточный пароводяной подогреватель
183
'Пузырчатое кипение 62—63
Пусковой эжектор 306
Р
Радиальная разбивка трубок 35
Радиаторы 109
Развитое турбулентное движение (опре.
деление) 58
Располагаемый температурный напор 51,
53
Распределение потоков в параллельно
включенных участках 89—90
Распределение теплоносителей 23—24
Разрыв трубки 168
и ревметныи
указатель
Растворимость 'азов в воде 104 107
Регенеративный водоиодогреватсль 10,
16, 164, 171—177
Регенеративный конденсатор 221
Регенеративный теплообменный аппарат
(определение) 6
Регулирование температуры нагрева воды
170
Регулирование циркуляр юнного насоса
289
Рекарбонизация циркуляционной воды 343
Реконструкция конденсатора 256—260
Рекуперативный теплообменный аппар:
(определение) G
С
Сальниковое крепление трубок 26
Сальниковый компенсатор 216
— подогреватель 12, 171—174, 175
Связь между процессами тепло- и массо-
обмена 77, 331
Секционный теплообменный аппарат 109
Сепаратор 362
Сетевая вода 13, 108
Сечение межтрубное 38
трубное 38
>фон 286
Скоростной эффект при конденсации пар
66 -68, 167
Скорость теплоносителя 24- 26, 229, 187
См оси тел ь и ы е те и л ообмеп j (ы е пиар а ты
6, 81
Смешанное водяной пленки 66,
69, 70
Содержание воздуха в паре 71
Содержание кислорода в конденсате 106—
107
Сопла для брызгальпых бассейнов 318
Спиральный теплообменник 112
Средний температурный напор 47, 49—57
Средняя температура теплоносителя 54—
55
Срок службы конденсаторных трубок 44
Срыв вакуума 339
Стальные трубки 43
Степень развальцовки 27
регенерации 127
Схема газотурбинной установки 17—18
Схема паротурбинной установки 10
Схема конденсационной установки 15
Схема поверхностного конденсатора 15
Схемы движения теплоносителей 7
поверхности теплообмена 49
Тепловая мощность теплообменного
аппарата 46
Теплогидродинамические требования
к аппаратам 8
Теплоносители атомных электростанций
394
Теплоотдача в изогнутых трубах 59
— гладкотрубных пучков 60
— в кольцевых каналах 58—59
— в прямых трубах 58—59
— при кипении в большом объеме 62
— в трубах 63—65
-----конденсации пара:
внутри горизонтальной трубы 69
— вертикальной трубы 68
в пучке труб 69—70
на горизонтальной трубе 65
— вертикальной трубе 66—67
с примесью воздуха 76—79
— плавниковых труб 102—104
— при свободном движении теплоносителя
61
— труб с поперечными ребрами 96—99
— труб с проволочным оребрением 100—
102"
Теплофикационный подогреватель 16, 17,
108, 177—180
Термические напряжения 30—33, 260, 356
Термическое сопротивление 48, 80
Технологичность конструкции 9
Толщина стенки трубок 44—45, 225
Треугольная разбивка трубок 34
Труба с поперечными ребрами 95—99
— с проволочным оребрением 99—102
Трубная доска конденсатора 262
Трубчатые аппараты 21
Турбулентное течение водяной пленки 66,
'70
У
Ударная коррозия 24, 43—44
Удельная паровая нагрузка конденсатора
206, 236
— поверхность теплообмена 9, 36
U-образные трубки 16—17, 30
Уравнение теплового баланса 46—47
— теплопередачи 47, 81
Ф
Фосфатирование циркуляционной воды
342
Т X
Температура корпуса аппарата 30 Характеристика эжектора 213, 311, 313
— насыщения паровоздушной смеси 72 — конденсатного насоса 291
— питательной вбды 163 — конденсатора 241, 243—245
/7 усищапыц указателе
Характсрнсшю иного насос;
287
Химическая очистка воды 167
Холодильник эжектора 293, 306, 313
Ц
Цельносварная конструкция конденсатора
264
Циркуляционная вода 13
Циркуляционный насос 15, 282
Циркуляция воды в испарителе 356, 368
Ч
Число поперечных рядов в пучке 41, 43, 60
Чистка теплообменника 340
Ш
Шлам 12
Шаг разбивки трубок 33, 228
Э
Эжектор 11, 173, 292 310, 311
Эжекторный конденсатор 277
Эквивалентный диаметр 39, 59
Экономический вакуум 203
Эксплуатационные требования тепло-
обменным аппаратам 8, 9
Я
Ядерный реактор 392
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение................................................................ 3
Основные обозначения.................................................... 4
Глава /. Общие сведения о теплообменных аппаратах и конденсационных
устройствах турбоустановок ................................... 6
§ 1. Классификация теплообменных аппаратов и основные требования
к ним................................................................ 6
§ 2. Конденсационные устройства и теплообменные аппараты паротур-
бинных электростанций........................................ 10
§ 3. Теплообменная аппаратура газотурбинных установок............ 17
1 лава П. Основы конструирования трубчатой аппаратуры................. 21
§ 4. Общие прнишипы проектирования................................. 21
Направление движения теплоносителей............................ 21
Распределение теплоносителей между трубками и межтрубным про-
странством . .................................................. 23
Скорость теплоносителей ....................................... 24
§ 5. Сопряжение трубок с трубными досками.......................... 26
§ 6. Термические напряжения в трубчатых аппаратах.................. 28
§ 7. Разбивка трубок............................................... 33
§ 8. Конструктивные параметры трубного пучка....................... 36
Удельная поверхность теплообмена .............................. 36
Коэффициенты заполнения и использования трубной доски .... 36
Диаметр трубной доски и поверхность теплообмена................ 37
Трубное и межтрубнос сечение пучка............................. 38
Эквивалентный диаметр межтрубного пространства................. 39
Коэффициент сужения сечения и число трубок по ходу потока при
поперечном омывании пучка ..................................... 40
Зависимости между скоростью теплоносителя «трубках и конструк-
тивными параметрами теплообменника ............................ 41
§ 9. Материалы................................................... 43
Глава III. Теория и расчет теплообменных аппаратов................... 46
§ 10. Основные уравнения теплового расчета....................... 46
§ II. Средний температурный напор. Средние и конечные температуры
теплоносителей.................................................... 49
Конечные температуры теплоносителей............................ 56
§ 12- Теплоотдача при неизменном агрегатном состоянии теплоно-
сителя ............................................................ 58
Вынужденное движение в трубах.................................. 58
Поперечное обтекание пучка ...» ............................... 60
Свободное движение в неограниченном пространстве........... 61
§ 13. Теплоотдача при кипении в большом обкоме и трубах . . 62
§ 14. Те глоотдача при конденсации пара.......................... 65
Р' четные формулы для олино'н ой грубы......................... 65
§ 15. Конденсация пара в присутствии воздуха..................... 71
Паровоздушная смесь............................................ 71
Теплоотдача при конденсации пара с примесью воздуха............ 76
§ 16. Определение коэффициента теплопередачи 79
§ 17 Основы методики расчета смесительных аппаратов 81
§ 18. Гидродинамический расчет аппаратов 83
Гидродинамическое сопротивление 83
Особенности расчета при конденсации пара 87
Некоторые практические приложения 89
§ 19. Сопоставление продольного и поперечного обтеканий трубчатой
поверхности теплообмена . 91
§ 20. Теплообмен и гидродинамическое сопротивление пучка ребристых
труб 95
Трубы с поперечными ребрами 95
Трубы с проволочным оребрением 99
Плавниковые трубы 102
§ 21. Растворимость газов в воде 104
Глава IV Теплообменные аппараты, работающие без изменения агрегат-
ного состояния теплоносителей 108
§ 22. Назначение и область применения 108
§ 23. Водоводяные теплообменники 109
§ 24. Маслоохладители 112
Основные положения нструирования маслоохлади-
ic.'ieii 115
§ 25. Воздухо- и газоохладители турбогенераторов . 120
Ус1ройсгво и расположение воздухо- и газоохладителен 121
Основные положения расчета и конструирования 123
§ 26. Воздухоохладители турбокомпрессоров . 125
Особенности расчета и конструирования 126
Воздухоподогреватели газотурбинных установок 127
Степень регенерации и поверхность теплообмена 127
Гидродинамические сопротивления воздухоподогревателя 132
Основные требования к воздухоподогревателям газотурбинной
установки 132
Трубчатые конструкции воздухоподогревателей 134
Пластинчатые конструкции воздухоподогревателей 138
Воздухоподогреватели регенеративного типа 140
§ 28. Методика расчета и основы конструирования теплообменных
аппаратов газотурбинных установок 147
Вывод общих зависимостей 147
Методика применения выведенных зависимостей 150
Анализ зависимости основных параметров воздухоохладителя
от тепловых, гидродинамических и конструктивных показателей 157
Анализ зависимости основных параметров воздухоподогревателя
от тепловых, гидродинамических и конструктивных показателей 158
Глава V. Пароводяные поверхностные подогреватели 163
§ 29. Область применения в схеме паротурбинной установки 163
§ 30. Основные требования и принципы конструирования . 165
§ 31. Конструкции водоподогревателей . 171
§ 32. Расчет пароводяных подогревателей 185
§ 33. Использование перегрева пара 195
Глава Конденсаторы паровых турбин 201
Основные теоретические положения о работе поверхностного кон-
денсатора с водяным охлаждением 201
Вакуум . 201
Основные величины, определяющие работу конденсатора 204
Присосы воздуха и их влияние на работу конденсатора 207
Взаимная связь работы конденсатора и эжектора 213
426
Оглавление
§ 35. Сопряжение конденсатора с турбиной и требования к конструк-
ции поверхностного конденсатора . . . . 215
§ 36. Основные схемы и устройство поверхностных конденсаторов. 219
Основные схемы поверхностных конденсаторов 219
Распределение потоков воды в конденсаторе 222
§ 37. Трубный пучок конденсатора . 225
§ 38. Распределение пара в межтрубном пространстве и паровое сопро-
тивление конденсатора . . . 229
§39. Коэффициент теплопередачи в поверхностном конденсаторе 233
§ 40. Тепловой расчет поверхностного, конденсатор а , . 236
§ 41. Работа поверхностного конденсатора при режимах, отличных
от расчетного . . ...... ... 240
§ 42. Конструкции поверхностных конденсаторов и рациональная ком-
поновка пучка 246
§ 43. Элементы конструкции 260
Трубные доски 262
Корпус и водяные камеры 264
Атмосферный клапан 265
§ 44. Другие системы конденсаторов 267
Воздушные и испарительные конденсаторы 267
Смешивающие конденсаторы 271
Глава VII. Основные элементы конденсационных устройств и краткий
сведения об эксплуатации 279
§ 45. Водяные насосы конденсационных устройств 279
Условия работы и расчетные зависимости 279
Циркуляционные насосы 282
Конденсатные насосы . 289
§J46. Воздушные насосы конденсационных устройств 291
Типы воздушных насосов 291
Расчет эжекторов . 294
Конструкции пароструйных эжекторов 305
Характеристика пароструйного эжектора. 311
§ 47. Охлаждение циркуляционной воды 317
Способы охлаждения воды и их сопоставление 317
Понятие о работе и расчете градирни и брызгального устрой-
ства . . 326
§ 48. Основные сведения об эксплуатации конденсационных устройств . 339
Обеспечение вакуума 339
Водяная плотность конденсатора 344
Протекторная и катодная защиты 345
Глава VIIL Теплообменныё аппараты, работающие с изменением агрегат-
ного состояния обоих теплоносителей (испарители и паропреобра-
зователи) 347
§ 49. Назначение и принцип действия 347
§ 50. Многоступенчатое испарение . . 350
§ 51. Конструкции испарителей и паропреобразователей 353
§ 52. Пути улучшения качества дистиллата 360
§ 53. Расчет испарителей 363
Определение расхода первичного пара 364
Температурный, напор 365
Коэффициент теплопередачи . 367
§ 54. Методик а'расчета вертикальных испарителей с учетом циркуляции
воды ............................................................... 368
Глава /X. Деаэраторы § 55. Назначение и принцип действия деаэраторов § 56. Классификация и типы деаэраторов § 57^ Методика расчета деаэратора Методика расчета массообмена Методика расчета теплообмена . Методика гидродинамического расчета *372 Й74 Й80 3!38О Й87 '389
Глава X. Теплообменные аппараты атомных (ядерных) электростанций 392
Принципиальные схемы атомных электростанций. 392
Теплоносители . . ... -’394
Мощность и к. п. д, атомной электростанции . . $397
Тепловые схемы некоторых атомных электростанций $398
Теплообменная аппаратура атомных электростанций >403
Особенности теплообменников для жидких металлов *409
Литература .. 413
Предметный указатель |*419