АДАПТАЦИЯ МЕТОДИКИ КОНСТРУКТОРСКОГО РАСЧЕТА КОНДЕНСАТОРА ТУРБОУСТАНОВКИ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ЕГО РЕЖИМНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

АННОТАЦИЯ

Проведена адаптация методики конструкторского расчета конденсатора к условиям турбины К-300-23,5 ЛМЗ. Представленная методика позволяет при известных конструктивных размерах конденсатора и заданных параметрах охлаждающей воды определить его режимные характеристики. Предложенная в статье методика основана на трудах Л. Д. Бермана [1, 2] и позволяет учесть взаимосвязь влияния различных параметров на коэффициент теплопередачи.

Ключевые слова: вакуум, конденсатор, паровая турбина, показатели эффективности, тепловая схема, турбоустановка, экономичности, энергоблок.

1. Исходные данные для расчета, граничные условия и допущения математической модели конденсатора

В качестве исходных данных принимаются значения объемного расхода охлаждающей воды через конденсатор (м³/ч) и температура охлаждающей воды на входе в конденсатор (˚С). Данные, принимаемые из расчета тепловой схемы турбоустановки (зависят от режима):

• расход пара в конденсатор;
• расход и энтальпия конденсата греющего пара подогревателя низкого давления ПНД-1 в конденсатор;
• расход и энтальпия конденсата греющего пара сальникового подогревателя (охладителя пара уплотнений) в конденсатор.

Основные конструктивные размеры конденсатора 300-КЦС [3]:

·     число ходов воды в конденсаторе – z = 2;

·     площадь охлаждающей поверхности в конденсаторе – F = 15400 м²;

·     количество охлаждающих трубок – n_тр = 19600 шт.;

·     количество охлаждающих трубок в одном ходе воды – n_ход = 9800 шт.;

·     внутренний диаметр охлаждающей трубки –  26 мм;

·     толщина стенки охлаждающей трубки –  1 мм;

·     наружный диаметр охлаждающей трубки –  28 мм;

·     активная/полная длина охлаждающей трубки –  8,93/9,0 м.

Проектные показатели конденсатора 300-КЦС [3]:

·     расчетная температура охлаждающей воды –  12 ˚С;

·     объемный расход охл. воды через конденсатор –  36 тыс. м³/ч;

·     расход пара в конденсатор –   159,28 кг/с;

·     удельная паровая нагрузка конденсатора –  37,2 кг/м² ∙ ч;

·     кратность охлаждения – m = 62,8.

Граничные условия и допущения математической модели конденсатора:

1.Давление охлаждающей воды на напоре циркуляционных электронасосов (ЦЭН)  принято равным 0,294 МПа (3,0 кгс/см²).

2.Не учитываются расходы технической (охлаждающей) воды на собственные нужды, охлаждение вспомогательных механизмов, подпитку основного цикла и теплосети.

3.Предполагается, что охлаждающие трубки конденсатора со стороны охлаждающей воды условно чистые. Коэффициент, учитывающий влияние загрязнения поверхности охлаждения принят равным 0,83.

4.Пренебрегается наличие стратификации температуры воды в водоеме по глубине.

5.Уровень в водоеме принимается не зависящим от времени года – подпор на всасе ЦЭН постоянен.

6.Принимается, что коэффициент полезного действия (КПД) ЦЭН зависит только от подачи насоса.

7.В расчете не рассматривается отключение одного ЦЭН как способ регулирования расхода охлаждающей воды.

8.Не рассматриваются различия параметров в выхлопных патрубках турбины и половинках конденсатора.

9.На основании характеристик работы циркуляционных насосов выбран диапазон регулирования в пределах 25000÷42000 м³/ч. Регулирование в данном диапазоне возможно при использовании частотно-регулируемого привода (ЧРП). Варианты с отключением циркуляционных электронасосов не рассматривались.

2. Основные положения расчета конденсатора турбоустановки

Тепловой расчет поверхностного конденсатора основывается на основном уравнении теплопередачи [4]:

где,  – количество теплоты, воспринимаемое охлаждающей водой при конденсации пара, кВт;  – средний коэффициент теплопередачи, кВт/(м² ∙ ˚С);  – поверхность охлаждения конденсатора, м²; – средний температурный напор (средняя разность температур между паром и охлаждающей водой), К.

Тепловой баланс поверхностного конденсатора, кВт в общем виде имеет следующее выражение:

где,  – расход конденсируемого пара, кг/с;  – энтальпия пара, направляемого в конденсатор, кДж/кг;  – энтальпия конденсата, кДж/кг;  – теплоемкость охлаждающей воды, кДж/(кг ∙ К);  – расход охлаждающей воды, кг/с; ,  - температуры охлаждающей воды соответственно на входе и выходе из конденсатора, ˚С.

Совместное решение уравнения теплопередачи (1) и уравнения теплового баланса (2) позволяет определить площадь охлаждающей поверхности конденсатора , м²:

Коэффициент теплопередачи  неодинаков в различных точках поверхности охлаждения; изменяется по ходу потока паровоздушной смеси, зависит от содержания неконденсирующихся газов и нагрузки. Поэтому в аналитических расчетах используется средний коэффициент теплопередачи  по всей поверхности охлаждения конденсатора.

Следующим этапом расчета конденсатора является конструкторский расчет -  определение основных размеров конденсатора (количество ходов, число трубок и их длина и др.) по найденной величине поверхности охлаждения.

Удельная паровая нагрузка конденсатора, кг/м²∙ч определяется по формуле:

где,  – расход пара в конденсатор, кг/с; – площадь охлаждающей поверхности в конденсаторе, м².

Кратность охлаждения вычисляется следующим образом:

где,  – плотность охлаждающей воды, кг/ м³.

Алгоритм программы расчета конденсатора представлен на рисунке 1.

Рисунок 1. Блок-схема программы расчета конденсатора по адаптированной методике

3. Расчет гидравлического сопротивления конденсатора

Для определения средней скорости охлаждающей воды в конденсаторе, м/с используем выражение:

где,  – число ходов охлаждающей воды; – внутренний диаметр охлаждающих трубок, м.

Гидравлические потери давления охлаждающей воды, кгс/см² рассчитаны по формуле [2]:

где,  – полная длина охлаждающих трубок, м.

Давление охлаждающей воды на выходе из конденсатора, МПа:

Среднее давление охлаждающей воды в конденсаторе, МПа:

4. Расчет коэффициента теплопередачи по формуле Л. Д. Бермана [1]

Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора , ˚С в первом приближении принимается, а в дальнейшем уточняется по формуле:

где, – нагрев охлаждающей воды в конденсаторе, ˚С.

Средняя температура охлаждающей воды в конденсаторе, ˚С:

Теплоемкость, удельный объем и плотность охлаждающей воды определяются как следующие функции [5]:

Величина, характеризующая предельное отношение фактической и граничной удельных паровых нагрузок определяется по следующему соотношению:

Для конденсационных установок, находящихся в удовлетворительном состоянии, Л. Д. Берман дает следующие соотношения для множителя , учитывающего изменение паровой нагрузки конденсатора :

где, .

Коэффициент a, учитывающий влияние загрязнения поверхности охлаждения зависит от местных эксплуатационных условий и принимается в следующих пределах:

• при прямоточном водоснабжении и чистой воде – a = 0,80 ÷ 0,85;
• при оборотном водоснабжении и химической обработке воды (хлорирование, обработка СО₂) – a = 0,75 ÷ 0,80;
• при грязной воде и возможности образования минеральных или органических отложений – a = 0,65 ÷ 0,75;
• при расчете новых конденсаторов - a = 0,80 ÷ 0,85.

При увеличении числа ходов воды  при постоянном ее расходе приводит к увеличению скорости воды и росту коэффициента теплопередачи . Коэффициент , учитывающий влияние числа ходов воды в конденсаторе:

Коэффициент, учитывающий влияние режимных параметров:

Средний коэффициент теплопередачи , кВт/(м² ∙ ˚С) по всей поверхности охлаждения конденсатора определяется по эмпирической формуле Л. Д. Бермана:

5. Определение температурного напора и давления в конденсаторе

Давление в конденсаторе турбины, МПа в первом приближении принимается, а в дальнейшем уточняется как функция от температуры насыщения водяного пара [5]:

Энтальпия пара на входе в конденсатор , кДж/кг; расходы конденсата греющего пара из ПНД-1 и сальникового подогревателя в конденсатор, кг/с и энтальпии их конденсата, кДж/кг принимаются из расчета тепловой схемы энергоблока с турбиной К-300-23,5 ЛМЗ.

Энтальпия основного конденсата на выходе из конденсатора , кДж/кг находится как функция от давления в конденсаторе турбины [5]:

Удельная теплота парообразования (конденсации), кДж/кг определяется:

Тепловая мощность конденсатора Q, кВт:

Среднелогарифмический температурный напор , ˚С определяется из основного уравнения теплопередачи:

Нагрев охлаждающей воды в конденсаторе турбины, ˚С определяется из уравнения теплового баланса конденсатора:

Недогрев охлаждающей воды в конденсаторе турбины, ˚С:

Температура насыщения водяного пара в конденсаторе, ˚С:

Далее расчет повторяется с уточнением принимаемых величин до достижения необходимой точности. Результатами расчета конденсатора по адаптированной методике стали данные, представленные в таблице 1.

Таблица 1.

Результаты расчета конденсатора по адаптированной методике

Исходя из полученных данных можно сделать следующий вывод: при увеличении расхода охлаждающей воды, подаваемого ЦЭН, происходит увеличение скорости охлаждающей воды при её движении по трубкам конденсатора, что приведет к росту среднего по поверхности конденсатора коэффициента теплопередачи (за счет интенсификации теплоотдачи от стенки трубки к охлаждающей воде) и дальнейшему снижению абсолютного давления в паровом пространстве конденсатора и выходном патрубке цилиндра низкого давления ЦНД (углубление вакуума).

Повышение температуры охлаждающей воды при постоянной плотности теплового потока (т.е. тепловой мощности конденсатора и площади поверхности) и неизменном расходе охлаждающей воды приводит к снижению температурного напора за счет увеличения нагрева охлаждающей воды в конденсаторе (уменьшается недогрев до температуры насыщения водяного пара).

6. Определение режимных характеристик конденсатора на заданные параметры охлаждающей воды

На основе разработанной методики расчета конденсатора турбины К-300-23,5 ЛМЗ определены режимные характеристики конденсатора на заданные параметры охлаждающей воды. Характеристики, полученные при моделировании конденсатора КЦС-300 турбины К-300-23,5 ЛМЗ представлены на рисунках 2 – 4. При построении данных зависимостей не учитывалось изменение данных, принимаемых из расчета тепловой схемы:

• энтальпии пара на входе в конденсатор;
• расхода и энтальпии конденсата греющего пара КГП ПНД-1 в конденсатор;
• расхода и энтальпии КГП СП в конденсатор.

Режимные характеристики конденсатора 300-КЦС определялись для следующих параметров:

Таблица 2.

Исходные данные

В результате расчета получены следующие зависимости:

Рисунок 2. Зависимость абсолютного давления в конденсаторе от расхода и температуры охлаждающей воды

Зависимость, представленная на рис. 2 построена при расходе пара в конденсатор 585,37 т/ч (расход пара в голову турбины 942,24 т/ч), соответствующему номинальной мощности смоделированной турбины.

По графику видно, что увеличение расхода охлаждающей воды через конденсатор улучшает вакуум в конденсаторе (абсолютное давление снижается). Однако снижение давления за турбиной ограничено пропускной способностью последней ступени турбины. По достижении в выходном сечении рабочей решетки последней ступени предельного значения давления (предельный вакуум), зависящего от расширительной способности косого среза рабочей решетки, дальнейшее снижение абсолютного давления в конденсаторе не приводит к приросту мощности турбины. Напротив, увеличение температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор приводит к увеличению абсолютного давления в конденсаторе (ухудшению вакуума).

Рисунок 3. Зависимость абсолютного давления в конденсаторе от расхода пара в конденсатор и температуры охлаждающей воды

Зависимость, представленная на рис. 3 построена при номинальном расходе охлаждающей воды (36000 м³/ч). По графику видно, что увеличение расхода пара в конденсатор (набор электрической мощности турбоагрегатом) при любом значении температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор приводит к увеличению абсолютного давления в конденсаторе.

Зависимость температурного напора в конденсаторе от расхода пара в конденсатор и температуры охлаждающей воды, представленная на рис. 4, построена при номинальном расходе охлаждающей воды (36000 м³/ч).

Рисунок 4. Зависимость температурного напора в конденсаторе от расхода пара в конденсатор и температуры охлаждающей воды

По графику видно, что увеличение расхода пара в конденсатор (набор электрической мощности турбоагрегатом) при любом значении температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор приводит к увеличению температурного напора в конденсаторе.

Сравнение зависимостей, представленных на рис. 2 - 4 в диапазоне изменения расхода пара в конденсатор 280÷660 т/ч показало хорошую сходимость с данными типовой энергетической характеристики конденсатора 300-КЦС [3]. Анализ полученных на основании компьютерной программы характеристик конденсатора выявил, что для определения оптимальных режимов работы турбоустановки К-300-23,5 ЛМЗ необходимо уточнение расчета с учетом данных расчета тепловой схемы.

Список литературы:

1. Берман Л.Д., Коэффициент теплопередачи поверхностного конденсатора, «Известия ВТИ», 1951, № 3.
2. Конденсационные установки, И. Н. Кирсанов, Издательство «Энергия», Москва, 1965.
3. РД 34.30.725-95 Типовая энергетическая характеристика конденсатора 300 КЦС-1(3) турбины К-300-240 ПО ЛМЗ, ОРГРЭС, Москва, 1995.
4. Тепломассообмен: учебное пособие для вузов, Ф. Ф. Цветков, Б. А. Григорьев, Издательский дом МЭИ, Москва, 2011.
5. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: Справочник; Александров А.А., Григорьев Б.А.